Eak=22000 кдж/кМоль - енергія активації.
Формули (1.22), (1.23), (1.24) і (1.25) отримані шляхом обробки серії індикаторних діаграм двигуна Д70 (прототип двигуна Д80) у широких діапазонах режимів роботи (nД, В) і перевірені при обробці діаграм двигунів Д80.
Кількість теплоти, передана за рахунок тепловіддачі від газу в стінки циліндра, можна визначити по рівнянню:
(2.26)
де: Fq - поверхні, що обгороджують об’єм циліндра і мають температуру ТСТ ;
aJ - коефіцієнт тепловіддачі;
l - кількість цих поверхонь;
Т - поточна температура робочого тіла (газу) у циліндрі.
При розгляді об’єму циліндра виділялися три поверхні, що його обгороджують, поршня, кришки й гільзи. Величини цих поверхонь визначаються по наступним рівнянням:
(2.27)
(2.28)
(2.29)
де k1 і k2 – коефіцієнти, що враховують збільшення поверхонь поршня й кришки за рахунок виточень, лунок і т.д. (значення k1 і k2 визначаються з використанням креслень кришки й поршня).
При розрахунку середня температура кожного елемента поверхні ТСТ приймається постійною і визначається в залежності від температури TCTji частини елемента поверхні (j -ої)
(2.30)
де TCTji– температура “i-го” елемента “j -ої” поверхні.
Значення TCTjii береться з експериментальних даних.
Величини поверхні гільзи FГ і температура уздовж її утворюючої міняється протягом циклу. Зміна температури поверхні гільзи уздовж утворюючої можна з достатньої для практики точністю апроксимувати експонентою [4]:
(2.31)
де ш , У1 і В2 - деякі постійні;
S і d – хід поршня і надпоршневий зазор.
Тоді, згідно [4], із (1.30) після інтегрування можна отримати:
(2.32)
Визначення коефіцієнта тепловіддачі від газу в стінки камери згоряння бJ , що входить у рівняння (2.26) проходить не без деяких труднощів. З літературних джерел відомо значна кількість формул для визначення коефіцієнта тепловіддачі від газів у стінки камери згоряння ДВЗ, отриманих різними дослідниками шляхом обробки експериментальних даних при вивченні теплообміну в циліндрах різних типів двигунів. Їхні порівняльні оцінка й аналіз по методиках проведення експериментів, формі представлення результату, виду і кількості обумовлених параметрів, що входять у формули, приведені в роботі [17]. У даному дослідженні для розрахунку тепловіддачі на тактах стиску й горіння – розширення використовується формула Г. Вошні, а тактів випуску й наповнення – формула Ейхельберга. Але в них уведені коефіцієнти, отримані в такий само спосіб, як і формули (2.22), (2.23), (2.24) і (2.25).
Для такту стиску розрахунок вівся з використанням рівняння:
(2.33)
а такту горіння – розширення по формулі:
(2.34)
де КV – коефіцієнт, що враховує швидкісний режим:
(2.35)
Для такту випуску розрахункова формула має вид:
(2.36)
а такту наповнення:
(2.37)
У формулах (2.33), (2.34), (2.36) і (2.37) Cm=S×n /30 - середня швидкість поршня.
При моделюванні газообміну між об’ємами циліндра, впускним і випускним колекторами, що відбувається через відкриті газорозподільні органи, параметри газу в циліндрі визначаються шляхом рішення наведеної вище системи рівнянь (2.1)…(2.4), що у цьому випадку приймає вид:
(2.38)
(2.39)
(2.40)
де qv=0 – тепловиділення від згоряння палива відсутнє.
Інтенсивність потоку маси через контрольні поверхні газорозподільних органів у залежності від виду витікання визначається по формулах:
- для підкритичного витікання:
(2.41)
- для надкритичного витікання:
(2.42)
де р1 і r1 - тиск і густина робочого тіла з боку контрольної поверхні, де вони більше;
р2 - тиск робочого тіла з того боку контрольної поверхні, де воно менше;
µ1 -коефіцієнти витрати через газорозподільні органи;
k - показник адіабати (береться з урахуванням складу і температури робочого тіла).
Ентальпія робочого тіла, що перетинає контрольну поверхню, визначається по загальмованих параметрах:
(2.43)
де Cpmi і Ti - середня ізобарна масова теплоємність і температура з того боку контрольної поверхні, де тиск більший.
У результаті чисельного інтегрування системи рівнянь (2.38)…(2.40) можна отримати поточні значення тиску, температури і складу робочого тіла в циліндрі, а також показники якості процесу газообміну: маса повітряного заряду, коефіцієнти витоку продувного повітря і залишкових газів, середній тиск насосних утрат.
Параметри робочого тіла у випускному колекторі визначаються шляхом чисельного інтегрування рівнянь:
(2.44)
(2.45)
(2.46)
отриманих з основної системи (2.2)…(2.5).
Тут qv=0 і d=0, тому що у випускній системі відсутнє тепловиділення та об’єм колектора постійний V = const, значення Z1 залежить від типа системи випуску: одноколекторна чи двохколекторна. Для одноколекторної системи, як джерела маси виступають циліндри (Z1), а як стік – вхідний патрубок турбіни, тому підсумовування по кількості контрольних поверхонь для кожного випускного колектора йде до (Z1 + 1).
