ТОР 5 статей: Методические подходы к анализу финансового состояния предприятия Проблема периодизации русской литературы ХХ века. Краткая характеристика второй половины ХХ века Характеристика шлифовальных кругов и ее маркировка Служебные части речи. Предлог. Союз. Частицы КАТЕГОРИИ:
|
Параметры окружающей среды и остаточные газы.Принимаем атмосферные условия: р0=0,1 МПа; Т0=288 К. Давление наддувочного воздуха рк=0,15 МПа. В зависимости от степени наддува принимаются следующие значения давления рк наддувочного воздуха; при низком наддуве 1,5 р0; при среднем – (1,5 – 2,2)р0; при высоком наддуве – (2,2 – 2,5)р0. Принимаем показатель политропы сжатия воздуха в компрессоре nk=1,5 (для двигателя без компрессора nk=1). В зависимости от типа наддувочного агрегата и степени охлаждения значения nk по опытным данным принимают в следующих пределах: для поршневых нагнетателей – 1,4 – 1,6; для объемных нагнетателей – 1,55 – 1,75; для осевых и центробежных нагнетателей с охлаждаемым корпусом – 1,4 – 1,6; для осевых и центробежных нагнетателей с неохлаждаемым корпусом – 1,8 – 2. Температура воздуха за компрессором (температура наддувочного воздуха): Тк=Т0 (рк/р0)(nk-1)/n=288(0,15/0,1)(1-1)/1=288 К Давление и температура остаточных газов: рr =0,88* рк=0,88*0,15=0,132 МПа. Для автотракторных двигателей без наддува и с наддувом при выпуске в атмосферу давление остаточных газов: рr= (1,05 – 1,25) рк Для двигателей с высокой частотой вращения принимают большее значение рr Для автотракторных двигателей с газотурбинным наддувом: рr =(0,75 – 0,98) рк Принимаем Тr=900 К. Выбираем значение Тr, следует учитывать, что при увеличении частоты вращения температуры остаточных газов возрастает, при увеличении степени сжатия и угла опережения подачи топлива снижается. На температуру остаточных газов влияет также состав смеси. Процесс впуска. Принимаем температуру подогрева свежего заряда ∆t=40 ̊C (∆t варьируется в пределах 10-40 ̊С). Плотность заряда на впуске: ρк=рк106/(RвТк)=0,15*106/(287*288)=1,814кг/м3 Принимаем (β2+ξвп)=1,9 и ⍵вп=90 м/с. Тогда потери давления на впуске в двигатель: ∆ра= (β2+ξвп) ⍵2вп ρк10-6/2=3,3*902*1,814*10-6/2=0,024мПа. где β – коэффициент затухания скорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра; ξвп – коэффициент сопротивления впускной системы, отнесенный к наиболее узкому ее сечению; ⍵вп – средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы (как правило, в клапане или продувочных окнах). По опытным данным, в современных автотракторных двигателях на номинальном режиме (β2+ξвп)= 2,5 – 4 и ⍵вп= 50 – 130 м/с. Сопротивление впускной системы зависит от многих факторов в том числе от длины трубопроводов и их сечения, наличия во впускной системе колен, их радиуса и числа, от шероховатостей стенок трубопроводов, сопротивлений при просасывании заряда через воздухоочиститель, клапаны. С увеличением частоты вращения вала двигателя аэродинамические сопротивления увеличиваются. Давление в конце впуска: ра=рк-∆ра=0,15-0,024=0,126мПа. Коэффициент остаточных газов: γr=(288+40)/900*0,132/(18*0,126-0,132)=0,022. Температура в конце впуска: Та=(Тк+∆t+γrTr)/(1+γr)=(288+40+0,022*900)/(1+0,022)=340К Коэффициент наполнения: ηv=Тк*(ɛра-рr)/[(Тк+∆t)(ɛ-1)рк] ηv=288*(18*0,126-0,132)/[(288+40)*(18-1)*0,132]=0,836. Процесс сжатия. С учетом характерных значений показателя политропы сжатия для заданных параметров двигателя принимаем, рассчитывая по эмпирической формуле n1=1,41-100/ n=1,38-100/2800=1.38 По опытным данным для дизелей без наддува n1=1,38 – 1,42; для дизелей с наддувом n1=1,35 – 1,38. Давление в конце сжатия: pc=paɛn1=0,126*181,38=6,80мПа. Температура в конце сжатия: Tc=Taɛn1-1=340*180,38=1019К. Средняя мольная теплоемкость заряда (воздуха) в конце сжатия: μcvc=20,16+1,74*10-3Тс=20,16*1,74*10-3*1019=21,93кДж/(кмоль*град) Число молей остаточных газов: Mr=αγrL0=1,6*0,022*0,5013=0,0176кмоль. Число молей газов в конце