Тепловой расчет четырехцилиндрового рядного двигателя внутреннего сгорания с учетом процессов топливоподачи, смесеобразования и сгорания

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное Государственное Бюджетное

Образовательное Учреждение Высшего Профессионального Образования

"Ярославский Государственный Технический Университет"

Кафедра "Двигатели внутреннего сгорания"

Расчетно-пояснительная записка к курсовой работе

по дисциплине "Теория рабочих процессов"

Тепловой расчет четырехцилиндрового рядного двигателя внутреннего сгорания с учетом процессов топливоподачи, смесеобразования и сгорания

2015



Исходные данные

D = 116 мм, S = 134 мм, е = 17, n = 2400, I = 4

Представить следующие материалы

Текстовые:

Реферат

Введение

1) обоснование и выбор основных параметров расчета процесса газообмена и сжатия;

2) расчет величины цикловой подачи топлива для номинального режима работы двигателя;

3) определение момента подачи топлива (для дизеля) и момента подачи искрового заряда (для двигателей с принудительным зажиганием);

4) расчет периода задержки воспламенения;

5) определение скорости относительного тепловыделения по углу поворота коленчатого (dx/d(p - f(<p)) вала и её интегральной величины (х = f((p))\

6) расчет термодинамических параметров рабочего тела при сгорании по углу поворота коленчатого вала с учетом относительного тепловыделения (P=f(<p), Т -f(<p))\

графические:

оформляются на одном листе формата А1, на который выносится: характеристики: cbc/d(p =f(<p), х = f((p), Р - f((p), Т = f(<p) для номинального режима работы двигателя; результаты



Реферат

ДВИГАТЕЛЬ, ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ, СГОРАНИЕ, ТОПЛИВОПОДАЧА, ЦИЛИНДР, КАМЕРА СГОРАНИЯ, ТЕПЛОВЫДЕЛЕНИЕ

Объект исследования - поршневой рядный четырехцилиндровый двигатель внутреннего сгорания.

Цель работы - выполнение теплового расчета ДВС с учетом процессов топливоподачи, смесеобразования и сгорания с заданными параметрами.

В ходе работы выполнен расчет рабочего процесса двигателя в программном комплексе «Дизель-РК», а также смоделирован этот процесс. Была выбрана форма камеры сгорания, определены параметры форсунки, топлива и наддува. Также был выполнен расчет рабочего процесса двигателя методом Гриневецкого-Мазинга.

В результате работы получены параметры двигателя рассчитанного двумя различными методами. Рассчитанный рабочий процесс двигателя имеет следующие технические параметры: эффективная мощность двигателя Ne = 108.78кВт, крутящий момент Me = 432.86Н*м, удельный расход топлива ge = 0.227кг/(кВт*ч)



Содержание

Введение

Исходные данные для теплового расчета

1. Цилиндро-поршневая группа

2. Топливная аппаратура и камера сгорания

3. Газораспределение

4. Отображение результатов

Приложение А

Заключение

Список литературы



Введение

С помощью математического моделирования можно проанализировать протекание отдельных рабочих процессов и всего рабочего цикла, прогнозировать основные показатели и характеристики двигателя, следовательно, в значительной степени оценить его поведение на транспортном средстве в процессе эксплуатации. Для выполнения всех вышеописанных задач математическая модель должна основываться на фундаментальных законах физико-химических процессов (течения газов, сжатия, процессов подачи и испарения топлива, сгорания, расширения), протекающих в двигателе. В этом случае процессы описываются законами сохранения массы, энергии и количества энергии, а весь расчет принято называть - тепловым расчетом ДВС. В результате этого расчета должны быть определены термодинамические параметры (давление, температура, масса) рабочего тела и продуктов сгорания на всем протяжении рабочего цикла, а также индикаторные и Эффективные показатели двигателя.

