1.Химический состав топлива в процентах по весу:

Массовое содержание углерода С = 0,87

Массовое содержание водорода Н = 0,126

Массовое содержание серы S = 0,02

Массовое содержание кислорода O = 0,04

Массовое содержание азота N = 0,0017

Молярная масса кислорода в воздухе ₀₂ = 32 кг/кмоль (принимаем).

Молярная масса азота в воздухе _N2 = 28 кг/кмоль (принимаем).

Молярная масса воздуха ( 0.23+0.77=1), кг/кмоль: _в = 0,23·₀₂ + 0,77·_N2 = 0,23·32 + 0,77·28 = 28,92.

Теоретическое количество воздуха, необходимое для полного сгорания 1 кг топлива,

Кмоль\кг : L₀=

==0,560 кмоль\кг

Теоретическое количество воздуха, необходимое для полного сгорания 1 кг топлива, кг/кг:

L_o′= = 28.92 х 0.56 = 16.1

В воздухе находится примерно 21% кислорода.Теоретически для сгорания 1кг топлива необходимо около 16 кг воздуха.

В дизелях, ввиду незначительного времени для смесеобразования внутри цилиндра, топливо недостаточно хорошо перемешивается с воздухом, и полного сгорания при подаче в цилиндр L_o кмоль воздуха не будет. Для обеспечения полного сгорания топлива и на случай перегрузки двигателя в цилиндр вводится воздуха больше теоретически необходимого.

Отношение количества воздуха, действительно поступившего в цилиндр L, к количеству воздуха, теоретически необходимому L_o, называется коэффициентом избытка воздуха при горении, который обозначается α

Таким образом, количество воздуха, действительно поступившего в цилиндр для сжигания 1 кг топлива, будет равно L = aL₀ кмоль, или L'=aL'_o м^г, или L"=28,96 L"_Q кг воздуха.

Коэффициент избытка воздуха при горении зависит от типа двигателя и способа смесеобразования. Чрезмерное повышение а приводит к увеличению объема цилиндра, а избыточный воздух, не участвуя в горении,— к излишним тепловым потерям и снижению средней температуры рабочего цикла.

Величина а для дизелей колеблется в пределах 1,3-2,2.

Количество смеси газов в цилиндре до начала и в конце горения.

Для сжигания 1 кг топлива в цилиндр вводится L кмоль воздуха. Кроме того, в нем имеются остаточные газы в количестве М_г кмоль. Таким образом, в период сжатия до момента начала горения цилиндр будет заполнен смесью воздуха и остаточных газов в количестве

М_г = L + М_г = (1 + М_г / L)кмоль.

Так как отношение М_г / L = М_г /Мs =γr т е. коэффициенту остаточных газов, то

М₁ = (1 + γr ) L кмоль

В состав смеси газов, находившихся в цилиндре в конце горения, кроме продуктов сгорания СО₂ и Н₂О входят кислород вследствие наличия избытка воздуха и азот, не участвующий в горении.

Число киломолей СО₂ и Н₂О определяют на основе формул химических реакций, исходя из условия полного сгорания горючих элементов топлива.

Количество киломолей М'₂ смеси продуктов сгорания, азота и избыточного кислорода

М'₂ =С/12 + Н/2 + (a- 0,21) L_o кмоль.

Отношение числа молей смеси продуктов сгорания М'₂ к числу молей свежего заряда L называется теоретическим (химическим) коэффициентом молекулярного изменения:

β₀= М'₂/ L

Если учесть, что в цилиндре двигателя от предыдущего цикла остается М_г кмоль остаточных газов, то общее количество смеси в конце сгорания М₂ будет суммой М₂ = М'₂+М_г кмоль.

Отношение общего количества киломолей смеси газов в конце сгорания М₂ к числу киломолей до сгорания М_г называется расчетным, или действительным, коэффициентом молекулярного изменения:

β=М₂/М₁=( М'₂+М_г)/( L+ М_г)

Разделив почленно числитель и знаменатель на L, получим:

β=( β₀+ γr)/(1+ γr)

Величина β для дизелей лежит в пределах 1,02—1,05.

Ответить на следующие вопросы:

1. определение угла опережения подачи топлива.

2. Что понимают под периодом задержки воспламенения.

3. Какие условия необходимы для качественного смесеобразования перед

самовоспламенением топлива в цилиндре.

4. Понятие о низшей теплотворной способности топлива.

5. Определение и назначение коэффициента избытка воздуха.

3.2-4 основы теории ДВС 2012

Процесс сгорания, параметры процесса сгорания .

Для современных д.в.с. оптимальная продолжительность процесса сгорания составляет примерно 0,02—0,0025 сек. Поршень при этом к кон­цу сгорания успевает переместиться по направлению к н.м.т. на расстоя­ние, соответствующее около π/12 рад (15°) поворота кривошипа после в.м.т. Чтобы управлять продолжительностью процесса сгорания, необхо­димо глубокое знание всех химических и физических явлений, связанных с этим процессом, и всех факторов, оказывающих влияние на его про­текание.

