У статті пропонується новий спосіб аналітичного інтегрування диференціального рівняння балансу теплоти в циліндрі дизеля при згорянні палива. Отримано рівняння, що встановлюють безпосередній зв'язок тиску і температури газу з кутом повороту колінчастого вала і характеристикою подачі палива, в тому числі рівняння для розрахунку максимальних тиску і температури згоряння і індикаторних параметрів дизеля індикаторного ККД і середнього індикаторного тиску. Показано визначальну роль характеристики подачі палива в розвитку процесу тепловиділення. Отримано узагальнені емпіричні залежності, що встановлюють зв'язок відносного кількості теплоти, виділилася за основний період згоряння, і тривалості всього процесу згоряння з фактором динамічності циклу.

Анотація наукової статті з механіки і машинобудування, автор наукової роботи - Козлов Сергій Іванович, Люга Станіслав Володимирович


The mathematical model of the actual and theoretical cycles of a diesel with a high supercharging

A new way of analytical integration of the differential heat balance equation in the diesel cylinder during fuel combustion is proposed in the article. Equations are obtained that establish a direct relationship between the pressure and temperature of the gas with the angle of rotation of the crankshaft and the characteristics of the fuel supply, including equations for calculating the maximum pressure and combustion temperature and the indicator parameters of the diesel- indicator efficiency and mean indicator pressure. The decisive role of the fuel supply characteristic in the development of the heat release process is shown. Generalized empirical relationships are obtained, which establish the relationship between the relative amount of heat released during the main combustion period and the duration of the entire combustion process with the cycle dynamics factor.


Область наук:

  • Механіка і машинобудування

  • Рік видавництва: 2017


    Журнал

    Транспорт на альтернативному паливі


    Наукова стаття на тему 'МАТЕМАТИЧНА МОДЕЛЬ ДІЙСНОГО І ТЕОРЕТИЧНОГО ЦИКЛОВ ДИЗЕЛЯ З ВИСОКИМ наддувом'

    Текст наукової роботи на тему «МАТЕМАТИЧНА МОДЕЛЬ ДІЙСНОГО І ТЕОРЕТИЧНОГО ЦИКЛОВ ДИЗЕЛЯ З ВИСОКИМ наддуву»

    ?Наукові розробки та дослідження

    жш

    Математична модель дійсного і теоретичного циклів дизеля з високим наддувом

    1С.І. Козлов, доктор технічних наук,

    С.В. Люга, директор Центру використання газу ТОВ «Газпром ВНІІГАЗ», к.т.н..

    У статті пропонується новий спосіб аналітичного інтегрування диференціального рівняння балансу теплоти в циліндрі дизеля при згорянні палива. Отримано рівняння, що встановлюють безпосередній зв'язок тиску і температури газу з кутом повороту колінчастого вала і характеристикою подачі палива, в тому числі рівняння для розрахунку максимальних тиску і температури згоряння і індикаторних параметрів дизеля - індикаторного ККД і середнього індикаторного тиску. Показано визначальну роль характеристики подачі палива в розвитку процесу тепловиділення. Отримано узагальнені емпіричні залежності, що встановлюють зв'язок відносної кількості теплоти, що виділилася за основний період згоряння, і тривалості всього процесу згоряння з фактором динамічності циклу.

    __Ключові слова:

    баланс теплоти, тиск і температура в циліндрі дизеля, фактор динамічності циклу, кількість теплоти, індикаторні показники дизеля.

    31

    практиці сучасного двигунобудування широкого поширення набули методи розрахунку параметрів робочого процесу і вихідних показників двигуна (і, Тт та ін.) з використанням різних експоненційних рівнянь, що описують швидкість тепловиділення в циліндрі дизеля [1-4]. Практичне використання таких рівнянь робить необхідним апріорно задавати цілий ряд параметрів (показники якості згоряння т, кути повороту колінчастого вала, що відповідають закінченню тепловиділення фг, максимальним швидкостям згоряння по кінетичного і диффузионному механізмам, і т.д.), достовірна оцінка яких з опорою на статистичний матеріал реальна лише для двигунів середньої швидкохідності (п = 1000 ... 1500 хв-1), що працюють з тиском наддуву />к = 0,2 ... 0,3 МПа. У сучасній теорії ДВС відсутні будь-які надійні відомості про протікання процесу тепловиділення в циліндрі швидкохідного дизеля при високому тиску наддуву д = 0,4 ... 0,7 МПа і опорах на впуску і випуску, тому використання таких методик при проектуванні високофорсованих транспортних турбопоршневий двигунів (ТПД) вимагає певної обережності.