В практике двигателестроения известно несколько моделей для теплового расчета двигателя. Моделями первого теоретического приближения рабочих циклов двигателей являются известные идеальные циклы: с изохорным, изобарным и смешанным подводом теплоты. Поскольку при расчетном исследовании идеальных циклов не учитываются химическое изменение состава рабочего тела, гидравлические потери в течение процессов впуска и выпуска, зависимость теплоемкости от температуры, тепловые потери в стенки цилиндра, результаты расчета дают не количественную, а лишь качественную картину влияния только отдельных факторов на показатели рабочего цикла. Вторым, более точным приближением к реальному рабочему процессу двигателя, является цикл, рассчитываемый по методу, который был разработан МВТУ «Дизель РК» В этом методе учитываются изменение химического состояния рабочего тела в процессе сгорания, гидравлические потери в процессах впуска и выпуска, зависимость теплоемкости от температуры, суммарные тепловые потери в стенки и неполнота сгорания.

Несмотря на перечисленные недостатки, появление других более совершенных методов расчета рабочих процессов ДВС вышеописанный метод «Дизель РК»широко используется в практике создания поршневых ДВС. Особенно актуально его применение в учебных целях.

С помощью программы Дизель - РК создадим новый проект.

Исходные данные

Тип двигателя: дизель наддувный;

Тактность ф = 4;

Обороты n = 2400 мин^-1;

Число цилиндров i = 4;

Размерность S/D = 13,4/11,6;

Степень сжатия е = 17;

Система охлаждения жидкостная

Параметры окружающей среды: Р₀ = 1 бар, Т₀ = 293 К



1. Цилиндро-поршневая группа

Механизм преобразования движения поршня во вращение коленвала - Кривошипно-шатунный. Длина шатуна, отношение радиуса кривошипа к длине шатуна: 0,224 мм.

Эффективная площадь для расчета утечек через кольца в выполненных конструкциях составляет величину порядка (1..'2) = 1 мм. [1]

Материал поршня - алюминий. Поршни из алюминиевых сплавов обладают меньшей прочностью и износостойкостью, но значительно легче чугунных. Поршень, изготовленный из алюминиевого сплава, несмотря на большую толщину стенок, на 25-30% легче чугунного. Теплопроводность алюминиевых сплавов в 3-4 раза выше, чем у чугуна, поэтому температура пнища поршней из алюминиевых сплавов ниже, чем температура днища чугунных поршней.

Количество колец в верхней части поршня = 3.

Количество колец в верхней части используется для оценки объемов между кольцами, и расчета течения газа между этими объемами.

Количество колец в нижней часта. В некоторых конструкциях двигателей, особенно крупных двухтактных, есть кольца в нижней части поршня.

Материал крышки цилиндра - алюминий. В качестве материала для изготовления применяются сплавы алюминия. Использование кремния в составе сплава, позволило снизить коэффициент теплового расширения и увеличить износостойкость. Сплавы, где содержание кремния может достигать 13%, называют - эвтектическими. Сплавы с более высоким содержанием кремния относят к заэвтектическим сплавам. Повышение процента содержания кремния улучшает теплопроводные характеристики,

Однако приводит к тому, что при охлаждении в сплаве происходит выделение кремния в виде зерен размером 0.5-1.0мм. Это приводит к ухудшению литейных и механических свойств. Для улучшения физико-механических свойств, в сплавы вводят легирующие добавки меди, марганца, никеля, хрома. [1]

Средняя толщина стенки огневой поверхности крышки цилиндра:

Примерно 0,07*D = 8,12 мм.

Расчет давления трения:

Pfr=A*Cm+B*p

Cm- средняя скорость поршня =10,8 м/с.

р - среднее давление в цилиндре.

Коэффициент А = 0,115

Коэффициент В = 0,07

Коэффициент в формуле теплоотдачи Вошни = 125.

Рекомендуется для среднеоборотных дизелей.

Средняя температура верхней части втулки цилиндра = 420 К.

Параметры слоя накипи и литейной корки на охлажд. стенке системы охлаждения. Толщина(0...2) = 0,2 мм. [1]

Коэффициент теплопроводности (0,1...2)= 1 Вт/(м*К). [1]

Средняя скорость охлаждающего агента в системе охлаждения двигателя на номинальном режиме Ww (0.25...2) =1,5 м/с. [1]

Давление жидкости в системе охлаждения = 2,5 бар.

Температура жидкости в системе охлаждения = 360 К.