Угол опережения подачи топлива для дизелей в зависимости от их типа находится в пределах 15⁰--33⁰. на развернутой диаграмме это т.k.

В т.m происходит воспламенение топлива. k-m --- есть период задержки самовоспламенения. За это время в цилиндр поступает 15-50 % топлива от цикловой дозы, которое успевает испариться и перемешаться с воздухом. Остальное топливо цикловой дозы поступает в камеру сгорания после т. m, т.е. поступает уже в среду охваченную пламенем.

Процесс сгорания топлива на диаграмме условно можно разделить на четыре фазы :

1. период задержки самовоспламенения k-m.

2. фаза быстрого нарастания давления m- z¹.

3. фаза сгорания основной дозы топлива, во время которой давление существенно не изменяется z¹-z.

4.. фаза догорания топлива z-n. Доходит до 1\3 хода поршня.

Как установлено из рассмотрения процесса сгорания, момент воспла­менения топлива не совпадает с моментом ввода его в цилиндр двига­теля в среду воздуха, имеющего довольно высокие температуру и давле­ние.

От продолжительности этого отставания зависит интенсивность нарастания давления во время второго периода сгорания. Зависимость ин­тенсивности второго периода от первого вытекает из следующего: если продолжительность первого периода сгорания будет велика, то к моменту воспламенения в цилиндре двигателя сосредоточится значительная часть топлива от всей порции, подаваемой на цикл. Это приведет к резкому нарастанию давления во время второго периода сгорания, т. е. к жесткой работе двигателя, поскольку во время второго периода в сгорании будет участвовать топливо, поданное за первый и подаваемое за второй перио­ды сгорания

развернутая диаграмма изменения

давления и температуры сгорания

Нарастание давления во время процесса сгорания топлива в цилиндре характеризуется скоростью нарастания давления на 1 град.поворота коленвала.

Для нормальной работы дизеля она составляет примерно 4-8 кг\см² в зависимости от конструкции дизеля.

Установлено, что для достижения нормальной скорости нара­стания давления во время второго периода сгорания необходимо всеми возможными мерами сокращать продолжительность первого периода, так как регулировать интенсивность второго периода сгорания пока не представляется возможным.

Продолжительность первого периода сгорания и интенсивность сго­рания во втором периоде зависят от: качества топлива, оцениваемого температурой самовоспламенения и цетановым числом; степени сжатия; материала поршней, определяющих температуру днища поршня; качест­ва распыла, оцениваемого тонкостью и однородностью дробления впрыс­киваемого топлива; завихрений сжимаемого воздуха; закона подачи топлива, при изменении которого оказывается возможным изменять ко­личество топлива, подаваемого за первый период сгорания; начала впрыска, характеризуемого углом опережения впрыска; нагрузки, оцени­ваемой количеством топлива, подаваемого на цикл; числа оборотов; ин­тенсивности охлаждения и др.

Перечисленные факторы должны определяться исходя из соображе­ний, обеспечивающих сокращение первого периода сгорания по времени и углу поворота коленчатого вала.

Например , при увеличении угла опережения подачи топлива скорость нарастания давления и Pz вырастут, а температура газов на выпуске снизится, и наоборот.

Уравнение сгорания. В состав смеси газов, находящейся в цилиндре в конце горения, входят N, О, Н₂О, СО₂ и остаточные газы от предыдущего рабочего хода. Ввиду того, что теплоемкости всех компонентов разные, в расчет нужно вводить суммарные теплоемкости.

При сгорании 1 кг топлива должно выделяться Q_H дж теплоты.' В действительном рабочем цикле ввиду несовершенства смесеобразования часть топлива не сгорает. В силу этой же причины, а также из-за малого периода сгорания, в особенности у быстроходных двигателей, топливо не успевает сгореть на участке mz'z и догорает на линии расширения zn. Таким образом, за расчетный (теоретический) период сгорания (участок mz'z) фактически теплоты выделяется меньше, чем Q_H.

Однако и выделившаяся на участке mz'z теплота не полностью используется для повышения внутренней энергии газов и совершения внешней работы, так как часть ее поглощается стенками цилиндра, а часть теряется на диссоциацию продуктов сгорания.

Для наибольшего приближения расчетного цикла к действительному рабочему циклу вводится понятие о коэффициенте использования теплоты при сгорании

ξ учитывающем все указанные выше потери.

Коэффициентом использования теплоты при сгорании называется доля располагаемой теплотворности топлива Q_H, идущая на увеличение внутренней энергии газа и совершение внешней работы за теоретический период сгорания.