    Рівняння для розрахунку індикаторного процесу зазвичай доповнюються рівняннями квазістатичного визначення показників газообміну [3].

    Використання таких методик розрахунку вихідних показників проектованого ТПД незручно і важко (особливо на початковій стадії проектування),

    32

    так як необхідна прив'язка до конструктивних параметрах двигуна (5, Д фази газорозподілу, діаграми час-перерізу клапанів і ін.). Ці параметри, взагалі кажучи, на цьому етапі проектування відносяться до варійованим параметрам, а при зміні хоча б одного геометричного розміру все розрахункові роботи необхідно повторювати заново.

    Відзначимо також, що методи розрахунку індикаторних показників дизеля з

    йх йх

    використанням експоненційних залежностей --- = // (ФФ) припускають,

    аф аф

    що за час затримки займання х1 вся цикловая подача палива подана в циліндр і підготовлена ​​до згорання, що явно суперечить дійсній фізичної картині процесу [4]. Ці методи не враховують вплив на процес тепловиділення тривалості подачі палива і показника динамічності циклу, які в швидкохідних дизелях є вирішальними факторами для отримання досить високого індикаторного ККД [3]. Єдиний застосовуваний в інженерній практиці метод розрахунку, що враховує фактори, що керують індикаторним процесом, запропонований професором Разлейцевим Н.Ф. [5]. Але і цей метод вимагає завдання великої кількості апріорної інформації (включаючи геометричні розміри КС, місце установки форсунки та ін.), І його застосування доцільно на стадії розробки технічного проекту двигуна.

    В теорії двигунів із запалюванням від стиснення [6], наддувом і протитиском на випуску в якості дійсного приймають цикл, складений з двох політропи стиснення і розширення з середніми показниками відповідно п1 і п2, крівойр (У), що відповідає конкретному закону активного тепловиділення х (У ), і ізохорами у = сош1 зі зміною тиску в процесі випуску від рь до рр. У чотиритактному двигуні в дійсний цикл входить також діаграма насосних ходів, однак затрачену на вчинення цих ходів роботу зазвичай включають в втрати, що враховуються механічним ККД двигуна, і при розрахунку індикаторної роботи циклу до уваги не беруть [6].

    У даній роботі для визначення чисельних значень параметрів і коефіцієнтів (тривалість згоряння палива, відносна кількість теплоти, що виділилася за основний період згоряння, коефіцієнт використання теплоти, що характеризує теплові втрати внаслідок теплообміну зі стінками камери і недогорания палива, і ін.) Використані індикаторні діаграми, отримані експериментально при випробуванні спеціального досвідченого одноциліндрового дизеля.

    На стадії ескізного проектування мають бути відпрацьовані основні системи ТПД, зокрема, система подачі палива. Для визначення можливих шляхів отримання індикаторного ККД, який необхідний для забезпечення проектних параметрів і характеристик майбутнього ТПД, треба знати розрахункове значення необхідної тривалості подачі палива, діапазон зміни фвпр, вид кривої подачі палива і зв'язок її параметрів з кривою тепловиділення. Крім того, діаграма зміни тиску і температури робочого тіла в циліндрі дизеля необхідна для проведення розрахунків міцності конструкції майбутнього двигуна.

    Існуючі теоретичні методи розрахунку індикаторних діаграм з експонентними кривими швидкості тепловиділення не дозволяють отримати цю інформацію для дизелів з високим наддувом. Тому виникла

    необхідність в розробці методу розрахунку індикаторного процесу транспортного дизеля, який більш повно відображав би вплив основних факторів на розвиток процесу тепловиділення в циліндрі і, крім того, був би наочний для проведення аналізу робочого процесу.