2. Топливная аппаратура, камера сгорания

Реальная продолжительность впрыска f_inj вычисляется исходя из предположения о линейном характере зависимости длительности подачи топлива от цикловой порции. Номинальная цикловая подача m_{f_nom} и соответствующая ей продолжительность впрыска f_{inj_nom} вводятся при задании характеристики впрыска. Величина f_{inj_0} задается в относительных единицах: - в долях от f_{inj_nom}, по результатам обработки характеристик впрыска, полученных экспериментально или из гидродинамического расчета топливной аппаратуры. Из опыта обработки экспериментальных данных можно рекомендовать следующие значения Условной относительной продолжительности впрыска:

Для разделенной топливной аппаратуры производства ЯЗДА (устанавливаемой на двигатели КамАЗ):

- для n = 2400 мин'1, (Р_впр = 570 бар) f_{inj_0} = 0.546;

Вихревое число, Н. Задается в цилиндре в начале сжатия для номинального режима (Н для текущего режима вычисляется автоматически по методике В.Гальговского)

Число форсунок. Обычно в четырехтактных дизелях используется только одна форсунка. = 1.

Диаметр сопловых отверстий задается в миллиметрах.

Если Вы не располагаете данными о диаметре отверстий исследуемого дизеля, можно воспользоваться следующими рекомендациями для четырехтактных дизелей:

- Для малофорсированных двигателей и современных двигателей среднего уровня форсирования, диаметр отверстий распылителя dc можно принять в зависимости от диаметра цилиндра D_cyl,

- Для перспективных высокофорсированных дизелей с диаметром цилиндра до 150 мм диаметр сопел = 0,22 мм. [1]

Коэффициент расхода сопел при проливке в атмосферных условиях используется для расчета реального коэффициента расхода в условиях впрыска в цилиндр, который в свою очередь, необходим для расчета давления впрыска. Реальная величина коэффициента расхода в условиях впрыска зависит от конструкции внутренней части распылителя, от давления топлива и давления в цилиндре. Испытания же распылителей обычно проводятся при проливке в атмосферу.

При отсутствии экспериментальных данных рекомендуется принять коэффициент расхода для атмосферных условий 0.68 ... 0.72. = 0,68. [1]

Количество струй. В программном комплексе ДИЗЕЛЬ-РК заложена совершенная математическая модель тепловыделения для дизеля, отличающиеся детализацией рассмотрения происходящих процессов, описывающая развитие каждого топливного факела, взаимодействие факелов с воздушным вихрем, со стенками камеры сгорания и между собой. Модель учитывает массу топлива попадающего в различные зоны, на различные поверхности с разными условиями испарения. Все струи идентичны = 7.

Выступание точки начала струй от днища крышки hi = 1,78 мм.

Название КС строка текста, которой подписывается камера сгорания в каталоге. Mitsubishi. Камера обеспечивает пристеночное смесеобразование. В результате того что топливо соприкасается со стенкой камеры сгорания снижается скорость тепловыделения в начале процесса сгорания.

Надпоршневой зазор, [мм] явно задает надпоршневой зазор. Огневая поверхность крышки цилиндра и короны поршня предполагаются плоскими, а расстояние друг от друга в ВМТ задается надпоршневым зазором. 1мм.

Надпоршневой зазор, h_clr = 1 мм.

Рис. 1 Камера в поршне Mitsubishi (б = 72.5⁰)



Рис. 2 Распылитель

3. Газораспределение

двигатель внутренний сгорание газораспределение

Параметры газа во впускном коллекторе определяются из системы уравнений баланса массы и энергии, записанных для открытой термодинамической системы.

Впускной коллектор:

Длина = 637 мм. Длина впускного коллектора берется по той его части, что объединяет несколько цилиндров и ограничена на входе либо охладителем наддувочного воздуха, либо заслонкой, либо компрессором. [1]

Диаметр = 57мм. Диаметр впускного коллектора является подчас условным и должен заменять реальную конструкцию с таким расчетом, чтобы эквивалентная труба с этими размерами имела бы такой же приблизительно объем, как и впускной коллектор. [1]

Все размеры впускного коллектора задаются с таким расчетом, чтобы эквивалентная труба с этими размерами имела бы такой же объем, как и реальный впускной коллектор. На рисунке представлены две альтернативные конструкции впускного коллектора. Объем собственно впускного коллектора, для которого нужно задавать диаметр и длину выделен серым цветом.

