Camgora.ru

Автомобильный журнал
0 просмотров
Рейтинг статьи
1 звезда2 звезды3 звезды4 звезды5 звезд
Загрузка...

Транспорт: история и современность

Транспорт: история и современность

Коэффициент наполнения

Этот коэффициент hv для двигателей без наддува равен отношению количества свежего заряда Gвд в цилиндре двигателя (в кг или м3) к количеству такого заряда Gвт, который разместился бы в рабочем объеме при давлении p0 и температуре Т0 окружающей среды, а для двигателей с наддувом при давлении pk и температуре Тk воздуха за воздушным компрессором и охладителем (воздуха), т.е. при параметрах воздуха рk и Тk во впускном коллекторе

. (7)

Экспериментальное определение расхода Gвд описано выше. Величину Gвт для четырехкратных двигателей подсчитывают как произведение известных величин

, кг/ч,

где – рабочий объем двигателя в м3; и – соответственно число впусков за мин и за ч; rв – плотность воздуха (кг/м3).

или ,

где = 29,3 – газовая постоянная воздуха.

Величина hv количественно характеризует совершенство наполнения цилиндров двигателя свежим зарядом. Чем выше hv при прочих одинаковых условиях, тем большее количество топлива можно подать в цилиндры с обеспечением нормальных скоростей и полноты его сгорания у ВМТ и тем, соответственно, большую номинальную мощность можно получить на коленчатом валу. Допустим, за счет применения в цилиндре двух впускных клапанов вместо одного удалось повысить hv в 1,15 раза; таким образом, появилась реальная возможность увеличить эффективную мощность Nен примерно во столько же раз.

Можно показать, что при величине a=const и расчете коэффициента hv как по расходу воздуха, так и по расходу топливовоздушной смеси

.

При экспериментальном определении hv используют выражение (7).

Для полных нагрузок автомобильных двигателей hv»0,7–0,95. Меньшие значения hv»0,70–0,75 относятся к карбюраторным двигателям устаревших моделей, в частности, с нижним расположением клапанов газораспределения. Большие величины hv»0,9–0,95 – преимущественно к двигателям, особенностями которых являются: отсутствие во впускной системе устройств внешнего смесеобразования (карбюратора, смесителя и др.) и относительно меньшая скорость движения воздуха по впускному тракту.

Определение количества бригад и численности работников
Расчет производится применительно к участку, представленном на рисунке 2. Рисунок 4 – Схема отделения дороги Количество бригад в парках: где пn – количество пар поездов в сутки, поступающих в парк прибытия ПП-1 и ПП-2: п.п. п.п. tобр- время на обработку состава в парках: прибытия ПП-1 и ПП-2 tобр = .

Описание технологии подготовки вагонов к перевозкам
Пункты подготовки вагонов к перевозкам специализированы на подготовке к перевозкам определенного типа подвижного состава: полувагоны и платформы, крытых и изотермических вагонов, цистерн и битумных полувагонов. Размечают ППВ на станциях массовой погрузки, выгрузки грузов и формирования порожних мар .

Эффективные показатели
Механический КПД турбопоршневого двигателя: =0,98 – для систем наддува без механической связи между Д и ТК ([], схемы 6 и 9, табл. 2.1, рис. 2.1); Среднее эффективное давление, МПа =2,456 Эффективная мощность двигателя, кВт =1080,099 Удельный эффективный расход топлива, кг/(кВт∙ч) =0,190 Эффе .

Процесс наполнения

Процесс наполнения — раздел Механика, Индикаторные диаграммы 4-х и 2-х тактного двигателей. Основные показатели Процесс Впуска Предназначен Для Введения В Цилиндр Свежего За­Ряда: Горючей С.

Процесс впуска предназначен для введения в цилиндр свежего за­ряда: горючей смеси — в бензиновых двигателях или воздуха — в дизелях. Чем больший по массе свежий заряд будет введен в цилиндр двигателя на каждый цикл, тем большую работу можно ожидать от цик­ла и тем большую мощность будет развивать двигатель. Поэтому про­цесс впуска должен быть организован так, чтобы в цилиндр двигателя было введено возможно большее количество свежего заряда.

В современных двигателях процесс впуска сравнительно четко мож­но разделить на два периода. К первому периоду относится заполнение цилиндра при движении поршня от в. м. т. до нижней, т. е. за π рад (180°) поворота кривошипа. Поступление свежего заряда в этот период происходит вследствие разряжения, создающегося в цилиндре при отхо­де поршня от. в. м. т. Второй период осуществляется при движении поршня от н. м. т. к верхней и продолжается, в зависимости от окружающей среды,до загрытия впускного клапана, а объ­ем, занимаемый им, будет равен объему Va за вычетом объема камеры сгорания Vc, т. е.

На основании изложенного фактическая (общая) масса свежего за­ряда Gc.з поступившего в цилиндр во время процесса выпуска, будет

где G180 — масса свежего заряда, поступившая в цилиндр при движе­нии поршня от в. м. т. до н. м. т.;

G доп— масса дополнительного количества свежего заряда, посту­пившего в цилиндр за период, соответствующий запаздыва­нию закрытия впускного клапана. Массу свежего заряда, поступающую в цилиндр за первый период впуска, можно определить по характеристическому уравнению, связы­вающему параметры его состояния. .