Следовательно, количество теплоты, использованное для повышения внутренней энергии газа и совершения внешней работы за период сгорания (в дж/кг),

Q'_H= ξ Q_H

Коэффициент использования теплоты зависит от формы камеры сгорания, быстроходности двигателя и других факторов. По опытным данным для дизелей ξ равен 0,70—0,90.

В цикле смешанного сгорания вся полезно используемая теплота Q'_H складывается из двух частей: теплоты, выделившейся на участке сгорания при постоянном объеме которая полностью идет на увеличение внутренней энергии газа, и теплоты, выделившейся на участке сгорания при постоянном давлении (линияz'z), часть которой идет также на увеличение внутренней энергии газа, а часть — на совершение внешней работы за период расширения газа на участке z'z.

Если учесть сказанное, уравнение теплового баланса можно запи­сать в следующем виде:

и_с+ Q'_H= u_z+ L_z'_z

где и_с — внутренняя энергия М₁ кмоль смеси воздуха и остаточных газов в конце сжатия в дж;

u_z — внутренняя энергия М₂ кмоль смеси газов в конце горения в дж;

L_z'_z — внешняя работа, совершаемая газами на участке z'z, вдж.

После подстановки значений и_с, u_z, L_z'_z и некоторых преобразований получим уравнение сгорания смешанного цикла

(µc_v+8314λ)Tc+ ξ Q_H/М1= β µc_рТ_z дж/кг

Для цикла быстрого сгорания уравнение будет иметь вид

µc_v Tc+ ξ Q_H/М1= β µc_рТ_z дж/кг

Определение температуры, давления и объема в конце сгорания.

В правые части уравнений сгорания входят теплоемкости, зависящие от T_z. Поэтому после подстановки численных значений эти уравнения будут полными квадратными уравнениями относительноT_z. Решив их, можно найти температуру конца сгорания.

Процесс сгорания характеризуется степенью повышения давления- отношением максимального давления сгорания к давлению сжатия:

р_z./ р_с= λ

Так как при определении T_z для цикла смешанного сгорания в уравнении после подстановки необходимых значений окажутся две неизвестных величины: T_z и λ.

Степенью повышения давления λ. следует задаться, руководствуясь допустимым для данного типа двигателя давлением в конце сгорания р_z.

При выбранном значении λдавление в конце сгорания для цикла

смешанного сгорания находят из выражения

р_z./ р_с= λ р_z= λ р_с

Давление в конце сгорания для цикла быстрого сгорания определяют после вычисления T_z

Для судовых дизелей λ=1,3~2,5,

р_г= (4,4-14,0) Мн/м² = (44-140)кгс/см² и

T_z= (1700-2200)°K.

Объем в цикле быстрого сгорания не увеличится, так как в расчетном цикле предполагается, что топливо сгорает при постоянном объеме, т. е. V_Z=V_C.

Степень предварительного расширения ρ— отношение объема Vz в конце подвода теплоты (или в конце горения для реальных двигателей) к объему в конце сжатия Vс p= Vz./ Vc.

Для дизелей составляет 1.2-1.6

Степень последующего расширения δ — отношение объема Vб в конце расширения к объему Vz в конце подвода теплоты (в конце горения в реальных двигателях):

• δ= Vb/ Vc.

• Для дизелей примерно равно----------8-10,5

Ответить на следующие вопросы:

1. от каких факторов зависит период задержки самовоспламенения.

2. на сколько фаз условно можно разделить процесс сгорания.

3. от чего зависит скорость нарастания давления во время процесса сгорания.

4.. если изменить угол опережения подачи топлива, как изменяться Pz и Tz и по каким причинам.

5.. Определение степени предварительного расширения.

3.2-5 основы теории ДВС 2012

Процесс расширения. параметры процесса расширения

В отличие от идеального в рабочем цикле газы расширяются не по адиабате, а по политропе с переменным показателем п₂.

В течение всего процесса расширения происходит теплообмен между газами и стенками цилиндра. В начале расширения в результате догорания топлива к газу будет подводиться теплота. За этот период n₂<k, и политропа расширения расположится выше адиабаты (рис. 241). Затем догорание топлива ослабляется и п₂ повышается.

По окончании догорания приток теплоты к газу прекратится, и вследствие дальнейшей теплоотдачи значение п₂ становится больше k (участок кривой mb).

Среднее значение п₂ может колебаться от 1,20 до 1,35. На величину п₂ влияют следующие факторы:

1. Догорание топлива, уменьшающее значение п₂. При этом кривая расширения располагается выше адиабаты, приближаясь к изотерме.

В дизелях процесс догорания заканчивается примерно на 1/3 хода поршня.

2. Теплоотдача от газа через стенки цилиндра к охлаждающей воде.Она увеличивает п₂, и линия расширения будет проходить ниже адиабаты, так как n₂>k.