сжатия до сгорания: Мс=М1+Мr=0,8020+0,0176=0,8196кмоль. Процесс сгорания. Средняя молярная теплоемкость продуктов сгорания в дизеле: μcpz=(20,2+0,92/α)+(15,5+13,8/α)*10-4 Tz+8,314= (20,2+0,92/1,6)+(15,5+13,8/1,6)*10-4 Tz+8,314=29,08+0,0024Тz,кДж/(кмоль*град) Число молей газов после сгорания: Mz=M2+Mr=0,8355+0,0176=0,8531кмоля. Расчетный коэффициент молекулярного изменения: β= Mz/ Мс=0,8531/0,8196=1,0408. Принимаем коэффициент использования теплоты ξ=0,88. Тогда количество теплоты, передаваемой газом во время впрыска при сгорании 1 кг топлива: Q=ξQн=0,88*42500=37400 кДж/кг. На значение коэффициента использования теплоты ξ влияют конструктивные параметры, режимы работы и регулировки двигателя. Чем совершеннее процесс смесеобразования и выше скорость распространения фронта пламени, тем выше ξ. Снижение ξ обусловливается рядом факторов: обеднение или обогащение смеси – из-за снижения скорости сгорания; поздний угол впрыска топлива и увеличение частоты вращения – из-за возрастания догорания на также расширения. Повышение степени сжатия и выбор рациональной формы камеры сгорания с возможно меньшим отношением поверхности к ее объему обусловливает повышение ξ. Значение коэффициента использования теплоты ξ варьирует для дизелей в пределах 0,7 – 0,9. В дизеле с наддувом для ограничения максимального давления сгорания принимаем меньше значение степени повышения давления, чем в дизеле без наддува λ=1,4. Давление в конце сгорания: pz=pc*λ=6,80*1,4=9,52мПа. Для дизелей с неразделенными камерами сгорания и объемным смесеобразованием λ=1,6 – 2,5; для дизелей с разделенными камерами сгорания (вихрекамерных и предкамерных), а также для дизелей с неразделенными камерами и пленочным смесеобразованием λ=1,2 – 1,8; для дизелей с наддувом λ определяют допустимыми значениями температуры и давления в конце видимого процесса сгорания. Если Pz известно в условии задания, то определяем степень повышения давления λ по формуле: λ=Pz/Pc Температура в конце сгорания определяют из уравнения сгорания: βµpzTz= 1.0408*(29.08+0.0024*Tz)*Tz= (0.88*42500)/(1.6*0.5013*(1+0.022))+1019*(21,93+8.314*1.4) Решаем уравнение относительно Tz: 0,0024Tz2+30.26Tz-79833,86=0 Tz=-30.26± /2/0.0024=2240К. Tz=2240К. Значение максимальной температуры и давления цикла для современных автотракторных двигателей при работе с полной нагрузкой составляют: Tz=1800 – 2300, Pz=5 -12 МПа. Степень предварительного расширения: ρ=(βTz)/(λ/Tc)=(1,0408*2240)/(1,4*1019)=1,63 Процесс расширения. Степень последующего расширения: δ=ɛ/ρ=18/1,63=11,04 С учетом характерных значений показателя расширения для заданных параметров двигателя принимаем n2=1,18(n2=1,18 – 1,28). Тогда pb=pz/δn2=9,52/11,041,20=0,53мПа. Tb=Tz/δn2-1=2240/11,040,20=1391К. Проверим правильность ранее принятой температуры остаточных газов (Tr принято 900 К): Tr=Tb/ =1454/ ∆=100(900-880)/900=2,2% (допустимое значение ∆=5%). Индикаторные параметры рабочего цикла двигателя. Среднее индикаторное давление цикла для не скруглённой индикаторной диаграммы: pi′=pc/(ɛ-1) pi′=6,8/(18-1)[1,4(1,63-1)+1,4*1,63/(1,20-1)* *(1-1/11,04 (1,20-1))-1/(1,38-1)*(1-1/18(1,38-1))]=1,4 мПа. Принимаем коэффициент полноты индикаторной диаграммы v=0,93 Тогда pi= pi′v=1,4*0,93=1,3 мПа. Индикаторный КПД: ηi= piαl0/(Qн ρк ηv)= 1,3*1,6*14,519/(42,50*1,814*0,836)=0,469 Индикаторный удельный расход топлива: gi=3,6*103/(Qн ηi)=3,6*103/(42,50*0,469)=182,1 г/(кВт*ч). Эффективные показатели двигателя. Принимаем предварительно среднюю скорость поршня Wn.cp. = 10,7 м/с. Тогда среднее давление механических потерь: рм=a+b Wn.cp =0,105+0,012*10,7=0,235 мПа. Среднее эффективное давление: pe=pi – pм=1,3-0,235=1,067 мПа. Механический КПД: ηм= pe/ pi=1,067/1,302=0,819 Эффективный КПД: ηе=ηi ηм=0,469*0,819=0,384 Эффективный удельный расход топлива: ge=3,6*103/(Qн ηе)= 3,6*103/(42,50*0,384)=220 г/(кВт*ч). Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском:
|