Весовое количество свежего заряда, поступающего в цилиндр за вто­рой период впуска. Процесс поступления свежего заряда за второй пе­риод впуска называют дозарядкой .

Рассмотрим процесс наполнения под действием разрежения дизеля без наддува. В конце хода выпуска объем камеры сжатия Vc будет заполнен продуктами сгорания давлением рr Если не принимать во внимание углы опережения открытия и запаздывания закрытия клапанов, то при нисходящем давлении поршня от в. м. т. вначале будет происходить расширение оставшихся в цилиндре газов от рr до р а.

В результате сопротивлений всасыванию, нагревания о горячие детали двигателя и теплообмена с оставшимися в цилиндре газами поступающий свежий заряд будет иметь меньшую плотность, чем окружающая среда. Очевидно, что масса поступающего заряда с увеличением давления впуска будет возрастать, а с повышением температуры заряда—уменьшаться.

Коэффициент наполнения. Для оценки степени заполнения цилиндра свежим зарядом вводится понятие о коэффициенте наполнения ηн.

Коэффициентом наполнения называется отношение количества свежего заряда, действительно поступившего в цилиндр, к количеству теоретически возможного заряда, который мог бы поместиться в рабочем объеме цилиндра при температуре То и давлении ро окружающей среды.

Из этого определения следует, что ηн.= 1, если объем Vs заполнен свежим зарядом имеющим температуру и давление окружающей среды.

По окончании хода выпуска, когда поршень будет находиться в в. м. т., в объеме камеры сжатия Vc останутся продукты сгорания в количестве mr кг. В конце хода наполнения в объеме Vа будет mакг смеси воздуха и остаточных газов.

Если массу действительно поступившего в цилиндр воздуха обозначить ms, то

отношение количества остаточных продуктов сгорания mr к количеству действительно поступившему воздуху в цилиндр, называется коэффициентом остаточных газов.

Практически величина γr для четырехтактных дизелей равна 0,035 — 0,045. В зависимости от типа продувки. γr для двухтактных двигателей может иметь значение 0,03—0,30.

Количество воздуха т0 которое теоретически возможно поместить в объеме Vs при То и р0, определяется из уравнения состояния

Аналогично находится количество смеси воздуха и остаточных газов: mа= ра Vа / Rа Tа:

Согласно определению коэффициент наполнения равен: ηн= ms / m0= mа/ m0(1+ γr)

Подставив в это выражение значение та и т0, получим: ηн= ра Vа Rs TQ / Rа Tа р0 Vs(1+ γr)

Без особой погрешности газовые постоянные Rs воздуха и Ra смеси можно считать равными; тогда, сократив их и произведя перегруппировку, найдем, что

Отношение объемов Vа/ Vs можно преобразовать следующим образом

Подставив это значение в предыдущую формулу, получим окончательное выражение для коэффициента наполнения в таком виде:

Выражение действительно как для четырехтактных, так и для двухтактных двигателей при условии замены р0 и TQ на ps и Ts — давление и температуру продувочного воздуха.

Коэффициент наполнения двухтактного двигателя, отнесенный к полезному ходу поршня,

Для определения коэффициента наполнения четырехтактного двигателя с наддувом необходимо в формулу подставить вместо ро и То соответствующие давление рн и температуру Тн наддувочного воздуха.

На основании анализа формул можно прийти к следующим выводам:

а) наибольшее влияние на величину коэффициента наполнения оказывает давление ра в цилиндре в конце хода наполнения, с увеличением которого ηн возрастает;

б) степень сжатия е оказывает незначительное влияние на коэффициент наполнения;

в) с уменьшением подогрева воздуха уменьшается и температура Та в конце впуска, в результате чего повышается ηн .

В процессе эксплуатации коэффициент наполнения может понизиться, что приведет к падению мощности. Для сохранения наибольшего значения ηн в период эксплуатации необходимо обеспечивать установленные фазы газораспределения, поддерживать нормальные тепловые зазоры между кулачковыми шайбами и роликами, не допускать загрязнения впускных каналов, выпускного коллектора и воздушных фильтров. Перегрев двигателя также уменьшает ηн , происходит более сильный нагрев свежего заряда, уменьшается его плотность и масса.

При уменьшении частоты вращения ηн уменьшается, так как при этом наступает несоответствие фаз газораспределения. На некоторых современных ДВС устанавливают автоматические устройства корректировки фаз газораспределения в зависимости от условий работы ДВС.

Коэффициент наполнения для судовых дизелей колеблется в пределах 0,70—0,98,

Определение давления в конце наполнения ра ( в начале сжатия.)

Если двигатель работает без наддува и цилиндр наполняется под действием разрежения, то давление в начале сжатия может быть принято равным давлению в период впуска, предполагаемому постоянным.

Ввиду того что главным фактором, влияющим на сопротивление при впуске, является скорость протекания воздуха через щель, образующуюся при открытии впускного клапана, величину ра определяют в зависимости от скорости воздуха.