    Перш за все треба сказати, що реєстрація тиску в циліндрі і аналіз отриманих індикаторних діаграм - поки єдиний доступний спосіб вивчення процесу тепловиділення в дизелі. При цьому сигнал датчика тиску, розташованого в певній точці камери згоряння, ототожнюється із середнім миттєвим тиском газу в поточному обсязі циліндра. Обгрунтуванням цього служить той факт, що швидкість поширення газодинамічних збурень, обумовлених самозаймання нерівномірно розподіленої в камері згоряння робочої суміші, досить велика (500 .. .600 м / с), процес вирівнювання тиску в об'ємі камери згоряння відбувається швидко, і розподіл тиску приймається рівномірним . Допущення про постійність тиску в усьому обсязі камери згоряння в кожен момент часу є по суті основою для побудови сучасної теорії робочого процесу та застосовуваних у практичному двигунобудування методів розрахунку робочого процесу дизеля. Тільки в такому аспекті набувають фізичний зміст закон тепловиділення, що визначаються з індикаторних діаграм і використовувані при аналізі робочого процесу і теплонапряженности конструкції дизеля максимальний тиск згоряння, швидкість наростання тиску і ін.

    Залежність тиску газу від зміни обсягу циліндра на ділянці згоряння палива в дійсному циклі дизеля описується диференціальним рівнянням балансу теплоти в циліндрі [3]

    йр _ і | ^ Х кр

    (1)

    Зміна швидкості тепловиділення йх / Йу = / (ф) зазвичай задають у вигляді експоненційних функцій кута повороту колінчастого вала ф. Розрахунок ведуть шляхом чисельного інтегрування цього рівняння на невеликих ділянках зміни обсягу Йу (приблизно один градус за кутом повороту колінчастого вала). Внаслідок чого такий спосіб розрахунку малоудобен для аналітичного дослідження особливостей протікання процесу тепловиділення в циліндрі дизеля і визначення на основі цього індикаторних показників двигуна (р,%), а також максимальних тиску і температури згоряння, які важливо знати для оцінки теплової та механічної напруженості деталей і вузлів двигуна.

    Рівняння (1) можна проінтегрувати в квадратурі і отримати рішення, яке встановлює в явному вигляді залежності тиску, температури і питомої роботи газу від кута повороту колінчастого вала. Для цього всю криву тепловиділення х = / (ф) розіб'ємо на три характерних ділянки (рис. 1).

    Ділянка 5 - й - від початку запалення палива до ВМТ; ділянку й - І - від ВМТ до початку різкого уповільнення швидкості тепловиділення йх / йф (точка І); І - / - ділянка уповільненої горіння палива (тобто від точки І до закінчення тепловиділення в точці /). Потім криву тепловиділення на кожній дільниці аппроксимируем рівнянням виду

    10 років

    журналу

    33

    (2)

    де ех - поточне значення ступеня стиснення (на ділянці 5-й) або ступеня розширення

    р, МПа

    о, х (ф)

    0.8

    0.6

    г

    J 1 »

    * \ Р 6 4 V

    \ У V е

    • \ в

    АІТ КПТ V

    / \ 1

    ) Г /! 3

    щ _! Г У / У

    ! / / // //

    "У / * / / / Г

    г / V

    Т, К

    а »Ф," ПКВ

    Мал. 1. Індикаторні діаграми р (ф) і Т (ф), криві подачі палива і тепловиділення досвідченого дизеля з високим наддувом:

    е = 10, п = 2200 хв-1, рк = 0,589 МПа, а = 1,88, 5, а, к, г, / - характерні точки циклу;

    -----характеристика подачі палива а (ф);

    -крива тепловиділення х (ф);

    -------крива теплоспоживання х1 (ф)

    для ділянки 5 - й

    для ділянки й - до

    Ч / хср

    -ср

    (На ділянках за ВМТ), що дорівнює відношенню робочого об'єму циліндра в даний момент часу до обсягу камери згоряння Ус при положенні поршня у ВМТ.

    Правомірність такої апроксимації ілюструє зіставлення розрахункових і експериментальних кривих тепловиділення х = / (ех) на різних ділянках згоряння (рис. 2), проведене для експериментального одноциліндрового двигуна з високим наддувом.

    Величини а і Ь, постійні для кожної ділянки кривої тепловиділення, розраховуються за такими рівняннями: ділянка 5 - й

    т1

    а - -ха-

    ділянку й- до

    т1

    - хй ~

    -т1

    а -

    т2

    хк ~ ХЛ? к

    ?до

    -т2

    - Ха '

    ?до ~ хк

    ?до

    -т2 '

    ділянку до - /

    а -

    Т3 хк? /

    т3

    'ХГ? К

    ?до? г -? Г? к

    х /? к ~ хк? / т ~ 3 т-

    ?до? г -? Г? Н '

    Тут т1, т2, Т3 - показники ступеня в рівнянні (2) на першому, другому і третьому ділянках кривої х = / (ех), величини яких обчислюються за координатами крайніх (хй, хк, х, ек, е) і середніх (хср , ЕСР) точок експериментальних кривих тепловиділення на кожній дільниці. З рівняння (2) отримаємо:

    X,

    ср

    хГ

    ™ -2 (

    ср

    Хй ^ ср) ^? Ср СХй ^ до ХсрЕ ^? Ср,

    для ділянки до - /

    (Е \ Т3 / е \ ШЗ

    '(Хср? / _ Х /? Ср) +' ~ хкег) = хсреп.

