Расчет параметров рабочего процесса двигателей внутреннего сгорания (ДВС) выполняется по методу Гриневецкого-Мазинга, который учитывает основные факторы окружающей среды, влияющие на рабочий цикл дизеля.
Для выполнения теплового расчета необходимо разработать (или принять по конструктивному образцу) схему воздухоснабжения дизеля.
Целью теплового расчета является определение термодинамических параметров (давление Р, температура Т, объем V) в характерных точках рабочего цикла: точка а – конец наполнения, начало сжатия; точка с – конец сжатия, на-
чало изохорического сгорания; точка z – конец изохорического сгорания, начало изобарического сгорания; точка z' – конец изобарического сгорания, начало расширения; точка b – конец процесса расширения, начало выпуска; точка r – конец процесса выпуска, начало процесса наполнения.
Согласно принятой схемы степень повышения давления воздуха при наддуве определится:
Для дизеля ПД1М:
 =pК1=2;
ΔPф=250 мм.вод.ст;
1мм.вод.ст=9.81Па;
300 мм.вод.ст.=9.81·250=0,0024525 МПа.
|
Изменения термодинамических параметров свежего заряда в системе воздухоснабжения определяются по выражениям:
давление и температура воздуха за ФНД –
 =0.1033-0.0024525=0.101 МПа;
| |
 =293-3=290 K,
|
где 
= 0,1033 – атмосферное давление, МПа;
– температура окружающей среды, К;
= 200–300 – потеря давления воздуха в ФНД, мм вод. ст.;
= 3–4 – снижение температуры воздуха в ФНД.
Предполагая, что сжатие воздуха в агрегатах наддува (ТК, ПК) производится по политропе со средним показателем 
, давление и температура воздуха после первой ступени рассчитываются по выражениям:
 =2·0.101=0.202 МПа;
| |
| ТК1=ТО1(1+(πК10,265-1)/ηа); TK1=290(1+(20.265-1)/0.799)=363.2 K, |
где 
– адиабатный коэффициент полезного действия компрессора турбо-
компрессора.
давление и температура воздуха после ОХНВ –
где 
= 0,02 – 0,04 – потеря давления в воздухоохладителе, МПа;
D 
= 20 – 60 – понижение температуры воздуха в воздухоохладителе.
Для дизелей с одноступенчатой схемой наддува и охлаждением воздуха имеем:
 =0.202-0.030=0.172 МПа;
| |
 =363.2-40=323.2 K.
|
Адиабатный КПД тепловозных центробежных компрессоров для номи-
нального режима работы определяется по выражению:
| ηадк=0.830-(9.38/300)=0.799; |
где 
= 300 – диаметр колеса компрессора, мм.
Давление в начале сжатия определяется по формуле, МПа:
для четырехтактных двигателей –
 =0.920·0.172=0.158;
|
давление в выпускном коллекторе, МПа:
 =0.900·0.172=0.155.
|
Давление наддува выбирается по конструктивному образцу в соответствии с задаваемой мощностью.
Температура свежего заряда в начале сжатия, К:
 =(323.2+13+0.02·800)/(1+0.02)=345.3 K,
|
где 
– подогрев заряда от стенок цилиндра;
=0.02 – коэффициент остаточных газов;
=800 – температура остаточных газов, К.
Коэффициент наполнения четырехтактных двигателей, отнесенный к полному ходу поршня:
 ;
ηн=11.5·0.158·323.2/[(11.5-1)(1+0.02)·0.172·345.3]=0.923.
|
Связь между геометрической (e) и действительной (
) степенями сжатия:
| ε'=ε=11.5. |
Коэффициент избытка продувочного воздуха:
 =1.15·0.923=1.062,
|
где 
– коэффициент продувки.
Суммарный коэффициент избытка воздуха:
 =2.09·1.15=2.40,
|
где a – коэффициент избытка воздуха для сгорания топлива, принимается по
конструктивному образцу.
