Материал: СМ ПМ.01 Тема 1.1.1. СЭУ 2 -х ДВС КР Либерис 2020 г. готово (1)

5. Тепловой расчет рабочего цикла

5.1. Параметры процесса наполнения

В реальном двигателе в начале каждого цикла в цилиндр двигателя поступает определенное количество свежего заряда воздуха. На процесс наполнения влияют следующие факторы:

- аэродинамические потери во впускном тракте, впускных клапанах и продувочных окнах, а если двигатель с надувом, сюда добавляются потери на холодильнике воздуха после нагнетателя, в результате чего давление в конце процесса наполнения снижается.

- подогрев воздуха от соприкосновения с нагретыми деталями двигателя (стенки цилиндров, донышко поршня, крышка цилиндра, клапана, продувочные окна и т.д.) в результате чего его температура повышается и соответственно уменьшается плотность и количество свежего заряда.

- неполная очистка цилиндра от продуктов сгорания, т.к. при любой схеме газообмена в цилиндре всегда остаются остаточные газы.

- перемешивание свежего заряда воздуха с горячими остаточными газами еще больше снижает плотность воздуха.

Все это приводит к тому, что действительное количество воздуха, поступившего в цилиндр двигателя, меньше того теоретического количества воздуха, которое могло бы разместиться в цилиндре.

Давление в конце процесса наполнения по опытным данным составляет для четырехтактных ДВС:

без наддува Р_а = (0,85 – 0,9)Р₀

с наддувом Р_а = (0,9 – 0,96)Р_s

Р₀ = 0,1 Мпа по ГОСТ 10150- 2014; Р_s – давление перед впускными клапанами у 4-х тактных ДВС с наддувом.

В 2-х тактных ДВС Р_s- давление в продувочном и наддувочном ресивере. При расчете давление принимаем в абсолютных величинах. При отсутствии промежуточного охлаждения воздуха после нагнетателя можно принять Р_s = Р_к, где Р_к – давление воздуха после нагнетателя. Величиной Р_к задаемся, используя данные двигателя – прототипа. При наличии холодильника после нагнетателя для 2-х и 4-х тактных ДВС давление Р_s рассчитываем по формуле:

Р_s = Р_k - ∆Р_хол

где: ∆Р_хол - потеря давления от сопротивления холодильника;

∆Р_хол = (0,003 – 0,005) МПа меньшие значения относятся к низким степеням наддува.

Степень увеличения мощности ДВС посредством наддува принято оценивать коэффициентом, получившим название степень наддува:

λн = N_eн/N_е = ρ_ен/ρ_е

где: N_eн, ρ_ен – эффективная мощность и среднее эффективное давление двигателя, форсированного наддувом. По достигнутому значению ρ_ен двигатели можно разделить на три категории:

Таблица 6

В современных конструкциях двигателей степень наддува достигает значений (4,5 – 4,9) у четырехтактных ДВС и (3,5 – 3,8) у двухтактных ДВС.

Температуру окружающей среды принимаем согласно ГОСТ 10150-2014

Т₀ = 298К.

Значения температуры свежего заряда воздуха в конце процесса наполнения должны находиться в пределах:

2-х тактные ДВС Т_а = (310 – 370) К

Подогрев свежего заряда воздуха от нагретых деталей составляет:

2-х тактные с наддувом ∆Т = 5 - 10⁰

При наддуве степень охлаждения воздуха в холодильнике составляет:

∆Т_хол = Т_к – Т_s

Т_к – температура воздуха после нагнетателя

Т_s - температура воздуха перед впускными органами

∆Т_хол = 20 – 140⁰, при отсутствии холодильника Т_s = Т_к, а ∆Т_хол = 0

Для определения температуры воздуха Т_к необходимо выбрать величину показателя политропы сжатия в нагнетателе n_к:

Для нагнетателей:

Поршневых n_к = 1,4 – 1,6

Ротативных n_к = 1,55 – 1,75

Центробежных с неохлаждаемым корпусом n_к = 1,8 – 2,0

Центробежных с охлаждаемым корпусом n_к = 1,4 – 1,8

Коэффициент наполнения ƞ_н представляет собой отношение количества воздуха действительно поступившего в цилиндр двигателя, к теоретически возможному, которое могло бы разместиться в цилиндре.

Для двухтактных ДВС: ƞ_н = 0,7 – 0,85

Давление остаточных газов определяются по эмпирическим зависимостям:

4-х тактные тихоходные ДВС Р_r = (1,03 – 1,1)Р₀

4-х тактные быстроходные ДВС Р_r = (1,05 – 1,15)Р₀

2-х и 4-х тактные ДВС с газотурбитованным наддувом Р_r = (0,75 – 1,0)Р_s

Температура остаточных газов принимается в зависимости от типа двигателя:

2-х тактные с наддувом Т_r = 700 – 1000 К

Нижние значения относятся к тихоходным дизелям.

Величиной коэффициента остаточных газов ƴ_r задаются или для 4-х тактных ДВС без наддува определяются аналитическим путем (см. пример расчета цикла). Для 2-х тактных ДВС не представляется возможным установить зависимость между ƴ_r и ƞ_н, поэтому формулы для определения ƴ_r нет.

По опытным данным для 2-х тактных дизелей с наддувом в зависимости от продувки:

С прямоточно- щелевой ƴ_r = 0,03 – 0,05

С прямоточно- клапанная ƴ_r = 0,06 – 0,08

С контурной ƴ_r = 0,12 – 0,14

С петлевой ƴ_r = 0,14 – 0,16

5.2 Параметры процесса сжатия

Для дизелей степень сжатия должна обеспечивать надежность самовоспламенения топлива.