    Ці рівняння трансцендентні і при обробці експериментальних індикаторних діаграм вирішуються щодо т1, т2, т3 будь-яким методом

    о, з 0,6 V 0,2 про

    /

    / 7

    з 1(

    V

    0,5

    1,5

    15

    і

    итерационного пошуку. Узагальнені рівняння для розрахунку т1, т2, Т3, а також для визначення меж ділянок згоряння будуть отримані пізніше.

    Значення ступенів стиснення і розширення ек, е / знаходяться за допомогою функції

    ЯФ) = 0,5 (^ - СО5ф + ^ 5т2ф),

    де ХШ - відношення радіуса кривошипа до довжини шатуна.

    Кути ф відраховуються від ВМТ, причому процесу стиснення повітря в циліндрі відповідають кути ф < 0, а процесу розширення газу - кути ф>0.

    Вважаючи в останній рівності кут ф послідовно рівним ФА, ф ^, знайдемо, що? Х = (? - 1) / (ФГ): Еь = (Е - 1) / (ФЙ); ? / = (? - 1) / (ф /) |

    Для двотактних двигунів з клапанно-щілинним і петлевий продуваннями функ-

    Мал. 2. Апроксимація кривої тепловиділення в дизелі: е = 10; рк = 0,589 МПа; а = 1,88; 9 = 46 °; --експерімент;

    ------розрахунок при т1 = -10, т2 = -100, Т3 = 1,1

    ція / (ф) обчислюється як

    / (Ф)

    1-Ф

    -I - СОБф Н - 51П ^ ф1

    ^ V 1 2 /

    де уп - відносна частка ходу поршня, зайнята продувними і випускними вікнами;

    10 років

    журналу

    35

    ?г =

    1-Ф п

    + 1 - геометрична ступінь стиснення дизеля.

    Початку стиснення повітря в циліндрі двотактного дизеля з впускними вікнами відповідає кут повороту колінчастого вала, який визначається рівнянням

    ФАФА = ЕГССОБ < -

    -1+ / 1-2Лш (1-2фп-Ьа)

    При всіх значеннях кута ф < ф "тиск і температура повітря в циліндрі двотактного дизеля залишаються приблизно постійними і равниміра, TЛ. Підставами в рівняння (1) значення похідної з урахуванням (2)

    йх 1 йх 1

    ж = ус-ОГХ = вус {а + Ьтг * ~)

    і перетворимо вихідне диференціальне рівняння до виду

    й {рук) = йгх .

    Після інтегрування цього рівняння отримаємо розрахункові формули для визначення тиску газів в будь-який момент згоряння палива в наступному вигляді:

    для ділянки 5 - й

    кг - 1

    р = А де Р5 = ра (7)

    ^ / Ср пг

    + |

    Вр (кг - 1) т1

    кг + т ± - 1

    йг + т-!-!

    (3)

    для ділянки й - до

    гдерй - тиск в точці й, що обчислюється за рівнянням (3) при ех = 1; для ділянки до - /

    кг - 1

    + Т3 - 1 ^

    т3-1 + йг

    Ет) '

    (4)

    (5)

    гдерк - тиск в точці до, що обчислюється за рівнянням (4) при г = ек.

    У рівняннях (3) ... (5) показник адіабати кг і постійні Ар і Вр розраховуються окремо для кожної ділянки за формулами

    Ар = адцлНі ^ (? - 1), Вр = ЬдцлНі \ ^ (г - 1),

    де - циклова подача палива, віднесена до одного літра робочого об'єму циліндра (в грамах);

    _ "I а 433Л0'125 I. . 0,1

    - коефіцієнт, що характеризує ступінь використання виділилася теплоти в дійсному циклі дизеля (враховує втрати теплоти внаслідок дисоціації продуктів згоряння, тепловіддачі в стінки циліндра і недогорания палива).