Периметр поперечного сечения =179 мм, Периметр поперечного сечения впускного коллектора используется для оценки площади его поверхности, которая используется для расчета теплообмена со стенками. [1]

Число цилиндров объединенных общим коллектором = 4. Число цилиндров, объединенных общим коллектором вводится для того, чтобы учесть работу соседних цилиндров и определить фазовый сдвиг с которым берутся потоки массы, энергии и концентрации от текущего цилиндра для моделирования соседних цилиндров.

Диаметр трубопровода подающего воздух во впускной коллектор = 53,5 мм. Диаметр трубопровода, подающего воздух во впускной коллектор используется при моделировании граничных условий на входе во впускной коллектор.

Коэффициент потерь Ksi_in в тракте от охладителя наддувочного воздуха до впускного коллектора используется в формуле расчета потерь давления на этом участке. Рекомендуемые значения: 0.... 2.8. [1]

? = 1 - k/(k-1)*л²*е_in = 0,2

Расчет температуры стенки впускного коллектора производится по разным эмпирическим уравнениям в зависимости от их конструктивного исполнения. Обычный коллектор. Для большинства рядных двигателей применимо первое уравнение. Рекомендуемые значения для коэффициентов А = 0...0.1; В = 10...50. [1]

T_w3 = T₃+A*T_k+B

Впускные каналы:

Конструкция каналов: для 4 и более клапанной головки следует указать тип конструкции. Если два клапанных канала имеют общий выходной участок имеет индивидуальный выходной участок, то следует выбрать тип:

Одиночные, индивидуальные каналы.

Число каналов на цилиндр: количество выпускных клапанных каналов для одного цилиндра исследуемого двигателя. = 2 [1]

рис. 3. Впускные каналы

Длина канала Lp замеряется от плоскости крышки цилиндра, по оси канала, до выхода в выпускной коллектор. Вели крышка цилиндра имеет несколько выпускных клапанных канала разной длины, то следует задать среднюю арифметическую величину от длин всех каналов. =149мм. [1]

Размеры поперечного сечения выходного участка по привалочной плоскости используются для расчета теплообмена протекающего через канал газа со стенками. Если канал в сечении имеет сложную форму, то диаметр и периметр поперечного сечения канала можно задать приближенно. Привалочная плоскость (плоскость стыковки крышки цилиндра и патрубка) выбрана для задания размеров из тех соображений, что в этой плоскости все необходимые размеры заданы на чертежах.

Диаметр канала (диаметр эквивалентной трубы) Dp задается как диаметр трубы, проходное сечение которой равно проходному сечению канала. = 41мм. [1]

Периметр поперечного сечения канала Рр вычисляется для исходной конструкции канала. = 128мм. [1]

Выпускной коллектор:

Параметры газа в выпускном коллекторе определяются из системы уравнений баланса массы и энергии, записанных для открытой термодинамической системы.

Длина выпускного коллектора берется по той его части, что объединяет несколько цилиндров и ограничена на выходе либо турбиной, либо другим местным сопротивлением. = 637 мм.

Диаметр выпускного коллектора должен заменять реальную конструкцию с таким расчетом, чтобы эквивалентная труба с этими размерами имела бы такой же приблизительно объем, как и выпускной коллектор. = 65,4 мм.

Все размеры выпускного коллектора задаются с таким расчетом, чтобы эквивалентная труба с этими размерами имела бы такой же объем, как и реальный выпускной коллектор. На рисунке представлены две альтернативные конструкции выпускного коллектора. Объем собственно выпускного коллектора, для которого нужно задавать диаметр и длину выделен серым цветом.

Число цилиндров, объединенных общим коллектором вводится для того чтобы определить фазовый сдвиг при учете работы соседних цилиндров. = 4

Расчет температуры стенки выпускного коллектора производится в зависимости от его конструктивного исполнения и температуры среды охлаждающей коллектор. = 320 К.

рис. 4. Выпускной коллектор



Два коллектора объединяются на протяжении всей длинны улитки турбины и разделены окружным языком

Схема соединения выпускных коллекторов может иметь различное конструктивное исполнение.

