DVS_TRP
.pdfVh = |
30 τд Ne |
= |
30 |
4 50 |
= 0,581 дм3 . |
|
0,6456 |
4000 4 |
|||
|
pe n i |
|
С учетом относительно невысокой частоты вращения коленчатого вала принимаем S/D = 1,04 (см. табл. 2.21).
Диаметр цилиндра
|
4 Vh |
|
|
4 0,581 |
|||
D = 3 π (S / D) |
= 3 |
3,14 1,04 |
|||||
Ход поршня |
|
S |
|
|
|
||
S = |
= 0,8928 1,04 = |
||||||
D |
|
|
|||||
|
|||||||
|
|
D |
|
|
|
= 0,8928 дм.
0,9285 дм.
Предварительно принимаем D = 90 мм; S = 93 мм. Средняя скорость поршня
Wп.с = S n / 30 = 0,093 4000 / 30 = 12,4 м/с,
что не превышает предел, приведенный в табл. 2.19. Окончательно D = 90 мм = 0,90 дм, S = 93 мм = 0,93 дм.
Рабочий объем цилиндра
Vh = |
π D |
2 |
S = |
3,14 |
0,90 |
2 |
0,93 = 0,591 дм3 . |
4 |
|
|
4 |
|
|||
|
|
|
|
|
|
Рабочий объем (литраж) двигателя
iVh = 4 0,591 = 2,364 дм3 .
Номинальная (максимальная) мощность
Ne = |
pe iVh |
n |
= |
0,6456 2,364 4000 |
= 50,9 |
кВт. |
|
30 |
τд |
|
30 4 |
||||
|
|
|
|
|
Литровая мощность
Ne л = Ne iVh = 50,9 2,364 = 21,5 кВт дм3 .
Поршневая мощность
Ne п = 4 Ne |
= |
4 50,9 |
= 18,0 кВт дм2 . |
i π D2 |
|
4 3,14 0,902 |
|
Часовой расход топлива
Vт = Ne ve = 50,9 0,382 = 19,4 м3ч.
71
Эффективный крутящий момент
M к e = |
9550 |
Ne |
= |
9550 50,9 |
= 122 Н м. |
n |
|
|
|||
|
4000 |
|
2.11. ПАРАМЕТРЫ СИСТЕМЫ НАДДУВА
При расчете необратимых термодинамических циклов двигателей с наддувом дополнительно вычисляются: секундный расход воздуха через компрессор Gк, кг/с; мощность, затрачиваемая на привод компрессора Nк, кВт, а при газотурбинном наддуве также секундный расход газа через турбину Gr, кг/с и температура газа перед турбиной Тт, К.
Вычисления выполняются по уравнениям:
|
|
Gк = Gт α l0 |
3600 ; |
|
||||||||||
N |
|
= |
Gк |
|
|
k |
|
|
R(T |
− T |
) ; |
|||
|
ηк ад k −1 |
|||||||||||||
|
к |
|
|
|
к |
0 |
|
|||||||
Gr |
= 0,98 Gк + Gт |
3600 ; |
||||||||||||
|
|
|
|
|
|
p |
|
|
|
kт −1 |
|
|||
|
|
|
|
|
т |
|
k |
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
т |
, |
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
Tт = Tb |
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
pb |
|
|
|
|
|
|
|||
где Gт – часовой расход топлива, кг/ч; |
α |
– |
коэффициент избытка воздуха; |
l0 – теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива, кг возд/кг топл; – адиабатный КПД компрессора; k, kт – показатели адиабат для воздуха и газов (перед турбиной); R=287,2 – газовая постоянная воздуха, кДж/(кг град.); pт – среднее за цикл давление газа перед турбиной, предварительно принимается равным давлению остаточных газов pr (см. подразд. 2.4.4.).
2.12. ПОСТРОЕНИЕ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ
Объем камеры сжатия Vc = Vh (ε−1) . Полный объем цилиндра Va = Vh +Vc .
Построение диаграммы начинается с принятия ее высоты H и ширины B в зависимости от формата листа, значений максимального давления цикла pz p (или pz) и полного объема цилиндра Va. Для определения масштабов
72
давления газов mP и объемов mv вычисляются отношения pz p/H и Va/B и принимаются ближайшие кратные масштабы m = a10x, где a модуль кратности (1; 2; 2,5; 4; 5;); x – целое положительное или отрицательное число. Оцифровка шкал выполняется по сантиметровой сетке. После принятия масштабов и оцифровки шкал для V и p проводят вертикальные линии ВМТ (через V = Vc) и НМТ (через V = Vа), а также горизонтальные через p0 или pк.