    Середні показники адіабати розширення газу для кожної ділянки розраховуються за формулою, апроксимуючої залежності кг від температури і складу продуктів згоряння рідкого вуглеводневого палива в камері згоряння дизеля [7]

    кт = 1,259 --хсо +-

    г а ср

    0 041 0,0766 -0,0055-

    10 "3ТГ |

    (6)

    де хср, ТСР - середні значення відносного тепловиділення і температури газу на даній ділянці згоряння. Значення а розраховується за формулою

    а =

    Рк ЦГ _ Ра? ^

    ПТК 5ц

    (П л2'4

    Коефіцієнт дозарядки ^ = 1 + 0,04 ^ 2000 ^ в цьому рівнянні характеризує

    відносне збільшення кількості повітря при наповненні за період запізнювання закриття впускного клапана, а параметр угуг - коефіцієнт залишкових газів в циліндрі двигуна.

    Для чотиритактних двигунів в роботі [6] отримано аналітичне співвідношення для розрахунку величини 1

    1 + Уг 1 _ 1

    ? | до

    1 + Уг

    ра

    де V - коефіцієнт зменшення внутрішньої енергії залишкових газів внаслідок продувки; Р '- відносне збільшення обсягу, займаного повітрям, через стиснуті залишкових газів; Р'Р - тиск в циліндрі на початку продувки; цЬп - коефіцієнт роботи наповнення.

    Коефіцієнт Р 'практично не залежить від рк і Тк і в середньому дорівнює (3' = 1,07 ___ 1,1.

    Згідно досвідченим даними, коефіцієнт V в залежності від рк змінюється відповідно до рівняння

    10 років

    журналу

    37

    V = 0,83 - 4,119 | 10 "3 | рК + 6,732 | 10" 4 | р | - 1,226 | 10 "

    |Рк

    при рк < 0,343 МПа; V = 0,97 при при рк > 0,343 МПа.

    Дані, отримані при високому наддуванні досвідченого одноциліндрового двигуна вказують на те, що з ростом рх і Тк зменшуються відносні втрати тиску на впуску в циліндр, тобто зростає отношеніерл / рк. Так, при збільшенні рх з 0,344 до 0,707 МПа ставлення рк / рк збільшилася приблизно на 2%. Помітно збільшується і коефіцієнт роботи наповнення з повишеніемрх і Гк. Закономірність зміни в залежності від рк відповідає рівнянню

    ЦВП

    0,806 + 1,373 | 10 "3 | рк + 5,771 | 10" 5 | р1

    9,432 | 10 ~ 7 -р1

    при рк < 0,49 МПа; цЬп = 0,905 при рк > 0,49 МПа.

    Для двотактних дизелів професор МГТУ ім. Н.е. Баумана С.Г. Роганов запропонував формулу для визначення коефіцієнта очищення г ^ (отже, і уг)

    [8]. Коефіцієнт очищення ^

    1 + Уг

    характеризує відносний вміст

    продувочного повітря в робочому заряді циліндра двигуна після продувки. 1

    уг = - 1 - коефіцієнт залишкових газів.

    Лх

    У теоретичному циклі двигуна? = 1, а уг = 0, тому

    а = _Ра ___? ___

    КТА е - 1 дцл10

    Поточні значення температури газу на кожній ділянці згоряння палива визначаються з рівняння стану, написаного для довільних точок х і а:

    т "

    Т '_ Рх _? X

    V -

    Ра? 1+ '

    (7)

    А10

    За допомогою рівняння (4) визначимо ступінь розширення і відповідний їй кут повороту колінчастого вала, при яких тиск в процесі згоряння досягає свого максимального значення (тобто рг). Для цього

    продифференцируем рівняння (4) з ех і прирівняємо нулю похідну dp / dtx. Вирішивши отримане рівняння щодо ех = ez, знайдемо

    1_

    (К2 К2-1 + т2, "4,) m2-i + fc2

    = (- ^ '+ | (fc2-i ^ wla (ma-i) - ^ - 1)] J (8)

    і кут фг, відповідний цьому ступені стиснення (тобто моменту досягнення pz). Якщо двочлен в фігурних дужках менше нуля, приймають ez = 1.

    Підставивши знайдене значення sx = ег в рівняння (4), обчислимо максимальний тиск згоряння pz і ступінь підвищення тиску при згорянні:

    Pz ~ Ар

    1 ^, 2 l) m2 / т, -1 -к2 \. -до,

    - 2) + fc2 + ш2 - 1 (? -2

    (9)

    Процес стиснення від точки а до точки 5 вважаємо Політропний, показник якого обчислюється за рівнянням балансу теплоти в ході стиснення повітря з залишковими газами [3]

    пг = 1 + R

    Т -Т

    'S La

    CVSTS CvaTa

    де R = 8,3b10-3 МДж / моль; L0 = 0,495 моль / кг.

