Рабочие процессы и энергетические установки

Содержание

. Тепловой расчет

. Параметры окружающей среды и остаточных газов

. Процесс впуска

. Процесс сжатия

. Процесс сгорания

. Процесс расширения и выпуска

. Индикаторные параметры рабочего цикла

. Эффективные показатели двигателя

. Основные параметры двигателя

Список использованной литературы

тепловой двигатель сжатие сгорание

Расчет параметров рабочего процесса ДВС

Исходные данные:

Тип двигателя: бензиновый

Эффективная мощность: 125 кВт

Число оборотов коленчатого вала: 6300 об/мин

Степень сжатия: 10,5

Число цилиндров: 8, v-образное расположение цилиндров

Давление наддува:0,17 МПа

1. Тепловой расчет

В соответствии с исходными данными в качестве топлива выбираем ДТ. Используя справочные данные, определяется элементарный состав топлива:

=0,855; H=0,145;

Определяется низшая теплота сгорания, используя формулу Д.И.Менделеева:

где: W - количество водяных паров в продуктах сгорания массовой или объемной единицы топлива, т.о.:

 (Принимается .

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива определяется по формулам:

,

где: 0,23 - массовое содержание кислорода в 1 кг воздуха;

,21 - объемное содержание кислорода в 1 кмоль воздуха;

).

Возможность применения электронного управления системой питания рассчитываемого двигателя и стремления получить двигатель повышенной литровой мощности позволяет выбрать значение коэффициента избытка воздуха для двигателя, обеспечивающее максимальную скорость сгорания и достаточную экономичность. Т.к. рассчитываемый двигатель является бензиновым, то значение коэффициента избытка воздуха следует выбирать из заданного промежутка: , примем: .

Количество рабочей смеси при заданном коэффициенте избытка воздуха вычисляется по формуле:

,

где: m_т - молекулярная масса паров топлива. Значение молекулярной массы паров топлива для бензиновых топлив находится в интервале:

, примем: , т.о.:

Количество отдельных компонентов продуктов сгорания K=0.47, где K - постоянная величина, зависящая от отношения количества водорода к окиси углерода, содержащихся в продуктах сгорания.

При неполном сгорании топлива (α<1, примем α=0,92) продукты сгорания представляют собой смесь окиси углерода, углекислого газа, водяного пара, свободного водорода и азота.

Содержание отдельных компонентов продуктов неполного сгорания жидкого топлива определяется по формулам:

количество CO₂:

,

(

количество CO:

,,

;

количество H₂O:

,

количество H₂:

,

 ();

количество N₂:

 (.

,

+0,5115(.

Проверка: общее количество продуктов неполного сгорания жидкого топлива определяется по формуле:

 (

. Параметры окружающей среды и остаточных газов

Двигатель будет работать с наддувом, согласно исходных данных, поэтому давление окружающей среды выбирается р_о = 0,1 Мн/м² кг/см² , а температура Т₀ = 295° К.

Температура воздуха после компрессора:

В цилиндре двигателя перед началом процесса наполнения всегда содержится некоторое количество остаточных газов, находящихся в объеме Vc камеры сгорания.

(12)

=1,15

Температура остаточных газов

В зависимости от типа двигателя, степени сжатия, числа оборотов, нагрузки и коэффициента избытка воздуха принимается значение температуры остаточных газов, которая для бензина - Т_r=900-1100 К. Окончательно принимается .

3. Процесс впуска

). Учитывая высокое число оборотов и желание получить хорошее наполнение цилиндра температура подогрева свежего заряда принимается для, бензинового двигателя: ∆Т=5⁰-7⁰, примем ∆Т=6⁰.

). Плотность заряда на впуске определяется по формуле:

, кг/м³,

где: В - удельная газовая постоянная (В=287 Дж/). Таким образом,

.

3). Потери давления ∆p_а за счет сопротивления впускной системы и затухания скорости движения заряда в цилиндре при некотором допущении можно определить из уравнения Бернулли:

Таким образом,

 (15)

Таким образом, рассчитанная величина имеет значение, примерно совпадающее со значением, полученным опытным способом.

). Определим давление в конце впуска по формуле:

, ,

Таким образом:

.

). Величина коэффициента остаточных газов γ_r определяет качество очистки цилиндров от продуктов сгорания. С увеличением γ_rуменьшается количество свежего заряда, которое может поступить в цилиндр двигателя в процессе впуска.

Коэффициент остаточных газов для четырехтактных двигателей определяется по формуле:

,

где: ℇ - степень сжатия;

Т_k - температура воздуха после компрессора, таким образом определяют величину коэффициента остаточных газов:

). Температура в конце впуска с достаточной степенью точности определяют на основании уравнения баланса теплоты

,

где:  - количество теплоты, внесенное свежим зарядом, с учетом подогрева заряда от стенок;

 - количество теплоты, заключающееся в остаточных газах;

 - количество теплоты, заключающееся в рабочей смеси.