На линии НМТ отмечаются точки а (pa) и b (pb), а на ВМТ точки c (pc) и z (pz p). В двигателях со смешанным подводом теплоты (дизели) отмечают точку z’, абсцисса которой Vz’ =Vc ρ где ρ – степень предварительного расширения.
Промежуточные точки для построения политроп сжатия и расширения определяют по уравнениям:
V |
a |
n1 |
|
|
|
|
|
; |
|
|
|
|||
– сжатие Px = Pa |
|
|
||
Vx |
|
V |
n2 |
|
|
b |
|
|
||
– расширение Pxp = Pb |
|
. |
Vx
Значения объемов Vx ближе к ВМТ выбираются с меньшим интервалом. Особенности построения индикаторных диаграмм для циклов с подводом теплоты при V = const (бензиновые и газовые двигатели) и смешанным подводом теплоты (дизели) приведены в примерах.
19. Примеры построения индикаторных диаграмм: Б) Объем камеры сжатия
Vс = Vh (ε−1) = 0,454 /(8,8 −1) = 0,058 дм3 .
Полный объем цилиндра Va = Vh +Vc = 0,454 + 0,058 = 0,512 дм3 . принимаем высоту диаграммы Н = 120 мм, ширину В = 60 мм, тогда:
– масштаб давлений m p = pz p = 6,5349 = 0,0545 МПа/мм;
H 120
ближайший кратный масштаб m р = 5 10−2 ;
73
– масштаб объемов mv = Va = 0,512 = 0,0057 дм3/мм,
B 90
ближайший кратный масштаб mv = 5 10−3 ;
Принимаем m p = 0,05 МПа/мм; mv = 0,005 дм3 / мм.
Строим оси координат и наносим шкалы. Проводим линии ВМТ через V = 0,058 дм3 и НМТ через V = 0,512 дм3, и горизонтальную линию через p0 = 0,10 МПа (рис. 2.2,а).
На линии НМТ отмечаем точку “a”, соответствующую pа = 0,0870 МПа, и точку “b” – pb = 0,4330 МПа. На линии ВМТ – точку
“с” (pс = 1,6750 МПа) и “zp” – (pz p = 6,5349 МПа).
Давления для построения политроп вычисляем по формулам (табл. 2.22):
– сжатие |
|
|
|
|
|
|
|
|
Таблица 2.22 |
|||
|
|
|
|
|
Параметры политроп сжатия |
|||||||
V |
|
n1 |
|
|
0,512 |
1,36 |
|
|
|
и расширения |
||
a |
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
= 0,0870 |
|
|
|
; |
Vx, дм |
3 |
Сжатие |
Расширение |
|
|
|
|
||||||||||
Px = Pa |
|
|
|
Vx |
|
|
||||||
Vx |
|
|
|
|
|
|
px, МПа |
px p, МПа |
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
–расширение
V |
n2 |
|
|
b |
|
|
||
Px p = Pb |
|
|
Vx
|
0,512 |
1,248 |
|
|
= 0,4330 |
|
. |
||
|
Vx |
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
0,512 |
0,0870 |
0,4330 |
0,400 |
0,1217 |
0,5892 |
0,300 |
0,1800 |
0,8437 |
0,200 |
0,3124 |
1,3995 |
0,150 |
0,4620 |
2,0040 |
0,100 |
0,8019 |
3,3240 |
0,075 |
1,1858 |
4,7597 |
0,058 |
1,6750 |
6,5349 |
Д) Объем камеры сгорания
V = V |
h |
(ε −1) = 0,535 /(16,5 −1) = 0,035 дм3 . |
|||
с |
|
|
|
+V = 0,535 + 0,035 = 0,570 дм3 . |
|
Полный объем цилиндра V |
a |
= V |
|||
|
|
|
h |
c |
Принимаем высоту диаграммы Н = 140 мм, ширину В = 100 мм, тогда:
– масштаб давлений m p = |
pz |
= |
|
8 |
= 0,057 МПа/мм; |
|
140 |
||||
|
H |
|
ближайший кратный масштаб m р = 5 10−2 ;
74
Рис. 2.2. Индикаторные диаграммы теоретических циклов: а – бензинового двигателя; б – дизеля
75
– масштаб объемов m |
v |
= |
Va |
= |
0,57 |
= 0,005 дм3 |
/ мм; |
|||
|
|
|||||||||
|
|
|
|
B 100 |
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
ближайший кратный масштаб m = 5 10−3 . |
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
v |
|
|
Принимаем m |
p |
= 0,05 МПа/мм; m = 0,005 дм3 |
/ мм. |
|||||||
|
|
|
|
|
|
v |
|
|
|
Строим оси координат и наносим шкалы. Проводим линии ВМТ через V = 0,035 дм3 и НМТ через V = 0,57 дм3, и горизонтальную линию через p0 = 0,10 МПа (рис. 2.2,б).