При повышении степени сжатия воздуха у дизелей увеличивается надежность самовоспламенения, уменьшается объем камеры сжатия и коэффициент остаточных газов, что приводит к некоторому увеличению коэффициента наполнения.

Однако при больших значениях ε повышается давление и температуры газов в конце горения, что создает трудности в уплотнение поршней, увеличивает нагрузку на подшипники и вызывает необходимость усиления конструкции двигателя

Степень сжатия различных типов двигателей находится в пределах:

- 4.т ДВС без наддува ε = 14 – 18

- 4 т.ДВС с наддувом ε = 12 – 13,25

- 2 т. ДВС ε= 11 - 12,9

Следует отметить, что в современных двигателях повышенной оборотности фирмы MAN и MAK, принимают степень сжатия ε = 15,2 - 15,9, при этом степень повышения давления, принимают λ =1,01 -1,3.

По опытным данным средний показатель политропы сжатия n₁ имеет следующие значения:

- тихоходные дизели большой и средней мощности с охлаждаемыми чугунными поршнями n₁ = 1,32 – 1,29

- быстроходные дизели с неохлаждаемыми поршнями n₁ = 1,38 – 1,42

- дизели с алюминиевыми поршнями n₁ = 1,33 – 1,38

Показатель политропыn₁ уточняется методом последовательных приближений по уравнению:

n₁ =

Показатель политропы сжатия n₁ следует задаться в пределах

n₁ = 1,35 ÷ 1,42, помня, что на величину n₁ оказывают влияние быстроходность двигателя, материал поршня и охлаждение поршня. С увеличением быстроходности показатель растет, так как уменьшается время теплообмена.

Выбираем первоначальное значение показателя политропы n₁ и подставляем в формулу. Высчитываем новое значение n₁ и сравниваем его с первоначальным. Если разница будет меньше 0,002 прекращаем вычисления. Если это условие не выполняется то подставляем вычисленное значение n₁ в формулу пока не выполнится условие n_1(выч) – n_{1 (пред)}< 0,002.

5.3 Параметры процесса сгорания

При расчете рабочего цикла важно оценить величину коэффициента избытка воздуха α. По опытным данным в зависимости от качества смесеобразования средние величины α находятся в следующих пределах и приведены в Таблице 7.

Таблица 7

5.4 Параметры процесса расширения

В действительном рабочем цикле процесс расширения происходит по политропе с переменным показателем п2. Это связано с тем, что в процессе расширения тепловой поток все время направлен от газов к стенкам цилиндров, а газ получает теплоту при догорании топлива.

В расчетном цикле для упрощения принимают условие – процесс расширения протекает с некоторым постоянным средним показателем политропы п₂. Его значение выбирают таким, чтобы кривая расширения, построенная по закону политропы, возможно ближе подходила к действительному процессу расширения в цилиндре. Опытные значения среднего значения показателя политропы расширения приведены в таблице 9.

Таблица 9

После выбора показателя политропы n₂ для своего типа двигателя он должен быть уточнен методом последовательных приближений по следующей эмпирической зависимости:

где:

Уточнение показателяполитропы расширения производится точно так же как и n₁.

Параметры в конце процесса расширения в зависимости от типа двигателя приведены в таблице 10.

Таблица 10

Степень предварительного расширения

= (1.2÷1.6)

Степень последующего расширения

= (8.0÷ 11)

Коэффициент использования тепла ζ зависит от совершенства процесса сгорания топлива, потерь теплоты в период сгорания топлива, наличия или отсутствия догорания на линии расширения и диссоциации продуктов сгорания и при прочих равных условиях зависит от быстроходности двигателя. При расчете максимальной температуры рабочего цикла для выбора ζ можно руководствоваться следующими данными:

Для двигателей внутреннего сгорания:

- тихоходных ζ = 0,8 – 0,9;

-быстроходные двигатели ζ =0,6-0,85

Чем высокооборотней двигатель, тем больше возрастает догорание, тем меньше коэффициент использования тепла. В двигателях с раздельными камерами сгорания ζ снижается из-за потерь на вихреобразование. Большее значение относится к МОД.

Эмпирические формулы для определения мольных теплоемкостей воздуха и продуктов сгорания, а так же методика определения максимальной температуры цикла Т_zпри решении уравнения сгорания приведены в расчетах рабочего цикла ДВС. При решении вопроса о значении величин Р_z, T_z, λ и ρ необходимо исходить из условия ограничения механической и тепловой напряженности деталей двигателя. Чем выше λ и меньше ρ, тем экономичнее будет двигатель, в то же время тем больше будет максимальное давление цикла Р_z и тем жестче будет работать двигатель. Необходимо изучить важнейшие эксплуатационные показатели двигателей – прототипов, рекомендуемых в задании на курсовое проектирование и сопоставить расчетные параметры с действительными для данного типа дизелей. Величины параметров процесса сгорания приведены в Таблице 8.

Таблица 8

Большее значение Pz и малая λ характеризуются для двигателей с высокой степенью наддува, так двигатели фирмы МАК Pz= 16 – 18 МПа λ=1.3 – 1.01.

Следует отметить, что в современных двигателях повышенной оборотности фирмы MAN &BW дизеля марки 6L 32/40 максимальное давление цикла Р_z= 24 МПа, а давление сжатия Р_с = 18 МПа. Действительный коэффициент молекулярного изменения β находится в пределах β = 1,025 – 1,05