3. Быстроходность двигателя, с повышением которой догорание увеличивается и значение п₂ уменьшается. С изменением режима работы двигателя изменяется и значение п₂. При увеличении частоты вращения продолжительность (по времени) теплоотдачи, а следовательно, и п₂уменьшаются. Догорание и диссоциация продуктов сгорания будут иметь наибольшие значения в начале процесса расширения.

4. Однако плохое смесеобразование и поздняя подача топлива могут привести к его догоранию на протяжении почти всего хода расширения, результатом которого будет высокая температура выпускных газов (т.b), повышенный расход топлива, перегрев ДВС и пониженная мощность.

В расчетном цикле предполагается, что расширение происходит до н. м. т. Следовательно, объем в конце расширения Vb будет равен полному объему цилиндра V_a- Определим давление Рb и температуру Тb в конце расширения.

Из уравнения политропы для точек начала и конца расширения

Рz V z ⁿ²=Р_b Vⁿ_bⁿ²= Р_b Va ⁿ² получим, что Р_b= Рz(V z/ Va) ⁿ²

Умножив и разделив правую часть уравнения на Vс ⁿ², находим что

Р_b= Рz(V z/ Vс∙ V с/ V a ) ⁿ²

Отношение V z/ Vс=ρ называется степенью предварительного расширения

Отношение V a / V z = δ называется степенью последующего расширения

Подставив значения ρ и V с/ V a=1/ε , получим давление в конце расширения для циклов смешанного и медленного сгорания : Р_b= Рz(ρ/ε) ⁿ²

Учитывая, что(ρ/ε) =1/δ формулу можно переписать в таком виде: найдем, что

Для двигателей, работающих по циклу быстрого сгорания,ρ = 1.Следовательно, из формулы найдем, что

Р_b= Рz/ε ⁿ²

Температуру в конце расширения также определяют из уравнения политропы

Т_z V_z ^n2-1= T_b V_b ^n2-1 = Т_b Vа ^n2-1

откуда T_b= Т_z(V_z/ Vа) ^n2-1. Умножив и разделив правую часть уравнения на Vс ^n2-11, получим температуру в конце расширения для циклов

смешанного и медленного сгорания: термометры контроля температуры

T_b= Т_z(V_z/ V с^∙ V с/ V a) ^{n2-1 выпускных газов и охлаждения ДВС.}

откуда T_b= Т_z(ρ/ε) ^n2-1или T_b= Т_z/δ ^n2-1

Для двигателей со сгоранием при постоянном объеме δ = ε. Значит, T_b= Т_z/ε ^n2-1

По опытным данным для дизелей Р_b = (0,24—0,49) Мн/м² = (2,4-4,9) кгс/см² и Т_ь= (900-200)°К.

В период выпуска преодолеваются вредные сопротивления в выпускном канале, трубопроводе и глушителе, на что затрачивается работа. Она увеличивается с повышением скорости газов. Давление газов в цилиндре за период выпуска не остается постоянным, в результате чего они движутся с переменной скоростью. В начале выпуска скорость их больше, чем в конце.

Ввиду того что колебания давления газов при выпуске не поддаются точному теоретическому подсчету, в расчетах обычно вместо переменного давления используют среднее постоянное давление газов в период выпуска.

Необходимо различать давление в период выпуска в цилиндре Pr и давление в выпускной трубе. Среднее давление в период выпуска Pr в цилиндре выше давления в выпускной трубе.

Температура газов в период выпуска как в цилиндре, так и в выпускном трубопроводе также не остается постоянной.

Средняя температура газов непосредственно за выпускным коллектором для двигателей, по данным проф. Ваншейдта, находится в пределах (250-450) °С

Ответить на следующие вопросы:

1. почему такт расширения ( рабочий ход ДВС) является политропным.

2. понятие степени предварительного расширения.

3. понятие степени последующего расширения.

4. от каких факторов зависит значение температуры выпускных газов.

4. как реально на двигателях контролируют Тz

3.2-6 основы теории ДВС 2012

Построение индикаторной диаграммы.

Ср.индикаторное давление. Виды мощностей

Построение расчётной индикаторной диаграммы

Индикаторная диаграмма служит исходным материалом для динамического и прочностного расчета двигателя. Построение индикаторной диаграммы можно выполнить двумя способами:

1. графическим ( способ Толле)-по двум известным точкам а-с для политропы

сжатия и b-z для политропы расширения.

2. аналитическим. Построение индикаторной

Здесь приведен пример построения диаграммы диаграммы способом Толле

аналитическим способом.

Построение диаграммы выполняется на миллиметровой бумаге.

1.По оси абцисс откладываем объем цилиндра. Рекумендуемая длина V_a= 250 мм,

По оси ординат Pz= 200мм. Масштаб давлений будет Мд = 200\Pz = мм

на 1 кг\см² (Мпа). Pz указано в задании.