1.2 Расчет процесса сжатия
Средние мольные теплоемкости сухого воздуха определяются по формулам, кДж/(кмоль×К),
 ;
| |
 ,
|
Средние мольные теплоемкости чистых продуктов сгорания, кДж/(кмоль×К):
 ;
| |
 .
|
Средняя мольная изохорная теплоемкость смеси и продуктов сгорания (момент сгорания, когда доля сгоревшего топлива равна c) для принятого состава топлива определится согласно правилу смешения для газов определится по формуле, кДж/(кмоль×К):
 .
|
Для конца процесса сжатия, (точка с,c = 0)
 =19.27+0.025·852,4=21.43:
|
где
 ;
аvc=[1.21·0.02+19.26·2.09(1+0.02)]/[2.09(1+0.02)]=19.27;
| |
 ;
bc=[0.0025·2.09(1+0.02)+0.0011·0.02]/[2.09(1+0.02)]=0.0025.
|
В конце видимого процесса сгорания (точка z):
 ;
| ||
 ;
аvz=2.52·0.87+1.21·0.02+19.26·2.09(1+0.02) =19.78
2.09(1+0.02)+0.064·0.87
| ||
 ;
 bz=0.00133·0.87+0.0011·0.02+0.0025·2.09(1+0.02) =0.0029
2.09(1+0.02)+0.064·0.87
| ||
В конце процесса сгорания (
= 1, точка b):
 ,
|
где
 ;
avb=[2.52+1.21·0.02+19.26·2.09(1+0.02)]/[2.09(1+0.02)+0.064]=19.855;
| |
 ;
bb=[0.00133+0.0011·0.02+0.0025·2.09(1+0.02)]/[2.09(1+0.02)+0.064]=0.00304.
|
Средняя мольная изобарная теплоемкость рабочей смеси (P = const), определится, кДж/(кмоль×К):
|
Средний показатель политропы сжатия определяется по выражению:
 ;
n1-1=8.315/[19.27+0.00251·345.3(11.5n1-1+1)];
n1=1.37.
|
Решение уравнения относительно n1 проводится с использованием приближенных методов (метод половинного деления).
Параметры рабочей смеси в конце процесса сжатия, давление МПа:
 =0.158·11.51.37=4.49 МПа;
|
температура в конце процесса сжатия, К:
 =345.3·11.51.37-1=852.4 K.
|
1.3 Расчет процесса сгорания
Низшая теплота сгорания топлива 
рассчитывается по формуле Менделеева с учетом принятого элементарного состава, кДж/кг:
 ;
HU=33913·0.85+102995·0.132-10885(0.013-0.0005)=42334.31
ДТПЛФ Омскнефтеоргсинтез:
(элементарный состав топлива)
r=865 кг/м3,C=85 %,H=13,2 %, О=1,3 %, S=0,5 %.
|
Количество воздуха для сгорания, кмоль/кг:
теоретически необходимое –
 ;
L0=(0.85/12+0.132/4-0.013/32)/0.21=0.499;
|
действительное –
 =2.09·0.499=1.043.
|
Коэффициент молекулярного изменения:
химический –
 =1+(8·0.132+0.013)/(32·2.09·0.499)=1.032;
|
действительный –
 =(1.032+0.02)/(1+0.02)=1.031.
|
Доля топлива, сгоревшего в точке z:
 =0.8/0.9=0.889,
|
где 
= 0.8 – коэффициент использования теплоты в точке “z”;
x= 0.9 – коэффициент использования теплоты к концу сгорания.
Значения коэффициентов использования теплоты 
и x: для тихоходных дизелей – = 0,75–0,85 и x= 0,86–0,92, для быстроходных – = 0,70–0,80 и
x= 0,84–0,90
Коэффициент молекулярного изменения в точке z:
 =1+0.889(1.032-1)/(1+0.02)=1.028.
|
Средняя мольная изобарная теплоемкость смеси в точке z, кДж/(кмоль×К):
 =4.187+19.84+0.003∙Tz;
|
Температура рабочего тела в конце видимого сгорания 
(точка z) определяется в результате решения термодинамического уравнения сгорания:
 ;(0.8·42334.31)/(2.09·0.499)+(21.43+8.315·1.51)852.4+0.02((19.84+0.003·
·Tz)+8.315·1.51)·852.4=1.028(1+0.02)(24.027+0.003·Tz)Tz;
Тz=(-25.085+√25.0852-4∙0.00315∙64977.327)/(2∙0.00315)=
=2058.3 KÐ2100 K.
|
где l = 1.51– степень повышения давления в цилиндре двигателя при изохорическом сгорании топлива;
 ;
| |
 ;
|
При расчетах рабочего цикла обычно задаются степенью повышения
давления l, определяющей максимальное давление сгорания, МПа:
 =1.51∙4.49=6.78 МПа.
|
1.4 Расчет процесса расширения
Степень предварительного расширения:
 =(1.028∙2058.3)/(1.51∙852.4)=1.644.
|
Степень последующего расширения:
 =11.5/1.644=7.