Принимается, что: , получим:

Таким образом,

Величина Т_а в основном зависит от температуры рабочего тела, коэффициента остаточных газов, степени заряда и в меньшей степени - от температуры остаточных газов.

). Коэффициент наполнения определим по формуле для четырехтактных двигателей без учета продувки и дозарядки цилиндра:

.

Величина коэффициента наполнения в основном зависит от тактности двигателя, степени его быстроходности и совершенства системы газораспределения.

4. Процесс сжатия

). Согласно номограмме для определения показателя адиабаты сжатия средний показатель адиабаты сжатия k₁ при ℇ=10,5 и Т_a=399,407 К имеет значение: k₁1,359.

Величина среднего показателя политропы сжатия (n₁) устанавливается по опытным данным в зависимости от числа оборотов двигателя, степени сжатия, размеров цилиндра, теплообмена и других факторов. Однако, учитывая, что процесс сжатия протекает достаточно быстро (0,015-0,005 сек на номинальном режиме), суммарный теплообмен между рабочим телом и стенками цилиндра за процесс сжатия получается незначительным и величина n₁ может быть оценена по среднему показателю адиабаты сжатия k₁.

). Учитывая быстроходность рассчитываемого дизельного двигателя, принимают:

,

,

применяется n₁=1,339.

). Давление и температура в конце процесса сжатия определяются из уравнения политропы с постоянным показателем n₁:

, (МН/м²),

, (К),

Таким образом,

 (МН/м²),

 (К).

). Среднюю мольную теплоемкость в конце сжатия свежей смеси определяется согласно справочным данным, выбрав из таблицы 7 значение, из интервала температур от 0 до 1500 С для воздуха.

А). Средняя мольная теплоемкость свежей смеси:

 (33)

 (34)

Б). Средняя мольная теплоемкость остаточных газов в конце сжатия определяется по таблице 9 (согласно справочным данным) и равна:

 (36)

В). Средняя мольная теплоемкость рабочей смеси:

кДж/кмольград, (37)

 (кДж/кмольград) (38)

5. Процесс сгорания

). Коэффициент молекулярного изменения горючей смеси:

,

). Коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси:

). Количество теплоты, потерянное вследствие неполноты сгорания топлива:

, кДж/кг,

(кДж/кг)

). Теплота сгорания рабочей смеси:

при α<1 (α=0,92):

, МДж/кмоль_раб.см,

(МДж/кмоль_раб.см)

). Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания:

при α<1

,кДж/кмольград,

, кДж/кмольград (48)

). Коэффициент использования тепла:

Тепловой баланс можно записать в более краткой форме в виде уравнений:

, кДж

, кДж

где:

 - коэффициент использования тепла на участке видимого сгорания.

Коэффициент ξ_z выражает долю низшей теплоты сгорания топлива, используемую на повышение внутренней энергии газа (U_z-U_с) и на совершение работы L_cz.

U_z- внутренняя энергия газов в конце видимого сгорания, кДж;

U_с- внутренняя энергия рабочей смеси в конце сжатия, кДж;

L_cz- тепло, идущее на работу расширения газов от точки с до точки z(для двигателей с воспламенением от искры L_cz = 0), кДж.

Для расчета величину коэффициента использования тепла принимается на основе экспериментальных данных.

Для бензиного двигателя примем ξ_z=0,9 (согласно таблицы № 10 справочных данных).

). Температура в конце видимого процесса сгорания:

Значение догорание бензинного топлива в процессе расширения при n=5800 об/мин будет снижать величину ξ_z но использовать обогащение смеси (α=0,92), обеспечивающей максимальную скорость сгорания, будет несколько уменьшать процессе догорания. Учитывая эти факторы, можно принять ξ_z =0,9.

,

где H_раб.см - теплота сгорания рабочей смеси.

Таким образом,

,

откуда:

отсюда следует:

). Максимальное давление сгорания:

Для бензиновых двигателей, работающих по циклу с подводом тепла при V = const

 (53)

). Степень предварительного расширения определяется по формуле:

Для дизелей ρ = 3,24-4,2.

Значения температуры и давления конца сгорания для современных двигателей при работе с полной нагрузкой принимаются  и .

6. Процесс расширения и выпуска

). Используя номограмму для определения показателя адиабаты расширения k₂ для дизельного двигателя, определим его значение: при T_z=2295К и α=0,92: k₂=1,2575.

). Значение показателя политропы расширения (n₂) принимаем на основе анализа индикаторных диаграмм. Согласно справочным данным для бензиновых двигателей: n₂=1,231,30, принимаем n₂=1,25.

). Значения давления и температуры в конце процесса расширения. Согласно формулам политропического процесса для бензиновых двигателей:

, МН/м²,

, К,

Таким образом,

 (58)

(К).

Примерные значения p_b и T_b для современных двигателей без наддува (на номинальном режиме), попадают в интервалы, приведенные в методических указаниях. Проверяется значение ранее принятой температуры остаточных газов по формуле:

, К,

 (К)

, %,

.