2 определяем на диаграмме объем камеры сжатия:

Vc= 250\  = мм и откладываем Vc на диаграмме. Из точки объема камеры сжатия проводим пунктирную прямую вверх ( ордината давлений) и согласно масштаба Мд находим точки Рс*Мд и Pz*Мд.

3 определяем и проводим линию атмосферного давления: Р₀ * Мд= мм, параллельно линии объемов.

4аналогичным способом ( с учетом масштаба Мд) находим точки Рв начала выпуска и Ра- давление конца наполнения(начало сжатия) и давление выпуска

5 построение политроп сжатия и расширения: точки на диаграмме

находим из условия ,

Т.е. в любой точке политропы произведение давления на объем остается постоянным.

Вычисления лучше проводить в миллиметрах,т.е объем и давление через соответствующие масштабы преобразованы в миллиметры на координатах диаграммы.

Пример:

по расчетам Рz( Pz¹)=

= 8 МПа,что равно на диаграмме 200мм. Масштаб давлений :

Мд= 200\8= 25мм на 1Мпа.

Проводим атмосферную линию

P₀ * 25= мм.

Проводим линию давления впуска Pa * 25= мм.

Проводим линию давления выпуска Pb₁ * 25= мм.

Степень сжатия = 14.

Рс= 6 Мпа. (Pc)-т.С -25 * 6 = 150 мм.

Определяем т.b- Pb * 25= мм

Показатель политропы сжатия и расширения: n¹ = 1.36 n² = 1.28

Объем камеры сжатия : Vc= 250мм\14= 17.85 мм.

Для расчета используем уравнение термодинамики PVⁿ¹ =const

Согласно уравнению в точке Рс-- PVⁿ¹= 150*17,85^1.36= 150 * 50.37=7556=const

Это произведение будет постоянным для любой точки политропы сжатия

Найдем давление в миллиметрах для объема т.1¹¹, --(Vz) объема предварительного расширения в т.Z

Vz= Vc *  = 17.5 * 1.95 = 34 мм

Р в т.1¹ на политропе сжатия в мм 7556\ 34^1.36 =7556\121.= 62 мм. Следующий расчет давления в мм в т.2¹ ведем для объема в точке 2¹¹ – 34+15= 49 мм и так далее.

Аналогично строят политропу расширения с соответствующим расчету показателя n₂,предварительно взяв за произведение PVⁿ² =const точку объема конца предварительного расширения Z:

Pz* Vⁿ² = 200 * 34^1.28 = 18252

расчет точек политроп необходимо проводить через каждые 20мм объема после чего соединить их с помощью лекала.

Таблица расчета политроп сжатия и расширения

Точки объемов	Объем для точек в мм V	Точка на политропе сжатия	Давление сжатия вмм Const PVn1= 7556 7556\ Vn1 = Рс	Точка на политропе расширения	Давление расш. в мм Const PVn2 =18252 18252\ Vn2 = Pz
Vc	17.4	С	150	Z1	200
Vz(111)	34	11	62	z	200
211	49	21		2	125
311	60	31		3
411	75	41		4
И т.д.

Среднее индикаторное давление.

Для удобства вычисления мощности двигателя обычно вводится условное понятие среднего индикаторного давления.

Средним индикаторным давлением pi называется условное среднее постоянное давление в рабочем цилиндре, которое, действуя на поршень в течение одного его хода, совершает ту же работу, что и переменное давление за весь цикл.

Среднее теоретическое индикаторное давление расчетного цикла p'i может быть определено графически по построенной теоретической диаграмме или вычислено по параметрам, характеризующим работу двигателя и полученным в расчете.

Графически среднее индикаторное давление представляет в некотором масштабе высоту прямоугольника, площадь которого равна площади индикаторной диаграммы, а основание — длине диаграммы

Для определения p'i по диаграмме следует сначала найти ее пло­щадь с помощью планиметра. Поделив затем площадь диаграммы на длину и масштаб давлений, получим значение среднего индикаторного давления. Таким образом проводят вычисления в судовых условиях для дизелей, оборудованных индикаторными приводами для снятия индикаторных диаграмм.

При отсутствии планиметра p'i приближенно определяют следующим способом.

разделим площадь индикаторной диаграммы на вертикальные отрезки на равном расстоянии ( через 10мм ),сложим их длины и разделим на их количество, общую длину отрезков на разделим на масштаб давлений и найдем

P_{i гр.}=

Второй вариант- определить площадь индикаторной диаграммы и разделить на объем (все в мм ). Полученное значение с учетом масштаба давлений дает P_iгр.

