1.4. Обоснование необходимости наддува дизельного

двигателя и определение его давления.

Принятые в п. 1.2. значения литровой мощности двигателя предопределяют уровень среднего эффективного давления

,

где τ - тактность двигателя (для четырехтактных двигателей τ=4).

С другой стороны

,

где H_u - низшая удельная теплота сгорания топлива;

l_o - теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива;

_i - индикаторный КПД;

_v - коэффициент наполнения;

_m - механический КПД;

ρ_k - плотность воздуха, кг/м³.

Предварительно приняв _e=0,25...0,30 - для карбюраторных двигателей и _e=0,30...0,42 - для дизелей, а также _v=0,8...0,9 можно определить ρ_k, требуемую для реализации N_ел

.

Тогда по известному значению ρ_k можно определить требуемое давление наддува

,

где p₀ - давление окружающей среды (p₀=0,1 МПа);

₀ - плотность атмосферного воздуха (₀=1,21 кг/м³);

n_k - показатель политропы сжатия в компрессоре, зависящий от его типа и степени совершенства протекающего в нем процесса (для центробежных компрессоров n_k=1,6...2,0).

Если давление наддува _k окажется ниже 0,14 МПа то следует снизить литровую мощность двигателя N_ел (уменьшить степень форсирования) т.к. при давлении _k=0,1...0,14 МПа применение системы турбонаддува неэффективно.

2. Определение параметров рабочего цикла дизеля

Цель теплового расчета - определение индикаторных параметров рабочего цикла, КПД и экономичности, уточнение основных размеров проектируемого двигателя.

2.1. Расчет индикаторных параметров четырехтактного дизеля.

При выполнении теплового расчета двигателя в первую очередь определяются параметры рабочего тела, окружающей среды и остаточных газов.

2.1.1. Параметры рабочего тела.

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива

, кг/кг топлива, (2.1)

где C,HиO- весовая доля соответствующих компонентов.

Для дизельного топлива можно принять

C=0,857; H=0,133; O=0,01,

или

кмоль/кг топлива, (2.2)

где _B - масса 1 кмоля воздуха (_B=28,96 кг/кмоль).

Количество свежего заряда

М₁=L₀ кмоль/кг топлива, (2.3)

где - коэффициент избытка воздуха.

Общее количество продуктов сгорания

М₂=L₀+H/4+О/32 кмоль/кг топлива. (2.4)

При этом химический коэффициент молекулярного изменения горючей смеси

₀=M₂/M₁ (2.5.)

2.1.2. Параметры окружающей среды и остаточных газов.

Атмосферные условия, необходимые для последующих расчетов принимаются следующие: p₀=0,1 МПа; T₀=293 K. Давление остаточных газов p_r=0,11...0,17 МПа в зависимости от сопротивления выпускного тракта: для дизелей без наддува p_r=0,11...0,12МПа; для дизелей с наддувом в зависимости от давления p_k наддува p_r=(0,12…0,17) МПа. Чем выше давление p_k тем выше p_r (p_r=(0,8…0,9)p_k), температура остаточных газов принимается из интервала T_r=750...900 K. При работе дизеля с турбонаддувом воздух поступает в цилиндры не из атмосферы, а из компрессора. Значения p₀ и T₀ в последующих расчетах принимаются равными давлению и температуре на выходе из компрессора p_k и T_k. При этом

.

2.1.3. Определение параметров рабочего цикла.

Здесь определяются параметры состояния газов (абсолютное давление pи абсолютная температураТ) в характерных точках индикаторной диаграммы. Такими точками являются:а- конец впуска;с- конец сжатия;z - конец сгорания;b- конец расширения. Для этого в последовательном порядке определяются:

Давление p_a и температура T_a в конце процесса впуска

p_a= p_o - p_a, (2.6)

где p_a - величина потери давления на впуске, МПа.

, (2.7)

где - коэффициент затухания скорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра;

_вп - коэффициент сопротивления впускной системы;

_вп - средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы (как правило в клапане), м/с;

p_k - плотность заряда на впуске, кг/м³.

Обычно принимают для дизелей ( ² + _вп)=2,5…3,5; для бензиновых двигателей и газовых ( ² + _вп)=3,0...4,0; _вп=65...90 м/с - для дизелей; _вп=85...130 - для бензиновых и газовых двигателей. Чем выше скорость поршня С_п, тем выше _вп.

Коэффициент остаточных газов

. (2.8)

Температура в конце впуска

, К. (2.9)

Коэффициент наполнения

, (2.10)

здесь T - подогрев свежего заряда (принимается T = 8...15 К).

Давление p_c и температура Т_с в конце процесса сжатия

; (2.11)

, (2.12)

где n₁ - показатель политропы сжатия, который для автотракторных двигателей находится в пределах n₁=1,34…1,38, или вычисляется по формуле В.А. Петрова

n₁=1,41 - 100/n_н, (2.13)

здесь n_н - частота вращения коленчатого вала, мин^-1.

Давление р_z и температура T_z в конце сгорания (расчет процесса сгорания).

Задаваясь значением степени повышения давления при сгорании _р определяем давление в конце сгорания

p_z=_pp_c. (2.14)

У дизелей с предкамерным и вихрекамерным смесеобразованием _р=1,5...1.8; при непосредственном впрыске в неразделенную камеру _р=1,8...2,2. Чем ниже коэффициент избытка воздуха , тем выше _р.

Температура Т_z определяется из уравнения сгорания, которое для четырехтактного дизеля имеет вид:

(mC_v+8,314_р)T_с+ = ₀mC_pT_z, (2.15)

где mC_v - средняя мольная теплоемкость воздуха при постоянном объеме, кДж/(кмольград);

mC_p- средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания при постоянном давлении, кДж/(кмольград);

 - коэффициент использования теплоты;

H_u - низшая теплота сгорания топлива (для дизельного топлива H_u=42500 кДж/кг).

У четырехтактных дизелей коэффициент использования теплоты =0,8...0,9. Более низкие значения коэффициента  соответствуют быстроходным дизелям с неразделенной камерой.

mC_v=20,16+1,73810^-3T_c;

mC_p=8,314+(20,1+0,921/)+(1,38/+15,49) 10^-4T_z.

Подставляя в уравнение (2.15) значения средних мольных теплоемкостей, после преобразований получим квадратное уравнение вида

, (2.15 а)

здесь А, B, C - полученные численные значения, откуда

.

Давление p_b и температура Т_b в конце расширения.

Степень предварительного расширения подсчитывается по формуле

. (2.16)

Степень последующего расширения

= / (2.17)

Давление в конце расширения:

p_b=p_z/ ⁿ² (2.18)

Температура в конце расширения

. (2.19)

В формулах (2.18) и (2.19) n₂ – показатель политропы расширения. У дизелей n₂=1,18...1,28. Чем выше коэффициент использования теплоты , тем ниже n₂.

После определения параметров в конце расширения выполняется оценка правильности выбора значения температуры отработавших газов, сделанной в начале теплового расчета, по формуле:

. (2.20)

Полученное значение температуры Т_r, принятое в начале расчета и вычисленное по формуле (2.20) не должны отличаться более, чем на 5%, в противном случае тепловой расчет следует уточнить, приняв в начале другое значение температуры Т_r.