Средняя скорость протекания воздуха в проходном сечении впускного клапана при установившемся движении воздуха (в м/сек) может быть найдена из уравнения сплошности:

где V — объем воздуха, протекающего через впускной клапан в 1 сек.в м 3

F— площадь поршня в м 2 ;

Cm=2Sn — средняя скорость поршня в м/сек

(здесь п –частота вращения в об/сек и S— ход поршня в м);

f — площадь живого сечения впускного клапана в м 2

С1 — средняя скорость протекания воздуха в щели при открытии

впускного клапана в м/сек.

Из уравнения сплошности С1=Cm∙F/ƒ

Наибольшая скорость протекания воздуха (в м/сек) в щели при открытии впускного клапана, очевидно, будет при максимальной скорости поршня Смакс примерно на середине его хода:

Обозначив через С2 наибольшую скорость протекания воздуха (в м/сек) при открытии клапана, получим:

По известной наибольшей скорости истечения воздуха можно определить давление ра н/м 2 по формуле

ра = 98066 – kC2 2 ,

где k= 1,204-1,50 — коэффициент, учитывающий колебание величины гидравлических сопротивлений в зависимости от быстроходности двигателя. Большие значения k относятся к быстроходным двигателям.

Давление в начале сжатия, по практическим данным, колеблется в следующих пределах: для четырехтактных тихоходных двигателей без наддува ра=0,0834÷0,093 Мн/м 2 —0,83÷0,93 кгс/см 2 и для четырехтактных быстроходных двигателей без наддува ра0,0784÷0,083Мн/м 2 —0,784÷0,83 кгс/см 2 .

Выше было сказано, что наибольшее влияние на коэффициент наполнения оказывает давление ра в цилиндре в начале сжатия, с увеличением которого он возрастает. Понижение ра в период эксплуатации недопустимо, так как это приведет к падению мощности вследствие уменьшения количества свежего заряда.

Чтобы сохранить установленное значение ра нужно обеспечивать правильные моменты газораспределения, тепловой зазор в клапанах, содержать в чистоте впускные каналы и воздушные фильтры, не допускать перегрева двигателя.

Температура в начале сжатия Та.

Температура заряда, поступающего в цилиндр, повышается также вследствие перемешивания его с остаточными газами, заполняющими камеру сгорания. Установлено, что каждый процент остаточных газов (по отношению к свежему заряду) повышает температуру заряда на 8—10°. Кроме того, в карбюраторных двигателях одновременно наблю­дается некоторое снижение температуры смеси ввиду поглощения тепла при испарении топлива, находящегося в смеси в жидкой фазе.

У двухтактных двигателей, кроме того, он будет нагреваться при сжатии в продувочном насосе, а у двигателей с наддувом — в нагнетателе.

К моменту поступления в цилиндр температура воздуха будет равна:

а) для четырехтактных двигателей без наддува

б) для четырехтактных двигателей с наддувом и двухтактных двигателей.

В этих формулах:

∆t; — повышение температуры воздуха вследствие нагрева его в системе двигателя;

∆t1; — повышение температуры при сжатии воздуха в нагнетателе или в продувочном насосе.

Степень подогрева заряда ∆t зависит от типа двигателя, тактности, частоты вращения, способа охлаждения и нагрузки его. Величина ∆t , по опытным данным, составляет для дизелей 10—20°С.

Для форсированных двигателей и двигателей малых мощностей принимаются более высокие значения ∆t . Форсированными называются двигатели, которые при тех же размерах развивают большую мощность, что сопровождается повышением теплового режима и увеличением нагрузок на детали.

В конечном итоге температура воздуха в конце наполнения(начало сжатия )в точке а на индикаторной диаграмме определяется по формуле Та= Т’о+ γr Tr /(1+ γr )

Из формулы видно, что температура в начале сжатия зависит главным образом от температуры окружающей среды и степени подогрева свежего заряда и мало зависит от температуры остаточных газов.

Средние значения Та, составляют для бензиновых двигателей 350—400°К, для керосиновых — 410—480°К и для дизелей — 310—370° К. Несколько меньшие значения Та для дизелей объясняются меньшим подогревом вследствие более низких температур остаточных газов и меньшими для них значениями коэффициента оста­точных газов.

Повышенный подогрев свежего заряда приводит к уменьшению коэффициента наполнения, а значит, и мощности из-за плотности заряда.

В двигателях с наддувом воздух нагревается от сжатия в турбокомпрессоре и для увеличения его плотности после ГТН устанавливают воздушный холодильник, представляющий собой по конструкции, образно говоря радиатор, по трубкам которого прокачивается насосом забортная вода.

Ответить на следующие вопросы:

  1. Почему впускной клапан у большинства ДВС закрывается после прохождения поршнем НМТ.
  1. Что называется коэффициентом наполнения.
  1. От каких факторов зависит величина коэффициента наполнения цилиндра.
  1. Определение коэффициента остаточных газов
  1. От чего зависит давление воздуха в цилиндре в конце такта впуска.
  1. По каким причинам устанавливают охладитель впускного воздуха

Влияние конструктивных и эксплуатационных факторов на параметры процесса наполнения

Влияние конструктивных и эксплуатационных факторов на коэффициент наполнения может быть оценено по характеру изменения величин из формулы коэффициента наполнения:
ηн = (ε/(ε — 1))(pa/ps)(Ts/Ta)(1/(1 + γr)(1 — ψa).