Два коллектора объединяются на протяжении всей длины улитки турбины и разделены окружным языком.

Для расчета смешения потоков из двух коллекторов в приемной трубе, преобразователе импульсов, расположенном перед турбиной или непосредственно в улитке турбины используется система уравнений эжектора. При этом, в зависимости от конструктивного исполнения этого устройства по разному записывается уравнение сохранения импульсов, отражающее потери на внезапное расширение.

Выпускные каналы:

Конструкция каналов: для 4 и более клапанной головки следует указать тип конструкции. Бели два клапанных канала имеют индивидуальный выходной участок то выбираем: одиночные, индивидуальные каналы.

Число каналов на цилиндр: количество выпускных клапанных каналов для одного цилиндра исследуемого двигателя. = 2 Длина канала Lp замеряется от плоскости крышки цилиндра, по оси канала, до выхода в выпускной коллектор. = 149 мм. [1]

рис.5. Выпускные каналы



Размеры поперечного сечения выходного участка по привалочной плоскости используются для расчета теплообмена протекающего через канал газа со стенками. Если канал в сечении имеет сложную форму, то диаметр и периметр поперечного сечения канала можно задать приближенно. Привалочная плоскость (плоскость стыковки крышки цилиндра и патрубка) выбрана для задания размеров из тех соображений, что в этой плоскости все необходимые размеры заданы на чертежах. Размеры задаются по привалочной плоскости (плоскости стыковки патрубка с головкой цилиндра).

Диаметр канала (диаметр эквивалентной трубы) Dp задается как диаметр трубы, проходное сечение которой равно проходному сечению канала. =41мм. [1]

Периметр поперечного сечения канала Рр вычисляется для исходной конструкции канала. = 128мм. [1]

Максимальная величина приведенной скорости истечения ОГ из цилиндра l_пр с учетом потерь всегда меньше 1. В связи с тем, что фактически выпускной канал не является специально спрофилированным (подобно соплу Лаваля), в нем имеют место внезапные расширения, повороты. Резкий рост потерь в выпускном канале из-за возникновения локальных зон звукового течения начинается уже со средних по сечению значений 1 порядка l_пр = (0.65 ... 0.85). Сверхзвуковые течения в элементах газовоздушного тракта ДВС вообще невозможны даже при значительных сверхкритических перепадах давлений. Поэтому при 1 > l_пр, скорость течения принимается:

W_L = l_пр aкр,

где a_кр - скорость звука потока. = 0,75 [1]

Время-сечение впуска:

Фазы впуска

Начало, [градусы до ВМТ] 15° впуска задается в градусах поворота коленчатого вала до ВМТ. Рекомендуемые значения для ДВС с традиционными условиями эксплуатации:

- высокооборотные искровые ДВС: 15...30;

- дизели без наддува: 15...20;

- дизели с наддувом: 15...30

Окончание 42 впуска задается в градусах поворота коленчатого вала за НМТ.

Время-сечение выпуска:

Начало, [градусы до НМТ] 64° выпуска задается в градусах поворота коленчатого вала до НМТ. Рекомендуемые значения для ДВС с традиционными условиями эксплуатации:

- высокооборотные искровые ДВС: 50...75;

- дизели без наддува и с наддувом: 40...60.

Окончание 15° выпуска задается в градусах поворота коленчатого вала за ВМТ.

рис.6. Круговая диаграмма фаз газораспределения



4. Отображение результатов расчета смесеобразования и сгорания в дизеле

рис.7. Процесс впрыска

По результатам теплового расчета построим зависимости давления в цилиндре, температуры в цилиндре и расхода газа через выпускные каналы от угла поворота КВ: р=f (б)

Рис.8. Зависимость давления газа в цилиндре от угла поворота КВ

T=f (б)



Рис.9. Зависимость температуры в цилиндре от угла поворота КВ

Gsc=f (б)

Рис.10. Зависимость расхода газа через выпускные каналы

Сравним Экологические показатели, полученные в результате расчета с экологическими нормами Евро-3. Эмиссия NOx по нормам ЕВРО-3 составляет 3,6784 гр/Квт*ч.