_{В реальной диаграмме процесс сгорания, начала выпуска имеет скругления. учитываем это коэффициентом полноты} диаграммы ,который принимаем 0.95-0.98

тогда P_iгр¹ _=0.9* P_iгр

аналитически среднее индикаторное давление расчитывается по формуле:

p'_i = p_с/(ε-1)[λ/n₂-1(1-1/ε ^n2-1)-1/ n₁-1(1-1/ε ^n1-1)

По опытным данным, среднее индикаторное давление равно:

у судовых дизелей без наддува (0,54-0,93) Мн/м² = (5,4-9,3) кгс/см²

у судовых дизелей с наддувом (0,64-0,96) Мн/м²=(6,44-19,6)кгс/см²

ВИДЫ МОЩНОСТЕЙ.

Площадь индикаторной диаграммы выражает работу цикла L_i = р_iV_s.

Как известно , работа в единицу времени есть мощность.

ИНДИКАТОРНАЯ И ЭФФЕКТИВНАЯ МОЩНОСТИ

Видов (абсолютной и относительной) мощности в двигателях внутреннего сгорания различают несколько.

1. Мощность индикаторная- развиваемая газами непосредственно внутри цилиндров двигателя.

Если коленчатый вал одноцилиндрового четырехтактного дви¬гателя делает n об/сек, то за 1 сек в его цилиндре совершается n/2 цикл/сек. В цилиндре двухтактного дизеля при п об/сек его коленчатого вала совершится п цикл/сек. Зная работу газа за один цикл Lі дж и количество циклов в секунду, определяют работу, совершаемую газом внутри цилиндра за секунду, т. е. мощность, называемую внутренней или индикаторной. Для четырехтактного двигателя Ni = Li n/2 , Для двухтактного двигателя Ni = Li n.

Общую формулу для четырехтактных и двухтактных двигате¬лей получают, введя коэффициент тактности k, равный 0,5 для четырехтактных и единице для двухтактных простого действия.

Следовательно, индикаторная мощность в одном цилиндре

так как2Sn = C_m (где С_т — средняя скорость поршня), то

Ni=0,393 D² p_i∙ C_m ∙i

При измерении p_i в кгс/см² и выражении мощности в л. с. ход вывода формулы не изменится, и в окончательном, виде получим:

Ni=52,3 D² p_i∙ C_m ∙i (л.с.) где pi — в кгс/см²; D— в м;

i=Z/2 для четырехтактных двигателей

i=Z для двухтактных двигателей

Z число цилиндров

2. Мощность эффективная- замеренная на коленчатом валу,. Это есть индикаторная мощность с учетом механических потерь в двигателе

Ne= Ni n_m ,

где n_m – коэффициент механическиъх потерь в ДВС ( механический КПД)

Вычисление Nе по формуле, конечно, будет неточным, так как правильно оценить вредные сопротивления не представляется возможным, а теоретическому подсчету они не поддаются. Поэтому на практике эффективную мощность обычно определяют опытным путем на стенде и величину ее указывают в паспорте двигателя.

Гидравлический тормоз Юнкерса для замера эффективной мощности.

Стенд испытания ДВС ( обкатки, определения параметров) с помощью нагрузочного генератора

3. мощность номинальная- гарантируемая заводом-изготовителем для определенных длительных условий работы эффективная мощность двигателя.

4. мощность максимальная- на 10 % больше эффективной .По этой мощности устанавливается ограничение рейки ТНВД с пломбой.

Ответить на вопросы:

1. дать определение среднего индикаторного давления.

2. Что выражает площадь индикаторной диаграммы.

3. В чем разница между индикаторной и эффективной мощностью.

4. С какой целью ставят ограничитель с пломбой на рейке ТНВД.

5. Как замеряют индикаторную мощность.

6. Как замеряют эффективную мощность.

3.3-1 основы теории ДВС 2012

Удельный расход топлива

Количество топлива, расходуемого в двигателе за единицу времени на единицу мощности, называется удельным расходом топлива.

- В зависимости от того, к какой мощности отнесен расход топлива,

Различают:

1. удельный индикаторный расход

2. удельный эффективный расход топлива.

Слово «удельный» часто опускается. Эффективный расход топлива является важным параметром ДВС, всегда указан в заводском паспорте двигателя и является показателем экономичности двигателя по расходу топлива.

Единица измерения gi килограмм на джоуль (кг/дж) показывает количество топлива (в кг), которое затрачивается на получение 1 джиндикаторной работы в цилиндре.

Учитывая, что 1 вт=1 дж, получим1 дж=1 вт∙1 сек. Значит, единицей измерения расхода топлива является кг/ (вт ∙ сек). *

В практике эксплуатации двигателей мощность принято измерять в киловаттах (квт), а расход топлива указывать на час,

g_{i = G \ Ni , где} g_{i- индикаторный удельный расход топлива кг\( кВт час)}

G-часовой расход топлива кг\час Ni- индикаторная мощность кВт

При измерении мощности в лошадиных силах (л. с.) индикаторный расход топлива

определяют по соотношению 1 кВт = 1.36 л.с или 1л.с. = 0.775 кВт.