    / Рк \ ~ 0,5 / Тк \ 2-6 / іг2-1 / 180 -фвщл2 / п ч1'8

    «| -" «(?? j) 'Ш - (i;») | (-шН' Gd

    - коефіцієнт, що характеризує теплообмін в циліндрі в процесі стиснення. У теоретичному циклі приймається n1 = k1 на ділянці а - s:

    до ± = 1,438 - 0,104 | 10 "3 | Гахср; Tas ср = 0,5 (Га + 7;) .

    Процес розширення газів в циліндрі дизеля, починаючи з точки f передбачається також Політропний з показником [3]

    П7 = 1 + R---

    Н 'СузТ / - суьть - \ ь Мг + а1оУг

    р -0,55 / а 4-2,3 / 180-фвпрч2'5 / п Ч1'8

    де ь-вдзв-у '(ш)' И | (-шН - (г: :)

    - коефіцієнт, що характеризує тепловідвід в процесі розширення від точки / до точки видання;

    з Н

    М2 = - + - + (а - 0,21) 1о - число молей продуктів згоряння. Тиск і температура газу в точці Ь циклу наступні:

    ?^ "2-1

    (I)

    У теоретичному циклі показник політропи п2 приймають рівним середньому показнику адіабати розширення кт на цій ділянці, обчислюваному за формулою (6) при хср = 1 і ГСР = 0,5 (7} + Ть).

    Проинтегрируем загальне диференціальне рівняння роботи газу йь = рйУ на кожній дільниці з використанням рівнянь (3) ... (5) і отримаємо рівняння питомих робіт, віднесених до одного літра робочого об'єму циліндра, на характерних ділянках циклу двигуна:

    ділянку а - 5 - стиснення газу з тиску ра до тиску в момент займання палива р5

    рпг

    LaS (П1-1) (Е-1)

    EN "!" 1

    Сс

    -1

    (10)

    ділянка 5 - й - згоряння палива з поджатием робочого тіла від тиску р $ до тиску рй

    ?srf ---

    ?-1

    кт

    тг-1 \ ^ s

    (11)

    ділянку й - І - згоряння палива з підвищенням тиску робочого тіла на лінії розширення від рй до рг і подальшим зниженням до ри

    Lrfh - "

    AL (Eh-l) + (pd-Al-BL)-

    (12)

    ділянку І - / - згоряння палива при зниженні тиску газу на лінії розширення

    від Рі д ° Р /

    Lhf ~ -l

    AL (ef-Eh) + (Ph-AL-BLEJf3 "1)

    Eh? F '? H, BL, m3

    fcr-l

    + - (4

    тз I

    про

    (13)

    ділянку / - Ь - розширення газу після завершення згоряння з тиску р / до тиску рь

    1-п2 "

    , _ 1 pf? F

    (14)

    Знак мінус перед правою частиною рівнянь (10) і (11) означає, що на даних ділянках робота в циклі двигуна негативна.

    У рівняннях (11) ___ (13) постійні AL і BL обчислюються окремо для кожного

    ділянки згоряння за формулами

    кт-1

    В, =

    Врт (кт - 1)

    кт + т-1

    Сумарні питомі роботи стиснення і розширення за цикл рівні

    ^ Сж = + Ь5 (1 і Ь "

    Jpac

    Ldh + Lhf + Lfb-

    Оскільки значення робіт стиснення і розширення, одержувані за цикл, були віднесені до 1 л робочого об'єму УІ, то

    Л = = ^ рас + ^ сж | (15)

    10 років

    журналу

    39

    Індикаторний ККД двигуна

    "-ПЕТ.- (16)

    Вважаючи, що n1 = k1, n2 = k, а коефіцієнт використання теплоти, що виділяється при згорянні палива, у = 1, отримаємо рівняння для розрахунку питомої роботи, середнього індикаторного тиску і термічного ККД теоретичного циклу двигуна з даної кривої тепловиділення x (V), але без теплових втрат (так званий «адіабатний» двигун).