На линии НМТ отмечаем точку “a”, соответствующую pа = 0,0890 МПа, и точку “b” – pb = 0,3743 МПа. На линии ВМТ – точку
“с” (pс = 4,2611 МПа) и “z” – (pz = 8,0 МПа). Абсцисса точки “ z’ ” соот-
ветствует объему |
Vz' = Vc ρ = 0,035 1,286 = 0,045 МПа, |
а |
ордината |
|
pz’ = pz = 8 МПа. |
построения политроп |
вычисляем |
по |
формулам |
Давления для |
(табл. 2.23):
Таблица 2.23
Параметры политроп сжатия и расширения
Vx, |
Сжатие |
Расширение |
дм3 |
px, МПа |
px p, МПа |
0,570 |
0,0890 |
0,3743 |
0,400 |
0,1451 |
0,5725 |
0,300 |
0,2158 |
0,8089 |
0,200 |
0,3776 |
1,3153 |
0,150 |
0,5617 |
1,8576 |
0,100 |
0,9829 |
3,0218 |
0,075 |
1,4619 |
4,2677 |
0,050 |
2,5581 |
6,9423 |
0,035 |
4,2611 |
8,0000 |
|
|
|
–сжатие
|
|
V |
a |
n1 |
|
|
0,57 |
1,38 |
|
|
P |
= P |
|
|
|
= 0,0890 |
|
|
|
; |
|
|
|
|
||||||||
x |
a |
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
Vx |
|
Vx |
|
|
–расширение
|
V |
n2 |
|
|
0,57 |
1,200 |
|
|
P |
= P |
b |
|
= 0,3743 |
|
|
|
. |
|
|
|||||||
x p |
b |
|
|
|
|
|
|
|
|
Vx |
|
Vx |
|
|
2.13. ВНЕШНИЙ ТЕПЛОВОЙ БАЛАНС ДВИГАТЕЛЯ
Внешним тепловым балансом называют распределение теплоты, выделившейся при сгорании топлива в цилиндрах двигателя, на отдельные составляющие.
76
Наиболее полную информацию о совершенстве теплоиспользования, тепловых потерях и путях возможного их уменьшения представляет тепловой баланс, составленный для различных режимов по скоростной, нагрузочной и другим характеристикам при испытании двигателя на стенде.
Тепловой баланс может быть представлен в абсолютных или относительных величинах.
Уравнение теплового баланса в абсолютных единицах (Дж/с) имеет
вид
Q = Qe + Qохл + Qг + Qм + Qн.с + Qост.
Теплота, выделившаяся при сгорании топлива:
– |
жидкого |
Q = Hu Gт / 3,6 ; |
– |
газообразного |
Q = Hu Vт / 3,6 , |
где Hu – низшая теплота сгорания топлива, кДж/кг или кДж/м3; Gт, Vт – часовые расходы жидкого, кг/ч и газообразного, м3/ч топлива.
Теплота, эквивалентная эффективной работе:
Qe = Ne 1000 ,
где Ne – эффективная мощность, кВт.
Теплота, отводимая от деталей двигателя в систему охлаждения:
Qохл = Gохл (t2 − t1 ) c p ,
где Gохл – расход охлаждающего вещества (жидкости или воздуха) через двигатель кг/с; t1 и t2 – температуры охлаждающего вещества на входе и выходе из двигателя °C; cp – теплоемкость охлаждающего вещества, Дж/(кг град).