Удельный эффективный расход топлива находят следующим образом:

η_е= η_i η_м или 1/ g_eQ_H= η_м ∙1/ giQ_H

откуда

g_e= g_i\. η_м то есть эффективный расход топлива больше индикаторного расхода на величину механических потерь в двигателе

Индикаторный и эффективный расходы топлива для судовых дизелей равны:

Индикаторный gi: Главные Вспомогательные

в кг/квт∙ч 0,165—0,185 0,175—0,200

в кг/л. с. ч 0,120—0,135 - 0,130—0,145 эффективный ge

в кг/квт∙ч 0,200—0,225 0,220—0,250

в кг/л. с. ч 0,145—0,165 0,160—0,180

На данный момент достигнут самый низкий удельный эффективный расход топлива на двигателе Wartsila - Sulzer  RTA FLEX 96 мощностью 108000 л.с с электронной системой управления подачи топлива в цилиндры(COMMON RAIL). Удельный же расход топлива на всех режимах колеблется в районе 118-126 граммов на лошадиную силу в час; что в 1,5-2,5 раза ниже, чем у автомобильных дизелей.

на графиках представлена зависимость удельного эффективного расхода топлива для ДВС с наддувом и без наддува. Очевидно, что у двигателя без наддува расход топлива больше, незначительное отличие только на 75% нагрузки.

В судовых условиях расход топлива замеряют при помощи мерных баков.

Объем среднего бачка известен, на мерном стекле в график зависимости Ne от ge

районе узких переходов между верхним и нижним бачками сделаны отметки.

При переключении расхода топлива на мерный бачок, фиксируют время расхода известного объема и затем вычисляют часовой расход топлива. Если при этом была известна мощность двс во время снятия расхода топлива график зависимостиNeотge, об.мин ( например ДГ- по току и напряжению),то возможно

рассчитать удельный эффективный расход топлива. Для главных двигателей на речных судах по часовому расходу топлива определяют эффективную мощность по специальной монограмме зависимости расхода топлива от мощности.

На современных судах судовые силовые установки снабжаются электронными системами диагностики, которые позволяют с центрального поста управления контролировать все важные параметры СЭУ, в том числе удельный расход топлива.

Ответить на следующие вопросы:

1. Дать определения удельного расхода топлива.

2. В чем различие удельного индикаторного и эффективного расхода топлива

3. Какими способами контролируют расход топлива на судах.

3.3-2 основы теории ДВС 2012

Коэффициенты полезного действия и их зависимость от нагрузки.

Индикаторный к. п. д.

Отношение количества теплоты, превращенной в работу в цилиндре, к расчетной теплоте сгорания топлива, затраченного на получение этой работы называется индикаторным К.П.Д.-- ηi

Расчетная теплота сгорания топлива — это произведение количества топлива ,введённого за цикл, на его низшую теплотворность.

Индикаторныйηi характеризует ту часть теплоты, котораяпревращается в индикаторную работу. Он учитывает все тепловые потери рабочего цикла: потерю теплоты с охлаждающей водой, с отходящими газами от неполноты сгорания, лучеиспусканием.

График зависимости индикаторного КПД η_iот частоты вращения вала

Для получения в цилиндре работы в 1 дж к рабочему телу подводится теплота в количестве giQ_H дж/дж,

где gi — удельный индикаторный расход топлива в кг на 1 дж

и Q_H — низшая теплотворность топлива в дж/кг.

Следовательно, в соответствии с определением индикаторный к. п. д. выразится

ηi=1/ giQ_H

Из формулы видно, что величина ηi обратно пропорциональна индикаторному расходу топлива gi, на который влияют:

1. скорость и полнота сгорания топлива, а также

2. потери теплоты с охлаждающей водой и выпускными газами.

3. Кроме того, уменьшение продолжительности сгорания увеличивает степень расширения газов, а значит, повышает величину индикаторного к. п. д.

4. Наибольшее влияние на скорость и полноту сгорания оказывают качество смесеобразования и угол опережения подачи топлива. Качество смесеобразования зависит от многих факторов, важнейшими из которых являются конструктивные особенности камеры сгорания и форсунки (форма камеры сгорания, число, диаметр и угол наклона отверстий сопла форсунки), давление и продолжительность впрыскивания, физические свойства топлива, коэффициент избытка воздуха.

. С ростом нагрузки на двигатель ηi уменьшается, так как увеличивается догорание топлива на линии расширения, повышается температура отходящих газов и тепловые потери. Если исследовать зависимость ηi от частоты вращения, то окажется, что как уменьшение, так и увеличение п (оборотов) приводит к снижению индикаторного к. п. д. При уменьшении частоты вращения это объясняется ухудшением качества распыливания, а при увеличении — усилением догорания на линии расширения. По практическим данным, ηi для современных дизелей равен 0,45—0,55.