    Для теоретичного циклу двигуна з підведенням теплоти при V = const, а потім при p = const, при якому досягаються максимально можливі значення середнього індикаторного тиску і індикаторного ККД циклу при розглянутих значеннях е, а ІХ, рівняння робіт стиснення і розширення набувають такий вигляд:

    ?сж =? ас = (17)

    Робота розширення на ділянці с - f (пріp = const)

    Lcf = - 1) '(18)

    де Vf = Vz = pkEklX; VoTz

    Ef = - - ступінь попереднього розширення газу;

    i СА

    н + про.

    = - - коефіцієнт молекулярного зміни робочої суміші.

    aL0

    Для дизельного палива середнього складу С = 0,870; Н = 0,126; 0 = 0,004

    . 0,064

    Ц "= 1+ -

    Знаючи? F, визначимо за допомогою кривої залежності ех = f (ФГ) і кут ^, відповідний точці f, тобто кінця тепловиділення в циклі V = const, p = const.

    Максимальна температура циклу знаходиться з рівняння балансу теплоти в камері згоряння при положенні поршня, відповідному кутку фу:

    c'pfv0Tz = c'V2 ^ T2 = ^ + [с ^ з + R (X - 1)] | Тс, (19)

    де

    Тс = т; ^ - 1;

    с'рс = (6,63 + 0,61 | 10 "3ТС) | 4,187 | 10" 3;

    c'pz = [б, 49 + ^ + 10 "3 | Tz (0,67 - | 4,187 | 10" 3.

    Рівняння (19) вирішується ітераційним методом; в першому наближенні З '-29 - ^ -, а з ;. = 32 кДж

    рс моль-К 'Pz моль-К'

    При аналізі експериментальних індикаторних діаграм встановлено, що кут повороту колінчастого вала, що відповідає температурі Т тах, дорівнює Фz = (1,4-1,6) фй.

    Робота розширення на ділянці / - Ь (див. Рис. 1)

    1-кт

    PzZf

    Ч'(fc2_i) (E_i) Сумарна робота розширення

    (20)

    10 років

    журналу

    41

    ^ Рас _ Lcf + Lfb

    (21)

    Середнє індикаторне тиск і індикаторний ККД теоретичного циклу з підведенням теплоти при V = const ір = const:

    (? С / + Lfb) + Lac,

    4t =

    9ЦП ^ і

    (22) (23)

    Висловивши в рівняннях (17), (18) і (20) тиску в характерних точках циклу через відповідні температури за допомогою рівняння стану газу рх = - '-' Тх, отримаємо вираз для термічного ККД теоретичного циклу з підведенням теплоти при V = const, p = const в інший, більш поширеною в теорії двигунів внутрішнього згоряння формі [3]:

    = Rol ^ Гцо' (fcr _ 5l-kr) _ ХТМ _ Zkzlfcl, "ні Lkr-i v г з fei-iJ

    (24)

    де

    ? еГД

    8 = - = - - ступінь подальшого розширення газу.

    Ех М-О ^ г

    Наведені вище рівняння отримані для чотиритактного циклу дизеля. Вони ж використовуються і в розрахунках залежностей р (У), Т (У) і індикаторних параметрів р1 і двотактного дизеля.

    Закінчення в наступному номері журналу.

    _ Література

    1. Теорія двигунів внутрішнього згоряння / Под ред. Дьяченко Н.Х. - М .: Машинобудування, 1974. - 552 с.

    2. Жуков В.П., Павличенко А.М. Дослідження характеристик тепловиділення ДВС по навантажувальної характеристиці за допомогою методів нелінійного програмування. Праці МКІ, вип. 12. - Миколаїв: МКІ, 1976. - С. 50-55.

    3. Двигуни внутрішнього згоряння: Теорія поршневих і комбінованих двигунів: Учеб. для Втузов за фахом «Двигуни внутрішнього згоряння» / вирубок Д.Н., Іващенко Н.А., Івін В.І. та ін. За ред. А.С. Орліна, М.Г. Круглова, 4-е изд., Перераб. і доп. - М .: Машинобудування, 1983. - 372 с.

    4. Воїнів А.Н. Згоряння в швидкохідних поршневих двигунах. - М .: Машинобудування, 1977. - 275 с.

    5. Разлейцев Н.Ф., Семенов Н.Г., Левкович С.А. Розрахунок процесу згоряння в тепловозних дизелів: Респ. Міжвід. науч-техн. збірник, вип. 27. - Харків: Вища школа, 1978. - 82 с.