Эта формула удобна при экспериментальном определении составляющих теплового баланса. При отсутствии данных Gохл, t1, t2 в расчетах используются эмпирические формулы:
– |
жидкостное охлаждение Q |
= |
С i D1+ 2m nm (Hu − ∆ Hu) |
; |
|
||||
|
охл |
α Hu |
|
|
|
|
|
|
|
– |
воздушное и жидкостное охлаждение Gохл = B Ne ge Hu / 3600 , |
77
где С – коэффициент пропорциональности, принимаемый для четырехтактных двигателей без масляного радиатора С = 0,45…0,53; с радиатором С = 0,41…0,47; i – число цилиндров; D – диметр цилиндра, см; n – частота вращения коленчатого вала, мин –1 ; m = 0,6…0,7 – показатель степени для
четырехтактных двигателей; α – коэффициент избытка воздуха; |
Hu, ∆ Hu – |
||||||||||||||||||||||||||||||||
низшая теплота сго- |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Таблица 2.24 |
||||||
рания топлива и по- |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
Потери теплоты в систему охлаждения |
||||||||||||||||||||||||||||||
теря |
теплоты при |
|
|
|
|||||||||||||||||||||||||||||
неполном |
сгорании |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Доля теплоты, отводимая |
||||||||||||||||||
(α < 1), |
|
кДж/кг; |
|
|
Тип двигателя |
|
|
|
|
|
в систему охлаждения |
||||||||||||||||||||||
В – |
|
доля |
теплоты, |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
жидкостную |
|
|
воздушную |
|||||||||||||
отводимой в систему |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||||||||
Бензиновый и газовый |
|
|
|
0,22…0,30 |
|
|
|
0,12…0,26 |
|||||||||||||||||||||||||
охлаждения |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||||||
|
Дизель: без наддува |
|
|
|
|
0,20…0,26 |
|
|
|
|
0,15…0,18 |
||||||||||||||||||||||
(табл. 2.24). |
|
|
|
|
с наддувом |
|
|
|
|
0,14…0,25 |
|
|
|
|
0,10…0,18 |
||||||||||||||||||
|
Теплота, теряемая с отработавшими газами: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||
|
– |
|
жидкое топливо |
Q |
= |
Gт |
[M |
|
(µс" )tr |
t |
|
|
− M |
|
(µс |
|
)t0 |
t |
|
|
]; |
|
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
г |
3,6 |
|
|
2 |
|
|
p |
|
r |
|
|
|
1 |
|
|
|
p |
|
|
|
0 |
|
|
|
|||
|
– |
|
газообразное |
Q |
= |
|
Vт |
|
[M |
|
(µс" |
)tr |
t |
|
− M |
|
(µс |
|
)t0 |
t |
|
], |
|||||||||||
|
|
3,6 22,4 |
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
г |
|
|
|
2 |
p |
|
|
|
|
r |
|
|
|
1 |
|
|
|
p |
|
|
|
|
0 |
|
||||
где G |
, |
V – |
часовые расходы жидкого, кг/ч и газообразного, м3/ч топлива; |
||||||||||||||||||||||||||||||
|
т |
т |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
M2, |
M1 – количество продуктов сгорания и свежего заряда, |
кмоль/кг топл; |
|||||||||||||||||||||||||||||||
µсp |
– |
мольная теплоемкость при постоянном давлении, |
Дж/(кмоль град); |
||||||||||||||||||||||||||||||
tr – |
температура остаточных газов (см. разд. 2.7); t0 – |
температура свежего |
заряда на впуске, °C.
Теплота, потерянная из-за химической неполноты сгорания (α < 1):
Qн.с = ∆ Hu Gт / 3,6 ;
для газообразного топлива
Qн.с = ∆ Hu Vт / 3,6 .
Теплота, передаваемая смазочному маслу от трущихся и охлаждаемых деталей. При наличии масляного радиатора:
Qм = Gм (tм2 − tм1 ) cм ,
где Gм – расход масла через радиатор, кг/с; tм1, tм2 – температура масла на входе и выходе из радиатора °C; см – изобарная массовая теплоемкость масла, Дж/(кг град).
78
При отсутствии радиатора или данных Gм, tм1, tм2 чается в остаточный член уравнения баланса теплоты.
Остаточный член
Qост = Q − Qe − Qохл − Qг − Qм − Qн.с
значение Qм вклю-
.