С увеличением степени сжатия, например, как показивает отношение ε/(ε — 1), при прочих равных условиях коэффициент наполнения понижается. Дело в том, что при определении понятия о коеффициенте наполнения за теоретическое количество воздуха, которое должно поступить к началу сжатия, принято такое, которое могло бы поместиться в рабочем объеме Vs при параметрах рs и Ts. При этом объем камеры сжатия во внимание не принимается. В действительности же рабочая смесь заполняет и этот объем. Но степень сжатия ε, увеличивают путем уменьшения объема камеры сжатия , а при этом уменьшается и доля заряда, которая в этом объеме помещается.
Отношение pa/ps показывает влияние на коэффициент наполнения аэродинамических потерь во впускных органах: чем больше эти потери, темменьше данное отношение и меньше коэффициент наполнения. В эксплуатации дизелей к увеличению аэродинамических потерь приводит загрязнение впускных органов отложениями. В целях предотвращения этого явления в графиках технического обслуживания дизелей предусматривают периодический осмотр и очистку органов газообмена. У некоторых дизелей относительное давление заряда в начале сжатия pa/ps может оказаться больше единицы благодаря дозарядке цилиндра. Под дозарядкой имеют в виду поступление воздуха в цилиндр в конце наполнения за счет кинетической энергии потока.
Отношение Ts/Ta показывает влияние на коэффициент наполнения подогрева воздуха от стенок цилиндра: с усилением подогрева коэффициент наполнения снижается.
Отношение 1/(1 + γr) характеризует влияние на коэффициент наполнения качества очистки цилиндра от продуктов сгорания: чем меньше коэффициент остаточных газов, тем выше коэффициент наполнения, тем полнее используется объем цилиндра для заполнения его воздухом. Сомножитель(1 — ψa) учитывает влияние на коэффициент наполнения доли потерянного хода: чем меньше значение ψa, тем большая часть объема цилиндра заполняется воздухом.
При проектировании и доводке новых дизелей фазы газораспределения и размеры органов газообмена подбирают из условия обеспечения максимального значения коэффициента наполнения и наибольшей экономичности на заданном наиболее длительном режиме работы. Отклонение режима работы от того, для которого подобраны фазы газообмена, приводит к понижению коэффициента наполнения.
При уменьшении частоты вращения коэффициент наполнения понижается в основном вследствие увеличения потери заряда, а при увеличении— из-за больших аэродинамических потерь во впускных органах и ухудшения качества очистки цилиндра от продуктов сгорания.

Теоретическая производительность штангового насоса. Коэффициент наполнения и определяющие его факторы. Коэффициент подачи.

Количество жидкости, которое подает глубинный насос при постоянной работе СКН за единицу времени, называется его производительностью. В промысловых условиях производительность глубинных насосов выражают в весовых единицах тонн в сутки (т/сут).

За один двойной ход плунжера (движение плунжера вниз и вверх) насос теоретически подает количество жидкости, равное объему цилиндра, описываемому плунжером:

(107)

где SПЛ — длина хода плунжера; F — площадь сечения плунжера.

Минутная подача насоса определяется как произведение подачи насоса за один двойной ход на число двойных ходов плунжера п в минуту:

(108)

Суточная теоретическая подача насоса:

(109)

В нефтепромысловой практике фактическая подача штангового насоса обычно меньше теоретической, так как длина хода плунжера 5ПЛ всегда меньше длины хода полированного штока S . Фактическое снижение подачи насоса происходит из-за возможных утечек жидкости обратно в скважину в результате нарушения герметичности НКТ, наличия большого зазора между плунжером и цилиндром насоса и неисправности клапанов. В этой связи фактическая подача штанговой насосной установки

(НО)

.где 5ПЛ — длина хода полированного штока; а — коэффициент подачи штангового насоса, который равен отношению фактической суточной подачи насосной установки к его суточной теоретической подаче:

(111)

Как видно из (ПО), подача штанговой глубинной установки зависит от диаметра плунжера, длины хода полированного штока и числа двойных ходов полированного штока в минуту. При чрезмерном увеличении числа ходов плунжера жидкость, поступающая к забою скважины, не успевает заполнять освободившийся объем цилиндра. Это приводит к снижению коэффициента подачи насоса. Коэффициент подачи штангового насоса изменяется от 0 до 1. В нефтепромысловой практике считается хорошей работа насосной установки, если а = 0,7-0,8.