    6. Портнов Д.А. Швидкохідні турбопоршневий двигуни з запалюванням від стиснення. - М .: Машгиз, 1963. - 638 с.

    7. Толстов А.І. Процеси сумішоутворення і згоряння в швидкохідних двигунах із запалюванням від стиснення при наддуванні. Праці ВНІТОЕ. - Машгиз, 1954.

    8. Роганов С.Г. Аналітичне визначення коефіцієнта залишкових газів в двотактних двигунах // Известия вузів. - 1964. - № 7. - С. 15-18.

    «Газпром» розширить мережу АГНКС на ключових автомобільних трасах

    В рамках VII Петербурзького міжнародного газового форуму заступник голови правління ПАТ «Газпром» Віталій Маркелов і голова правління Державної компанії «Російські автомобільні дороги» ( «Автодор») Сергій Кельба підписали план заходів (Дорожню карту) з розвитку газозаправної інфраструктури на федеральних автомобільних дорогах, що входять в зону відповідальності «Автодору».

    Відповідно до Дорожньої карти «Газпром» планує побудувати нові автомобільні газонаповнювальні компресорні станції (АГНКС, здійснюють заправку компримованим природним газом) і криогенні автозаправні станції (КріоАЗС, заправка як зрідженим, так і компримованим природним газом) на автотрасах з великими вантажо- і пасажирськими потоками , а також поряд з великими транспортними вузлами. «Автодор» буде надавати земельні ділянки для газозаправних об'єктів «Газпрому».

    На першому етапі (до 2021 р) планується будівництво газозаправної інфраструктури на автотрасі М-11 «Москва - Санкт-Петербург» (є ділянкою міжнародних транспортних маршрутів «Північ - Південь» і «Європа - Західний Китай»). Створення АГНКС і КріоАЗС також передбачається на трасах М-1 «Білорусь», М-4 «Дон» і Центральної кільцевої автомобільної дороги в Москві і Московській області (ЦКАД). В результаті може бути створено до 32 газозаправних об'єктів.

    На другому етапі (2021-2030 рр.) Передбачено будівництво газозаправних станцій на трасах М-1 «Білорусь», М-3 «Україна», ЦКАД, ділянках маршрутів «Європа - Західний Китай» (у напрямку Москва - Казань - російсько-казахстанська межа) і «Захід - Схід» (у напрямку Казань - Омськ - Далекий Схід). Таким чином, планується створення ще до 29 газозаправних об'єктів.

    У той же день Віталій Маркелов і Сергій Кельба підписали Угоду про співпрацю по створенню газозаправної інфраструктури на споруджуваної в Москві і Московській області Центральної кільцевої автомобільної дороги. Документ містить план-графік будівництва мережі газозаправних об'єктів на ЦКАД. Вони можуть бути розміщені як на території багатопаливних автозаправних станцій, так і окремо. Всього до 2025 року «Газпром» планує побудувати дев'ять таких об'єктів. У свою чергу «Автодор» забезпечить виділення земельних ділянок.

    Сторони також домовилися про розробку пропозицій з будівництва та експлуатації на трасі ЦКАД багатофункціональних зон дорожнього сервісу, включаючи інфраструктуру для розвитку велоспорту та велотуризму.

    Довідка

    Виробництво і реалізація природного газу в якості моторного палива - один із пріоритетних напрямків діяльності ПАТ «Газпром». Для системної роботи з розвитку ринку газомоторного палива створена спеціалізована компанія - ТОВ «Газпром газомоторне паливо».

    Державна компанія «Автодор» створена в 2009 році. Мета компанії - розвиток мережі швидкісних платних магістральних автомобільних доріг, залучення позабюджетних інвестицій, розвиток об'єктів дорожнього сервісу.

    Управління інформації ПАТ «Газпром»


    Ключові слова: БАЛАНС ТЕПЛОТИ /HEAT BALANCE /ТИСК І ТЕМПЕРАТУРА В ЦИЛІНДРІ ДИЗЕЛЯ /PRESSURE AND TEMPERATURE IN THE DIESEL CYLINDER /ФАКТОР динамічно ЦИКЛУ /THE FACTOR OF DYNAMIC CYCLE /КІЛЬКІСТЬ ТЕПЛОТИ /AMOUNT OF HEAT /Індикаторні ПОКАЗНИКИ ДИЗЕЛЯ /INDICATOR VALUE OF THE DIESEL

    Завантажити оригінал статті:

    Завантажити