В условиях эксплуатации необходимо следить за правильной затяжкой пружин форсунок и состоянием выходных отверстий распылителей, углом опережения подачи топлива, чистотой воздушных фильтров и каналов впускного коллектора.

Механический к. п. д. η_м.

Он представляет собой отношение эффективной мощности к индикаторной или среднего эффективного давления к среднему индикаторному давлению:

η_м.= Nе/Ni= p_е/ p_i

Механический к. п. д. показывает, какая часть индикаторной мощности передается на вал двигателя и превращается в полезную работу. Он характеризует относительную работу трения механизма двигателя потери мощности на выпуск отработавших газов и наполнение цилиндра свежим зарядом, определяет рациональность конструкции, качество обработки и сборки.

В условиях эксплуатации двигателя на η_м. влияют режим работы, зазоры в подшипниках и качество масла. С уменьшением нагрузки η_м. также уменьшается и при холостом ходе становится равным нулю (n=const), так как в этом случае вся развиваемая в цилиндре мощность расходуется на преодоление механических потерь N_м.

При поддержании в процессе эксплуатации нормальных зазоров и при обеспечении качественной смазки η_м. увеличивается.

Поскольку наибольшая часть потерь на трение приходится на преодоление трения поршней и уплотнительных колец, необходимо особое внимание уделять смазке цилиндров. Образование нагара на поршневых кольцах приводит к уменьшению η_м. и усиленному износу колец и рабочей втулки.

Наибольшее влияние на мощность трения оказывает средняя скорость поршня, и, следовательно, η_м. зависит главным образом от быстроходности двигателя.

Отечественные стандарты пред­усматривают различные методы определения механических потерь двигателя:

1) прокручивание коленчатого вала двигателя от постороннего ис­точника;

2) отключение цилиндров двига­теля по порядку их работы;

Аналитической зависимости между мощностью механических потерь N_M n частотой вращения не существует. Как указывалось, величина N_M может быть определена опытным путем или по приближенным эмпирическим формулам.

Если поделить обе части уравнения на Ni ,-, то получим

N_e/ Ni=1- N_M/ Ni

η_м.= 1- N_M/ Ni

Для дизелей значение η_м при полной нагрузке колеблется в пределах 0,7-0,9

Эффективный к. п. д. η_е

Эффективный кпд показывает какая часть подведенной теплоты превращена в полезную работу.

Отношение количества теплоты, превращенной в полезную работу на валу_к_расчетной теплоте сгорания топлива, затраченного на получение, этой работы, называется эффективным к. п. д.

Он учитывает как механические, так и тепловые потери, т. е. ту часть теплоты, которая превращается в полезную работу на валу двигателя. Также на эффективный КПД влияет степень сжатия, с увеличением которой он возрастает.

Для получения работы в 1 дж на валу двигателя фактически подводится теплоты g_eQ_H дж/дж,

где g_e — эффективный расход топлива на 1 дж произведенной эффективной работы в кг/дж.

Следовательно, эффективный к. п. д.

η_е =1/ g_eQ_H

Из формул ηi=1/ g_iQ_H и η_е =1/ g_eQ_H

Находим g_i∙ ηi=1/Q_H иg_e∙η_е=1/Q_H

Приравнивая левые части уравнений, получим g_i∙ ηi= g_e∙ η_е откуда g_i/ g_e= η_е/ ηi

Из выражения для часового расхода топлива G_ч=giNi=g_eN_e

находим:

g_i/ g_e= N_e/ Ni= η_м.

Сопоставлением двух последних выражений, написанных для g_i/ g_e ,

устанавливаем,что

g_i/ g_e= N_e/ N_i= η_е / η_i = η_м.

откуда

η_е= η_i η_м

Таким образом, эффективный к. п. д. является произведением индикаторного и механического к. п. д., которые характеризуют степень совершенства рабочего цикла, рациональность конструкции и качество изготовления двигателя. Ввиду того что между η_е , η_i и η_м существует прямая пропорциональность, факторы, влияющие на , η_i и η_м оказывают такое же влияние на η_е Как было указано, эффектйвный к. п. д. дизелей колеблется в пределах 0,35-0,50

Ответить на следующие вопросы:

1. Дать определение индикаторного КПД.

2. Дать определение механического КПД.

3. Дать определение эффективного КПД.

4. объяснить зависимость между указанными КПД

3.4 основы теории ДВС 2012

расчет температуры и давления наддува.

Увеличение количества воздуха, подаваемого в цилиндр двигателя внутреннего сгорания, путем предварительного повышения его плотности. Н. позволяет сжечь больше топлива и, следовательно, обеспечить большую мощность двигателя. Характеризуется давлением воздуха, поступающего в цилиндры. В настоящее время освоены давления до 0,25-0,3 Мпа

По степени наддува - p_n / p_{0 , где} p₀- атмосферное давление :