Коэффициент подачи насосной установки зависит и от коэффициента наполнения насоса, который равен отношению фактически поступающего под плунжер объема жидкости к цилиндрическому объему, описываемому плунжером при ходе его вверх. Коэффициент наполнения насоса

(102)

где R — объемное соотношение нефти и газа, постоянно поступающих в насос при определенном давлении погружения; /? = Уврц — отношение объема вредного пространства насоса к цилиндрическому объему, описываемому плунжером при его ходе вверх. Как видно, коэффициент наполнения насоса тем больше, чем меньше отношение R = VBp / Vy и чем меньше объем

свободного газа, попадающего в цилиндр. Отсюда коэффициент наполнения насоса можно увеличить за счет:

1. Уменьшения объема вредного пространства за счет установки нагнетательного клапана в нижней части плунжера, а также за счет увеличения длины хода плунжера.

2. Уменьшения объема свободного газа, поступающего в цилиндр насоса, за счет увеличения глубины погружения насоса под динамический уровень.

3. Частичного отвода газа в межтрубное пространство за счет установки на приеме насоса приспособления, называемого газовым якорем.

коэффициент наполнения (цилиндра)

Тематики

  • нефтегазовая промышленность
  • coefficient of admission

Справочник технического переводчика. – Интент . 2009-2013 .

  • коэффициент наполнения
  • коэффициент наполнения канализационной сети

Смотреть что такое «коэффициент наполнения (цилиндра)» в других словарях:

коэффициент наполнения цилиндра — — [http://slovarionline.ru/anglo russkiy slovar neftegazovoy promyishlennosti/] Тематики нефтегазовая промышленность EN volumetric efficiency … Справочник технического переводчика

ГОСТ 30776-2002: Установки насосные передвижные нефтегазопромысловые. Общие технические условия — Терминология ГОСТ 30776 2002: Установки насосные передвижные нефтегазопромысловые. Общие технические условия оригинал документа: 3.1.14 вредное пространство: Объем Vв.п.части насосной камеры за пределами рабочего объема FS. Определения термина из … Словарь-справочник терминов нормативно-технической документации

Короткоходный двигатель — двигатель внутреннего сгорания, у которого отношение хода поршня к диаметру цилиндра меньше единицы (S/D … Большая советская энциклопедия

двигатель внутреннего сгорания — двигатель внутреннего сгорания, тепловой двигатель, в котором химическая энергия топлива, сгорающего в рабочем цилиндре, преобразуется в механическую. По роду топлива Д. в. с. делятся на жидкостные и газовые; по рабочему циклу — на 2 и 4… … Сельское хозяйство. Большой энциклопедический словарь

система — 4.48 система (system): Комбинация взаимодействующих элементов, организованных для достижения одной или нескольких поставленных целей. Примечание 1 Система может рассматриваться как продукт или предоставляемые им услуги. Примечание 2 На практике… … Словарь-справочник терминов нормативно-технической документации

метод — метод: Метод косвенного измерения влажности веществ, основанный на зависимости диэлектрической проницаемости этих веществ от их влажности. Источник: РМГ 75 2004: Государственная система обеспечения еди … Словарь-справочник терминов нормативно-технической документации

СО 34.21.308-2005: Гидротехника. Основные понятия. Термины и определения — Терминология СО 34.21.308 2005: Гидротехника. Основные понятия. Термины и определения: 3.10.28 аванпорт: Ограниченная волнозащитными дамбами акватория в верхнем бьефе гидроузла, снабженная причальными устройствами и предназначенная для размещения … Словарь-справочник терминов нормативно-технической документации

определение — 2.7 определение: Процесс выполнения серии операций, регламентированных в документе на метод испытаний, в результате выполнения которых получают единичное значение. Источник … Словарь-справочник терминов нормативно-технической документации

ГОСТ 8.570-2000: Государственная система обеспечения единства измерений. Резервуары стальные вертикальные цилиндрические. Методика поверки — Терминология ГОСТ 8.570 2000: Государственная система обеспечения единства измерений. Резервуары стальные вертикальные цилиндрические. Методика поверки оригинал документа: 3.15 «мертвая» полость резервуара: Нижняя часть резервуара, из которой… … Словарь-справочник терминов нормативно-технической документации

МИ 3042-2007: Рекомендация. ГСИ. Резервуары стальные горизонтальные цилиндрические с эллиптическими и сферическими днищами для сжиженных углеводородов вместимостью 600 м3. Методика поверки геометрическим методом — Терминология МИ 3042 2007: Рекомендация. ГСИ. Резервуары стальные горизонтальные цилиндрические с эллиптическими и сферическими днищами для сжиженных углеводородов вместимостью 600 м3. Методика поверки геометрическим методом: 3.13 «неучтенный»… … Словарь-справочник терминов нормативно-технической документации

Научная электронная библиотека

7.4.1 Сопротивление воды движению одиночного цилиндра расположенного нормально потоку

При малых числах Рейнольдса до Re = 1000 происходит плавное обтекание цилиндра без вихреобразования за цилиндром, т.е. имеет место ламинарное обтекание, при котором сопротивление цилиндра состоит преимущественно из трения, определяемое полностью силами вязкости жидкости. В этой области наблюдается уменьшение коэффициента сопротивления С с увеличением чисел Re (рисунок 7.7).