Он учитывает потери теплоты в окружающую среду лучистым и конвективным теплообменом с поверхности двигателя, потери теплоты из-за неполноты сгорания вследствие его несовершенства (как при α меньших, так и больших единицы) и другие.
Для составления теплового баланса в относительных единицах каждую составляющую его относят к общему количеству теплоты и выражают в процентах. При этом
∑ QQi = 1.
Пример расчета теплового баланса приведен только для бензинового двигателя с жидкостным охлаждением.
20. Пример расчета Уравнение теплового баланса принимаем в следующем виде:
Q = Qe + Qохл + Qг + Qн.с + Qост .
Теплота, выделившаяся при сгорании топлива:
Q = Hu Gт 3,6 = 44000 14,25 / 3,6 = 174167 Дж/с.
Теплота, эквивалентная эффективной работе:
Qe = Ne 1000 = 50,9 1000 = 50900 Дж/с.
Теплота, отведенная в систему охлаждения:
Q = С i D1+ 2m nm (Hu − ∆ Hu) .
охл |
α Hu |
|
Коэффициент пропорциональности для четырехтактных двигателей без масляного радиатора С = 0,45…0,53. Принимаем С = 0,49.
Показатель степени m = 0,6…0,7. Принимаем m = 0,65.
Q |
= |
0,49 4 8,21+ 2 0,65 40000,65 (44000 − 2358) |
= 53601 Дж/с. |
||||||||||||
|
|
||||||||||||||
охл |
|
|
0,96 44000 |
|
|
|
|
|
|
|
|||||
Теплота, теряемая с отработавшими газами: |
|
|
|
|
|||||||||||
|
|
Q = |
Gт |
[M |
|
(µс" )tr |
t |
|
− M |
|
(µс" )t0 |
t |
|
|
] ; |
|
|
3,6 |
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
г |
|
2 |
p |
|
r |
|
1 |
p |
|
0 |
|
79
µc p = µcv + 8,315 ; tr = 1000 − 273 = 727 °С.
При α = 0,95 (прил. 5):
(µcv" )727 = (µcv" )700 + |
(µcv" )800 |
− (µcv" )700 |
27 = |
|||
|
|
− 700 |
||||
|
800 |
|
||||
|
25,280 − 24,868 |
|
|
|
||
= 24,868 + |
|
|
|
27 = 24,979 кДж/(кмоль град) . |
||
100 |
|
|||||
|
|
|
|
|
Теплоемкость отработавших газов при tr=727 °C и α =1
" 727 |
|
25,441 − 25,021 |
|
|
|
|||||
(µcv ) |
= 25,021 + |
|
|
|
|
27 = 25,2134 кДж/(кмоль град) |
; |
|||
100 |
|
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
||||
При tr =727 °C и α =0,96 |
|
|
|
|
|
|
|
|||
727 |
|
|
25,134 − 24,979 |
|
|
|
||||
(µcv" ) |
= 24,979 + |
|
|
|
|
|
0,01 = 25,010 кДж/(кмоль град) |
; |
||
|
|
|
|
|||||||
|
|
0,05 |
|
|
|
|
|
|
|
|
(µc"p )727 = (µcv" )+ 8,315 = 25,010 + 8,315 = 33,325 |
кДж/(кмоль град) . |
|
||||||||
Теплоемкость свежего заряда (воздуха) |
|
|
||||||||
25° |
|
|
20,839 − 20,759 |
|
|
|
||||
(µcv ) |
= 20,759 + |
|
|
|
|
|
|
25 = 20,779 |
кДж/(кмоль град) ; |
|
100 |
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
(µc p )25° = 20,775 + 8,315 = 29,094 |
кДж/(кмоль град) ; |
|
Qг = 14,25 (0,53684 33,325 727 − 0,505 29,094 25) = 50029 Дж/с. 3,6
Теплота, потерянная из-за химической неполноты сгорания топлива
Qн.с = ∆ Hu Gт 3,6 = 2358 14,25 / 3,6 = 9334 Дж/с .
Остаточный член
Qост = Q − Qе − Qохл − Qг − Qн.с = 174167 − 50900 − 53601 −
− 50029 − 9334 = 10303 Дж/с .
Относительные величины qi = Qi Q 100 приведены в табл. 2.25.
80