7. Индикаторные параметры рабочего цикла

Рабочий цикл двигателя внутреннего сгорания характеризуется средним индикаторным давлением, индикаторной мощностью и к.п.д.

). Теоретическое среднее индикаторное давление для бензинного двигателя с искровым зажиганием, работающего по циклу с подводом тепла при V=const:

, МН/м²

= =1,076(МН/м²).

2). Среднее индикаторное давление:

, МН/м²

Уменьшение теоретического среднего индикаторного давления вследствие отклонения действительного процесса от расчетного цикла оценивается коэффициентом полноты диаграммы φ_ии величиной среднего давления насосных потерь ∆р_i.

, МН/м²

3). Индикаторная мощность:  Индикаторная мощность двигателя (N_i) - работа, совершаемая газами внутри цилиндров в единицу времени.

Для многоцилиндрового двигателя определяется по формуле:

, кВт

где: p_{i -} среднее индикаторное давление, Мн/м²;

V_{h -} рабочий объем одного цилиндра, л (дм³);

I - число цилиндров;

n - число оборотов коленчатого вала, об/мин;

τ - тактность двигателя;

 =76,657 кВт (69)

). Индикаторный КПД:

Индикаторный к. п. д. η_i характеризует степень использования в действительном цикле теплоты топлива для получения полезной работы и представляет собой отношение теплоты, эквивалентной индикаторной работе цикла, ко всему количеству теплоты, внесенной в цилиндр с топливом.

Для бензиновых двигателей, работающих на жидком топливе:

 ,

0,33.

). Индикаторный удельный расход жидкого топлива определяется по уравнению:

, г/кВтч

 (г/кВтч).

8. Эффективные показатели двигателя

Параметры, характеризующие работу двигателя, отличаются от индикаторных наличием необходимых затрат полезной работы на преодоление различных механических сопротивлений (трение в кривошипно-шатунном механизме, приведение в действие вспомогательных механизмов и нагнетателя и др.) и на совершение процессов впуска и выпуска.

1). Среднее давление механических потерь:

Потери на преодоление различных сопротивлений оцениваются величиной мощности механических потерь или величиной работы, соответствующей мощности механических потерь, отнесенной к единице рабочего объема цилиндра. Согласно эмпирическим данным среднее давление механических потерь для дизелей с вихревыми камерами:

, МН/м²,

где средняя скорость поршня для транспортных дизелейv_п.ср = 9÷12м/сек, таким образом:

МН/м².

). Среднее эффективное давление:

Среднее эффективное давление р_е представляет собой отношение эффективной работы на валу двигателя к единице рабочего объема цилиндра.

При расчетах двигателей среднее эффективное давление р_е определяется по среднему индикаторному давлению:

, МН/м²,

МН/м².

С ростом среднего эффективного давления улучшаются условия использования рабочего объема цилиндра, что дает возможность создавать более легкие и компактные двигатели.

). Механический КПД определяется по формуле:

,

.

4). Эффективная мощность:

 (80)

5). Эффективный КПД η_е и эффективный удельный расход топлива g_e характеризуют экономичность работы двигателя:

,

.

). Эффективный расход жидкого топлива:

, г/кВтч

 (г/кВтч).

). Часовой расход топлива:

, кг/ч,

 (кг/ч).

9. Основные параметры двигателя

Если задана эффективная мощность двигателя и выбрана величина S/D, то основные конструктивные параметры двигателя (диаметр цилиндра и ход поршня) определяют следующим образом:

). Литраж двигателя:

, л

(л)

). Рабочий объем одного цилиндра:

,л,

(л)

3). Диаметр и ход поршня:

Дизели, как правило, выполняются с отношением хода поршня к диаметру цилиндра S/D>1. Однако уменьшение S/D для бензина, так же как и для карбюраторного двигателя, снижает скорость поршня и повышает η_м. В связи с этим целесообразно принять S/D= 0,85

4). Диаметр цилиндра:

, мм

, мм

). Ход поршня:

, мм

, мм

Принимается - D = 76 мм, S = 65 мм.

По окончательно принятым значениям D и S определим основные параметры двигателя:

Литраж двигателя:

, л,

 л

Площадь поршня:

, см²

 см²

,кВт,

 кВт

Эффективный крутящий момент:

, Нм

 Нм

Часовой расход топлива:

, кг/ч,

Средняя скорость поршня:

, м/сек,

 м/сек

 ,%, (107)

=2,5 %,

Список использованной литературы

1. Методические указания по выполнению курсового проекта (курсовой работы) по учебной дисциплине "Рабочие процессы, конструкция и основы расчёта тепловых двигателей энергетических установок и ТТО" по специальности 2301.00.02. "Сервис транспортных и технологических машин и оборудования (автомобильный транспорт)". СПб ГУСЭ, кафедра ТОТС, 2005 год.

2. Учебник. Дыбок В.В. Рабочие процессы, конструкция и основы расчёта тепловых двигателей энергетических установок и транспортно-технологического оборудованя. СПб ГУСЭ, кафедра ТОТС, 2005 год.

3. Конспект лекций.