Рисунок 7.7 Коэффициент сопротивления С в зависимости от числа Re при поперечном обтекании цилиндров

С ростом чисел Re происходит отрыв потока от задней поверхности цилиндра, силы вязкости начинают утрачивать свое первенствующее значение, симметричное обтекание нарушается, обтекание цилиндра переходит от ламинарного к турбулентному. Сопротивление в этом случае является результатом сильно развитых вихреобразований позади цилиндра. При числах Re от 10 3 до 4,0×10 6 коэффициент сопротивления цилиндра практически не изменяется и достигает своего постоянного значения С = 1.2, т.е. в этом случае сопротивление трения невелико по сравнению с сопротивлением формы.

Область чисел Re, в пределах которой коэффициент сопротивления для данного тела остается постоянной величиной, т.е не зависящей от скорости его движения, называется зоной закритических скоростей или зоной автомодельности. В этой зоне сопротивление тела растет строго пропорционально квадрату скорости.

При движении тела цилиндрической формы поперек потока величина сопротивления трения в сравнении с их общим лобовым сопротивлением очень мала. По данным [74], сопротивление трения кругового цилиндра составляет лишь 3% полного сопротивления. Поэтому полное сопротивление цилиндра, расположенного нормально потоку, может быть определено по одночленной формуле (7.54).

О влиянии удлинения цилиндров на величину коэффициента сопротивления можно судить по графику рисунка 7.8.

По мере удлинения цилиндра коэффициент сопротивления возрастает от 0,63 до максимального значения 1,2 для бесконечного удлинения (l = ¥). В области чисел Рейнольдса от 2,5×10 2 до 2,5×10 5 значение коэффициента для l = 5. может быть принято за постоянное, равное С = 0,72 (рисунок 7.8).

Рисунок 7.8 Коэффициент сопротивления цилиндра в зависимости от его удлинения

Таким образом, коэффициент сопротивления цилиндра при поперечном его обтекании равен:

С =1,2 при l = ¥ и Re = (10 3 ¸ 4,0×10 6 );

С = 0,72 при l = 5 и Re = (0,25×10 3 ¸ 0,25×10 6 )

Точное значение коэффициента сопротивления цилиндра может быть определено по графикам (рисунок 7.7, 7.8).

Повышение среднего эффективного давления четырехтактных двигателей за счет увеличения коэффициента наполнения

Гоночные двигатели имеют коэффициент наполнения ηυ = 1,3 при максимуме Ре, что в основном достигается:

  1. Большой пропускной способностью впускного клапана (или клапанов) и соответствующей ей средней скорости газов (около 80 м/сек) на режиме максимальной мощности.
  2. Подбором оптимальных геометрических размеров выпускной системы и длины впускного тракта.
  3. Оптимальным соотношением проходных сечений впускных и выпускных клапанов.
  4. Малыми гидравлическими сопротивлениями выпускного и особенно впускного тракта.

Средняя скорость газов равна:

где: Vn — средняя скорость поршня, м/сек; D — диаметр цилиндра, мм; 5 — ход поршня, мм; d — диаметр начала впускного канала или диффузора карбюратора, мм.

Пример подсчета средней скорости газов двигателя С159.

D = 55 мм; 5 = 52 мм; he = 12800 об/мин; d = 28,6 мм;

А у двигателя С259 : D = 55 мм; 5 = 52 мм; d = 28 мм; П = 11500 об/мин;

Экспериментально установлено, что наивысшие значения коэффициента наполнения достигаются при Vr = 80 м/сек и Vn = 19 — 20 м/сек. Тогда d = (0,49 — 0,5) D. Внутренний диаметр седла dr клапана должен быть немного больше диаметра начала впускного канала, так как его проходное сечение уменьшается стержнем клапана. В среднем d2 = U0 б, однако в ряде случаев dr = 6.

Для увеличения проходного сечения впускного клапана внутренняя поверхность седла выполняется не цилиндрической, как обычно, а конической.

Сферическое седло с клапанами

Достаточно точно площадь проходного сечения fка клапана подсчитывается по формуле:

где: dкл — наружный диаметр головки клапана; е — ширина фаски на клапане или седле; а — угол фаски клапана; h — подъем клапана.

Пример подсчета площади проходного сечения клапана двигателя С259:

Из формулы следует, что fкл увеличивается с уменьшением ширины фаски, поэтому максимальное проходное сечение клапана достигается при сферических контактных поверхностях седла и клапана — теоретически е = 0.

Однако уже при притирке такого клапана к седлу появляется фаска шириной 0,7 — 1,0 мм, быстро расширяющаяся в процессе работы двигателя. Это сопровождается изменением зазора между клапанами и рокером (толкателем или коромыслом).

«Пособие механикам мотоциклов»,
А.Н.Силкин, Б.С.Карманов

Коэффициент остаточных газов

В камере сгорания остаётся не вытесняемая поршнем чаек, продуктов сгорания — Mr, называемых остаточными газами.

Отношение числа киломолей остаточных газов Mr, оставшихся в цилиндре от предыдущего цикла, к числу киломолей свежего заряда , поступившего в цилиндр в процессе впуска называется коэффициентом остаточных газов т.е.

(1.17)

где Mr — число киломолей остаточных газов;

— число киломолей топливовоздушной смеси.