|
Средний показатель политропы расширения на участке индикаторной диаграммы определяется по уравнению:
n2-1=8.315/((42334.31(0.95-0.8))/(1.031∙2.09∙0.499(1+0.02)2058.3∙
∙(1-(1/7n2-1))+19.79+0.003∙2058.3(1+(1/7n2-1));
n2=1.25.
|
Решение уравнения относительно n2 производится приближенным методом(метод половинного деления)
Температура в конце процесса расширения точка в индикаторной диаграмме, К:
 =(1.028∙2058.3)/(1.032∙71.25-1))=1260.5;
|
давление газов в конце процесса расширения, МПа:
 =6.78/71.25=0.596 МПа.
|
Среднее индикаторное давление теоретического цикла, отнесенное к полезному ходу поршня, МПа:
 ;
=4.49/(11.5-1)[1.51(1.644-1)+(1.51∙1.644)/(1.25-1)∙
∙(1-(1.032∙1260.5)/(1.028∙2058.3))-1/(1.37-1)∙
∙(1-(345.3)/852.4)]=1.44 МПа.
|
Среднее индикаторное давление действительного цикла определяется по формуле:
для четырехтактных двигателей –
 =0.95∙1.44=1.368,
|
где 
= 0.95 – коэффициент полноты индикаторной диаграммы.
Значение коэффициента xо: для четырехтактных дизелей с неразделенными камерами сгорания – 0,9 – 0,95, для разделенных – 0,92 – 0,96, для двухтактных двигателей – 1.
Индикаторный КПД
 =(8.315∙2.09∙0.499∙1.368∙323.2)/
/(42334.31∙0.923∙0.172)=0.571.
|
Индикаторный расход топлива, кг/(кВт×ч):
 =3600/(42334.31∙0.571)=0.149.
|
1.5 Расчет эффективных показателей двигателя
Эффективный КПД двигателя:
 =0.571∙0.8=0.457,
|
где 
= 0,8 – 0,91 – механический КПД собственно двигателя.
Эффективный расход топлива, кг/(кВт×ч):
 =3600/(42334.31∙0.457)=0.186.
|
Среднее эффективное давление, МПа:
 =1.368∙0.8=1.094.
|
1.6 Определение основных размеров цилиндра двигателя
Рабочий объем цилиндра двигателя, м3,
 =(0.03∙880∙4)/(1.094∙750∙6)=0.02 м3,
|
где 
= 880 – эффективная мощность дизеля, кВт;
t= 4 – тактность;
z=6 – число цилиндров;
n= 750- частота вращения, мин -1.
Диаметр цилиндра, м:
 =3Ö4∙0.02/(3.14∙1.038)=0.291 м,
где l1=330/318=1.038- отношение хода поршня к диаметру цилиндра.
|
Объем камеры сжатия, м3:
 =0.02/(11.5-1)=0.002 м3.
|
Объем, соответствующий точке z, м3:
 =0.002∙1.644=0.0033 м3.
|
Полный объем цилиндра, м3:
четырехтактный двигатель –
 =0.002+0.02=0.022 м3.
|
Значения термодинамических параметров в характерных точках рабочего цикла двигателя, полученные в результате теплового расчета, представляются в форме табл. 1.1.
Т а б л и ц а 1.1 - Параметры рабочего тела в характерных точках индикаторной диаграммы
| Процесс рабочего цикла | Термодинамическая характеристика процесса | Конечная (характерная) точка процесса | Параметры рабочего тела в характерных точках |
| Наполнение r–а | Изобара | а | Vа= 0.022; Ра= 0.158; Та= 345.3; |
| Сжатие а–с | Политропа со средним показателем n1 | с | Vc= 0,002; Pc= 4,49; Tc= 852.4; |
Изохорическое сгорание 
| Изохора | 
| Vź=Vc=0.002; Pź=λPc=6.78; |
Изобарическое сгорание 
| Изобара | z | Vz=ρVc=0.0033; Pz=Pz΄=6.78; Tz=2058.3; |
| Расширение z – b | Политропа со средним показателем n2 | b | Vb=Va=0.022; Pb=0.596, Tb=1260.5; |
| Выпуск b – r | Изобара | r | Vr=Vc=0.002, Pr=0.155. |
Учитывая опережение процессов воспламенения, выпуска, а также постепенность перехода одной стадии горения в другую и постепенность его окончания, производится скругление диаграммы в зонах точек с, , z, b и а так, как это показано на рис.
Диаграмма дополняется линиями наполнения и выпуска в соответствии с расчетными давлениями 
и линией атмосферного давления 
.