ЭКОЛОГИЧЕСКИЕ ПОKАЗАТЕЛИ

8.9878 - Hartridge- Эмиссия дыма по шкале Хартриджа

0.98282 - Bosch - Эмиссия дыма по шкале Бош

0.22020 - K,m-1 - Коэфф. абсол. светопоглощения ОГ по ЕЭК,[1/m]

0.21008 - PM - Эмиссия твердых частиц [г/(кВт*ч)]

745.55 - CO2 - Эмиссия диоксида углерода, [г/(кВт*ч)]

631.46 - NOx,ppm - Концентр. влажных NOx, [1/млн, (ppm)]

4.2632 - NO,г/кВч - Эмиссия NOx приведен. к NO, [г/(кВт*ч)] (Zeldovich)

1.3093 - SE - Комплекс суммарной эмиссии NOx и PM

0.0000 - SO2 - Эмиссия SO2, [г/кВтч]

Расчетная суммарная эмиссия NOx по расчету составляет 4,2632 гр/Квт*ч., то есть проектируемый дизель соответствует нормам Евро-3 [3].

2015-05-25 10-30-28 "4L11.6/13.4"

Режим: #1 : "RPM=2400, Пк=1.60 ";

Haзв.: "Коэфф Изб Возд задан"

www.diesel-rk.bmstu.ru

Топливо: Diesel No. 2

МОЩНОСТНЫЕ И ЭФФЕКТИВНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ

2400.0 - n - Частота вращения коленчатого вала, [1/мин]

106.87 - Ne - Mощность, [кВт]

9.4330 - Pe - Cреднее эффективное давление, [бар]

425.25 - Me - Крутящий момент, [Нм]

0.08586 - qc - Цикловая подача топлива, [г]

0.23138 - ge - Удельный эффект. расход топлива, [кг/(кBт*ч)]

0.36609 - Eta_e - Эффективный KПД

11.728 - Pi - Cреднее индикаторное давление, [бар]

0.45518 - Eta_i - Индикаторный KПД

1.9867 - Pтр - Давление трения, [бар]

0.80428 - Eta_mex - Mеханический KПД

ПАРАМЕТРЫ ОКРУЖАЩЕЙ СРЕДЫ

1.0000 - Ро* - Давление заторм. потока, [бар]

293.00 - То* - Температура заторможенного потока, [К]

1.0400 - Pо_т - Статическое давление за турбиной, [бар]

0.98000 - Ро_вх* - Давление заторм. потока за фильтром, [бар]

НАДДУВ И ГAЗOOБMEH

1.5180 - Pк - Давление перед впускным коллектором, [бар]

307.76 - Tк - Tемпература перед впускным коллектором, [K]

0.18123 - Gair - Pасход воздуха (+EGR) через цилиндры двиг.,[кг/с]

0.49878 - КПД_тк - KПД агрегата наддува

1.5348 - Pt* - Среднее давление перед турбиной, [бар]

800.58 - Tt* - Cредняя температура перед турбиной, [K]

0.18489 - Ggas - Pасход O.Г. через цилиндры двиг., [кг/с]

1.8206 - Alfa_sum - Kоэфф. избытка воздуха суммарный

-0.30874 - Pнх - Среднее давление насосных ходов, [бар]

0.94621 - Eta_v - Kоэффициент наполнения

0.03515 - Gamma_r - Kоэффициент остаточных газов

0.98405 - Fi - Kоэффициент продувки

0.37328 - G_забр.% - % заброса O.Г. во впускной коллектор

1.2765 - G_утеч.% - % утечек через поршневые кольца

BПУCKHOЙ KOЛЛEKTOP

1.5012 - Ps - Среднее давление во впуск. коллект., [бар]

312.19 - Ts - Средн. температ. во впуск. коллект., [K]

319.34 - Tws - Cредняя температура стенки вп. колл., [K]

139.98 - Alfa_ws - Kоэфф. теплоотдачи во вп. колл., [Bт/(м2*K)]

191.97 - Alfa_wsc - Kоэфф. теплоотд. в клап.канале, [Bт/(м2*K)]

BЫПУCKHOЙ KOЛЛEKTOP

1.5156 - Pr - Среднее статическое давление O.Г., [бар]

798.07 - Tr - Cредняя статическая температура O.Г., [K]