Величиною втрат теплоти в теплоізольованих колекторах дизелів Д80 можна зневажити, тому:
(2.47)
Моделювання роботи турбокомпресора ведеться з урахуванням руху його ротора під дією моменту від газових сил, які діють на колесо турбіни, і моменту опору, створеного компресором і механічними втратами. Тоді рівняння руху ротора буде мати вид:
(2.48)
де JTK – момент інерції ротора турбокомпресора;
MTi - момент на турбіни, по "i-му" входу газів;
MK і Mмех – гальмовий момент компресора і механічних утрат;
щТК - частота обертання ротора.
Моменти сил газів на колесах турбіни і компресора можна визначити по формулах:
(2.49)
(2.50)
де GTi і GK – миттєві витрати газу через "i-ий" вхід турбіни і компресора;
Над.Ti і Над.K - миттєві адіабатні питомі роботи на турбіні і компресорі по "i-му" входу;
зTi і зK- миттєві к.к.д. турбіни і компресора;
Ммех- береться по паспортним даним турбокомпресора.
Величини Над. Ti і Над.К можна визначити по формулах:
(2.51)
(2.52)
де рТі й рЗ.Т - тиск газу перед "i-м" входом у турбіну і за турбіною;
рк - ступінь підвищення тиску в компресорі;
ТТі і То - температура газу перед турбіною і повітря перед компресором;
k і kTi - показники адіабат повітря і продуктів згоряння (визначається з урахуванням складу і температур газу).
Для всіх досліджуваних модифікацій двигунів сімейства Д80 передбачається використовувати турбокомпресори, які випускаються серійно у ВО "Пенздизельмаш" (Росія). Це турбокомпресори ТК-41, ТК-30, ТК-23 і ТК-18. Характеристики компресорів цих турбокомпресорів у виді графічних залежностей відомі. Ці характеристики введені в програму розрахунку у вигляді поліномів третього ступеня, отриманих шляхом обробки паспортних графічних характеристик:
(2.53)
(2.54)
Характеристики турбін зазначених вище турбокомпресорів вводяться в програму розрахунку у вигляді апроксимуючих залежностей, запропонованих у [12]:
(2.55)
де В, В1, В2 і В3 – постійні коефіцієнти; Х=Хад./Хопт; Хад.=U/Сад.;
Хопт.,- значення Хад, при якому досягається максимум значення к.к.д. зТ.max;
eп –ступінь геометричної парціальності турбіни;
б –кут виходу потоку із соплового апарата турбіни.
Для повнопоточної турбіни вираження (1.55) має вигляд:
(2.56)
Для визначення параметрів газів за турбіною в розрахунковій схемі двигуна (див. рисунок 1.1) виділена окрема зона, відділена двома контрольними поверхнями: однієї – від турбіни, іншої – від глушителя. Вона представлена у вигляді ємності визначеного об’єму, витікання газу з який відбувається через еквівалентний отвір з гідравлічним опором, рівним опору трубопроводу від турбіни до глушителя.
Для опису процесу в такій ємності можна скористатися рівняннями збереження маси, енергії й рівнянням стану у вигляді:
dM = dMЗТ - dMОТ , (2.57)
(2.58)
(2.59)
У даній системі dMЗТ визначається по видатковій характеристиці турбіни з урахуванням, що
dMЗТ = GЗТ dt, (2.60)
а маса газу, що вийшов через еквівалентний отвір по формулі:
(2.61)
де р- тиск газів у зоні;
– тиск газів на вході в глушитель;
∆р- гідравлічний опір глушителя.
Температура газу на виході з турбіни визначається по формулі:
(2.62)
Основні зовнішні й індикаторні показники двигуна визначаються по відомих формулах.
Ефективна потужність дорівнює:
(2.63)
а питома ефективна витрата палива дорівнює
(2.64)
де z і Vh - число циліндрів і робочий об’єм циліндра; ре- середній ефективний тиск.
У моделі ре визначається по формулі:
ре=рі - рмо+ рнх (2.65)
де рі й рнх – середній індикаторний тиск і середній тиск насосних ходів, обумовлені в процесі розрахунку робочого циклу, Па:
(2.66)
pмо – середній тиск механічних опорів, Па;
pмо – визначається тільки експериментальним шляхом. Причому для одержання достовірних даних приходиться використовувати відразу кілька методів: обробка індикаторних діаграм, прокручування двигуна від стороннього джерела енергії, метод “вибігу”, відключення циліндрів. Результати експериментів вводяться звичайно, в модель робочого циклу у виді емпіричної залежності pмо від параметрів, що характеризують режим двигуна. Якщо моделюється робочий цикл проектованого двигуна (якого немає в металі). то в модель вводять емпіричні залежності по двигунах близької розмірності і швидкості. У даній роботі середній тиск механічних утрат pмо визначається по емпіричній формулі, яка отримана в результаті обробки експериментальних даних по двигунах Д70:
pмо =0,45 pі0,35(4,667+Cm) (2.67)
2.1 Методика розрахунку утворення оксидів азоту в циліндрі дизеля
Оксиди азоту, що утворяться при згорянні органічного палива в повітрі, розділяють на термічні, швидкі і паливні. В основі такої класифікації лежать уявлення про різні механізми утворення NOx [13]. Експериментально доведено [14], що у випускних газах дизелів кількість оксиду азоту NO складає вище 90% від всіх інших окислів азоту. У роботах [13...15] показано, що при температурах вище 2000 К утворення NO відбувається по термічному механізмі, і при рішенні практичних задач внеском інших видів механізму утворення загальної концентрації NO можна зневажити. Такий підхід обумовив широке використання для розрахунків процесів утворення NO математичних моделей, що базуються на рівняннях термічної теорії, запропонованих у роботі [15].
Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9, 10