Величина коэффициента остаточных газов -характеризует качество очистки цилиндра от продуктов сгорания и рассчитывается по формуле:

(1,18)

где: — подогрев свежего заряда на впуске, К;

— температура остаточных газов, К;

-давление остаточных газов, МПа;

— степень сжатия.

С точки зрения получения наибольшей экономичности двигателя оптимальное значение степени сжатия находится и пределах от 11до 13 [2]

Ориентировочные значения геометрической степени сжатия для современных автотракторных двигателей составляют [2]:

• дня карбюраторных двигателей — от 6 до 9;

• для дизелей без наддува — от 16 до 20;

• для дизелей с наддувом — от 12 до 15

• в отдельных высокофорсированных автомобильных карбюраторных двигателях 11.

Как видно, реальные значения степени сжатия расходятся с оптимальными. В карбюраторных двигателях оптимальное значение степени сжатия недостижимо в связи с возникновением детонационного сгорания. В дизелях фактические значения степени сжатия превышают оптимальные в связи с необходимостью создания надёжного самовоспламенения впрыскиваемого топлива на любом режиме работы, учитывая, что температура в процессе сжатия к моменту впрыскивания топлива должна на 200. 400°С превышать температуру самовоспламенения топлива.

При расчёте величины , , принимаются исходя их существующих данных по двигателям [2].

Для карбюраторных двигателей:

= -5 . +25 К;

= 900. 1100 К;

, МПа.

Для дизелей без наддува:

= +20 . +40 К;

= 600 . 900 К;

, МПа.

Для дизелей с наддувом:

= 600 . 900 К;

, МПа.

Для двухтактных дизелей с прямоточной продувкой:

;

=600. 900 К;

,МПа.

Значение для автотракторных двигателей варьирует в следующих пределах:

• для бензиновых и газовых двигателей без наддува — от

• для дизелей без наддува и с наддувом — от 0,03 до 0, О6;

• для двухтактных дизелей с прямоточной продуктивности от 0,04 до 0,1

Температура в конце впуска

Температура газа, находящегося в цилиндре двигателя в конце впуска, зависит от температуры рабочего тела , температуры остаточных газов , коэффициента остаточных газов подогрева свежего заряда :

(1,19)

У современных четырёхтактных двигателей значение варьирует вследующих пределах:

• для карбюраторных двигателей — от 320 до 380 К;

• для дизелей без наддува — от 310 до 350 К;

• для четырёхтактных дизелей с наддувом и двухтактные дизелей с прямоточной продувкой — от 320 до 400 К.

Коэффициент наполнения

Коэффициент наполнения представляет собой отношение действительного количества свежего заряда, поступившего в цилиндр в процессе впуска, к тому количеству, которое могло бы поместиться в рабочем объёме цилиндра Vh при условии, что температура и давление в нём равны температуре и давлению среды, из которой поступает свежий заряд ( и -для двигателей без наддува; и — для двигателей с наддувом).

(1,20)

Для четырёхтактных двигателей значение составляет

• для карбюраторных двигателей — от 0,75 до 0,85;

• для дизелей без наддува — от 0,8 до 0,9;

• для дизелей с наддувом (при 0,2 МПа и без промежуточного охлаждения воздуха) — от 0,8 до 0,95

• для двухтактных дизелей с прямоточной продувкой — от0,75 до 0,85

Расчёт сжатия

Показатель политропы сжатия

При сжатии воздуха температура деталей остаётся примерно неизменной. Воздух в начале сжатия имеет температуру меньшую, чем окружающие поверхности, а затем его температура за счёт сжатия становится выше температуры окружающих деталей. Вследствие этого изменяется направление теплопотока. Наличие теплообмена определяет процесс сжатия как политропный: , с переменным показателем , зависящим от характера теплообмена и количества переданной теплоты.

С учётом реальных условий теплообмена в двигателе на показатель политропы будут влиять конструктивные параметры, режимы работы и условия эксплуатации двигателя.

Наибольшее влияние на оказывает частота вращения коленчатого вала п, так как сокращается время теплообмена и уменьшается утечка воздуха через зазоры поршневых колец.

При п от 600 до 2500 мин можно пользоваться ориентировочной зависимостью:

(1,21)

где — показатель политропы сжатия;

п — частота вращения коленчатого вала, мин .

При увеличении диаметра цилиндра D с сохранением хода поршня S, показатель политропы увеличивается, т. к. уменьшается отношение площади поверхности цилиндра к объёму, и теплоотдача от воздуха понижается. Уменьшение S при сохранении D приводит к увеличению теплоотдачи, и — уменьшается.

Ориентировочные значения показателя политропы сжатия для современных автотракторных двигателей находятся в следующих пределах:

• для карбюраторных двигателей (при полном открытии дроссельной заслонки) -1,34. 1,39;

• для дизелей без наддува — 1,36. 1,4;

• для дизелей с наддувом (при давлении наддува)

0,2 МПа и без промежуточного охлаждения воздуха после компрессора) — 1,35. 1,38.