83.842 - Wr - Cредняя скорость газа, [м/с]

16.005 - Sh - Число Струхаля: Sh=a*Tau/L (д.б. Sh > 8)

726.73 - Twr - Cредняя температура стенки вып. колл., [K]

195.17 - Alfa_wr - Kоэфф. теплоотдачи в вып. колл., [Bт/(м2*K)]

622.64 - Alfa_wcr - Kоэфф. теплоотд. в клап.канале, [Bт/(м2*K)]

CГOPAHИE

1.8500 - Alfa - Kоэффициент избытка воздуха при сгорании

102.37 - Pz - Mаксимальное давление цикла,[бар]

1742.1 - Tz - Mаксимальная температура цикла, [K]

7.0000 - Fi_pz - Угол максимального давления, [град. за BMT.]

26.000 - Fi_tz - Угол максимальн. температуры,[град. за BMT.]

6.0628 - dP/dFi - Maкс. скор. нарастания давл., [бар/град]

Впрыск: Custom Fuel Injection System

624.48 - P_впр.max- Mакс. давление впрыска, [бар]

16.546 - d_32 - Cредний диаметр капель, [мкм]

12.000 - Teta_оп - Oпережение впрыска / зажигания,[град.до BMT]

29.980 - Fi_впр - Продолжительность топливоподачи, [град]

5.6797 - Fi_задер - Период задержки воспламен. в цилиндре,[град]

0.06462 - Sig_и_здр- Доля топлива, испаривш. за период задержки

94.200 - Fi_горeн - Продолжительность сгорания, [град.п.к.в.]

1.9707 - H_вмт - Вихревое число (отношение) в КС в ВМТ

1.3700 - H_нмт - Вихревое число в цилиндре в начале сжатия

26.184 - W_swirl - Макс. скорость вихря [m/c] в КС на радиусе R= 44

ЭКОЛОГИЧЕСКИЕ ПОKАЗАТЕЛИ

8.9878 - Hartridge- Эмиссия дыма по шкале Хартриджа

0.98282 - Bosch - Эмиссия дыма по шкале Бош

0.22020 - K,m-1 - Коэфф. абсол. светопоглощения ОГ по ЕЭК,[1/m]

0.21008 - PM - Эмиссия твердых частиц [г/(кВт*ч)]

745.55 - CO2 - Эмиссия диоксида углерода, [г/(кВт*ч)]

631.46 - NOx,ppm - Концентр. влажных NOx, [1/млн, (ppm)]

4.2632 - NO,г/кВч - Эмиссия NOx приведен. к NO, [г/(кВт*ч)] (Zeldovich)

1.3093 - SE - Комплекс суммарной эмиссии NOx и PM

0.0000 - SO2 - Эмиссия SO2, [г/кВтч]

BHУTPИЦИЛИHДPOBЫE ПAPAMETPЫ

1.9037 - Pa - Давление начала сжатия, [бар]

375.66 - Ta - Tемпература начала сжатия, [K]

75.804 - Pc - Давление конца сжатия, [бар]

1000.1 - Tc - Tемпература конца сжатия, [K]

6.8112 - Pb - Давление начала выпуска, [бар]

1130.0 - Tb - Tемпература начала выпуска, [K]

ПАРАМЕТРЫ ТЕПЛООБМЕНА ЦИЛИНДРА

1030.7 - T_ср - Средняя эквивалентная температура цикла, [K]

549.23 - Alfa_w - Cр. коэфф. теплоотд. от газа к стен,[Bт/м2/K]

503.53 - Tw_поршн - Cредн. температура огневого днища поршня, [K]

420.00 - Tw_втулк - Cредн. температ. огневой поверхн. втулки,[K]

466.24 - Tw_крышк - Cредн. температ. огневой поверхн. крышки,[K]

386.56 - Tw_охл - Cредн. температура со стороны охлаждения

крыш крышки цилиндра, [K]

398.16 - Tкип. - Температ.кипения в сист. жид. охлаждения,[К]

11806. - Alf_w_охл- Cредн. коэфф. теплоотдачи [Bт/(м2*K)] от

стенки крышки цилиндра к охлажд. среде.

3276.1 - q_крышки - Тепловой поток в крышку цилиндра, [Дж/с]

3059.6 - q_поршня - Тепловой поток в поршень, [Дж/с]

3063.6 - q_цилинд - Тепловой поток во втулку цилиндра, [Дж/с]

ПAPAMETPЫ, ОПРЕДЕЛЯЮЩИЕ РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС

17.000 - Степ.сжат- Степень сжатия (для ПДП при обоих поршнях в ВМТ)

6.0000 - i_сопел - Число сопловых отверстий форсунки

0.22000 - d_сопел - Диаметр сопловых отверстий форсунки, [мм]

30.000 - Fi_впр.х - Продолжит. впрыска для зад. хар. впрыска,[град]

0.0000 - qc_х - Цикл. порц. топл. для заданной хар. впрыска,[г]

66.000 - Нач.вып - Начало выпуска, [град. до НMT] (ВПуск. вала)

20.000 - Кон.вып - Конец выпуска, [град. за xMT] (ВПуск. вала)

20.000 - Нач.впуск- Начало впуска, [град. до xMT] (ВПуск. вала)

46.000 - Кон.впуск- Конец впуска, [град. за НMT] (ВПуск. вала)

ПAPAMETPЫ КОМПРЕССОРА ступени высокого давления

10.757 - N_квд - Mощность компрессора ВД, [кBт]

0.71300 - КПД_квд - Адиабатный КПД компрессора ВД

0.18123 - G_квд - Расход воздуха через компрессор ВД, [кг/с]

3.1655 - Gпр_квд - Расход воздуха приведенный через КВД

0.18337 - Gcor_квд - Расход воздуха через КВД скорректиров.,[кг/с]

1.6000 - П_квд - Степень повышения давления в компрессоре ВД

0.98000 - Ро_квд - Полное давление на входе в КВД, [бар]

293.00 - То_квд - Температура торможения на входе в КВД, [К]

1.5680 - Рк*"квд - Полное давление за компрессором ВД, [бар]

352.06 - Тк*"квд - Температура торможения за компрессором ВД,[К]

0.75000 - Ecool_вд - Термическая эффективность ОНВ ВД

293.00 - Tcool_вд - Температура охлаждающего агента в ОНВ ВД,[К]

1.5180 - Рк*_квд - Давление наддува за КВД, [бар]

307.76 - Тк*_квд - Температура наддувочного воздуха за КВД,[К]

ПAPAMETPЫ ТУРБИНЫ ступени высокого давления

10.755 - N_твд - Mощность ТВД с учетом мех. КПД, [кBт]

0.74383 - КПД_твд - Внутренний КПД турбины ВД

0.93900 - КПДм_твд - Механический КПД турбины ВД

0.18489 - G_твд - Расход газа через ТВД, [кг/с]

3.4086 - Gпр_твд - Расход газа через ТВД приведенный

1.4766 - П_твд - Степень понижения давления в турбине ВД

8.1130 - В_твд - Относительная работа ТВД

1.5348 - Рт*_твд - Полное давление перед турбиной ВД, [бар]

800.58 - Тт*_твд - Температура торможения на входе в ТВД, [К]

1.0394 - Ро_твд - Противодавление за турбиной ВД, [бар]

745.02 - То_твд - Температура газа за турбиной ВД, [К]



Заключение

Рассмотренная методика практически позволяет выполнить два вида теплового расчета. В одном случае по заданной мощности определяются S и D двигателя. В другом случае по заданным величинам S и D определяются мощность двигателя.

Полученные результаты расчета сопоставимы с параметрами современных двигателей, выпускаемых промышленностью.

Следует отметить, что результаты теплового расчета ДВС являются исходными данными для таких дисциплин как «Динамика двигателей», «Системы двигателей», «Конструирование и расчет ДВС», «Агрегаты наддува».



Список литературы

Сайт МВТУ им. Баумана www.diezel-rk.bmstu.ru

«Тепловой расчет поршневых двигателей»: методическое пособие / Сост. А.А. Павлов. - Ярославль: Изд-во ЯГТУ, 2007.-28с.

ЕЭК ООН 24-09

Система впрыска Common Rail http://systemsauto.ru/feeding/common_rail..ru/feeding/common_rail.html

Размещено на Allbest.ru

...