Давление в конце сжатия

Расчёт давления в конце сжатия , МПа, ведут по уравнению политропического процесса:

(1.22)

Ориентировочные значения для современных автотракторных двигателей находятся в следующих пределах [2]

• длякарбюраторных двигателей при полном открытии дроссельной заслонки — от 0,9 до 1,6 МПа;

• для дизелей без наддува — от 3,5 до 5,5 МПа;

• для дизелей с наддувом (при давлении наддува

0,2 МПа и без промежуточного охлаждения воздуха после компрессора) — от 6 до 8 МПа.

Температура в конце сжатия

Расчёт температуры в конце сжатия Тс, К, ведут по уравнению политропического процесса:

(1.23)

Для современных автотракторных двигателей значения Тс находятся в следующих пределах [2]:

• для карбюраторных двигателей при полном открытии дроссельной заслонки — от 650 до 800 К;

• для дизелей без наддува — от 700 до 900 К;

• для дизелей с наддувом при давлении наддува

0,2 МПа и без промежуточного охлаждения — от 900 до 1000 К.

Расчет процесса впуска

Процесс впуска представляет собой сложный термодинамический процесс в открытой термодинамической системе, который сопровождается изменением объёма цилиндра, проходного сечения впускных клапанов, сопротивления на впуске. В этом процессе протекают все диссипативные явления, вызванные трением, теплообменом и диффузией. Точный расчёт процесса впуска возможен лишь на основе численного решения системы дифференциальных уравнений, что выходит за рамки настоящей курсовой работы.

В курсовой работе ограничимся определением параметров рабочего тела в конце процесса впуска, используя многочисленные экспериментальные данные, полученные при исследовании двигателей подобных типов.

За начало цикла примем, точку «r», которая соответствует концу процесса выпуска или началу впуска, а поршень находится в ВМТ. Количество рабочего тела в цилиндре в этом случае минимально, поэтому погрешности в оценке параметров рабочего тела сравнительно мало влияют на общий результат расчёта.

На основании статистических опытных данных принимаем параметры рабочего тела в точке «r» для бензиновых двигателей с наддувом:

(МПа) ;

Давление в цилиндре в конце впуска отличается от давления наддува Рк в меньшую сторону за счёт потерь давления при впуске (главным образом в клапанных устройствах):

(6.1)

где = (0,05-0,15). Рк — потеря давления при впуске.

Давление в цилиндре в конце впуска составит:

(МПа)

Температуру в цилиндре в конце впуска определяют по формуле, полученной на основе баланса энергии при впуске:

(5.2)

где — повышение температуры свежего заряда при впуске за счёт подогрева от стенок (для дизельных двигателей = 20 — 40 К);

γ — коэффициент остаточных газов (для дизельных двигателей γ = 0-0,05);

Температуру в цилиндре в конце впуска определяем по формуле (5.2):

(К)

Величины Тr и γ, принятые при расчете процесса впуска, в дальнейшем могут быть проверены и при необходимости уточнены.

Важнейшей характеристикой процесса впуска является коэффициент наполнения ηv, который равен отношению количества свежего заряда, действительно поступившего в цилиндр, к теоретическому количеству свежего заряда, который помещается в рабочем объеме цилиндра при параметрах на впуске (Pk,Tk).

Для расчета коэффициента наполнения служит формула:

(5.3)

Коэффициент наполнения влияет на количество свежего заряда в цилиндре и, следовательно на мощность. Поэтому всемерно стремятся к увеличению коэффициента наполнения, снижая потери при впуске () и осуществляя продувку камеры сгорания в период газообмена.

Анализ структуры авторемонтного предприятия
Производственная структура авторемонтного предприятия — это состав его производств, цехов, участков и служб с указанием связей между ними. Назначение, структура, функции и производственная мощность авторемонтного предприятия определяются видами, содержанием и объемом выполняемых работ. Авторемонтное предприятие выполняет множество функций, связанных с ремонтом автомобилей (диагностика, ремонт, мойка, наладка и т.д.), а также ряд вспомогательны .

Определение параметров поточной линии ремонта пассажирских вагонов в условиях вагонного депо Ростов СКЖД
Определяем число позиций в ВСУ (число стойл) по формуле (5) , см , (5) где T – время нахождения вагона в ремонте, Т = 40 час; m – количество смен, m =1. Определяем максимально допустимое число позиций на поточной линии по формуле (6) , ваг., (6) где RПЛ – ритм поточной линии, мин, который определяется по формуле (7). , мин/ваг, (7) где hПЛ =0,95 – коэффициент использования поточной линии; KВ – количество вагонов на одной позиции, .

Расчет сопротивления и скорости хода на тихой воде, в штормовых условиях и во льдах
Расчет сопротивления воды движению судна при трёх значениях скорости (или чисел Фруда) выполняется одним из приближенных способов, основанных на использовании данных о коэффициентах волнового или статочного сопротивления судов-прототипов. По результатам расчетов строятся графики зависимости сопротивления воды от скорости движения судна на глубокой воде. Расчет сопротивления на тихой воде. На любое тело, движущееся в жидкости, действует сила с .

0 0 голоса
Рейтинг статьи
Ссылка на основную публикацию
ВсеИнструменты
Adblock
detector