2.1.1. Расчет количества воздуха и давления наддува.
Количество воздуха, необходимого для работы, зависит от мощности, выбранных ранее (см. п.1) геометрических размеров цилиндров, качества газообмена и других, факторов.
Расход воздуха через двигатель определяется из соотношения:
, кг/с (13)
гдеВт - расход топлива двигателем, кг/с;
aS - суммарный коэффициент избытка воздуха;
L0` - соотношение между массами воздуха и топлива при полном сгорании топлива (a = 1).
Расход топлива Вт зависит от мощности, КПД двигателя и качества топлива:
, кг/с (14)
гдеNе - эффективная мощность дизеля, кВт;
Ни - теплотворная способность топлива, кДж/кг;
hе - эффективный КПД двигателя.
С учетом (14) получим:
(15)
Величины aS и hе предварительно выбираются по справочным данным. Обычно для 4-х тактных тепловозных дизелей характерно aS=2,1 - 2,6 и hе=0,40-0,43, а для 2-х тактных соответственно – aS=2,5 - 2,9 и hе=0,34 - 0,38.
Величины 
и Ни принимаются равными 14,35 (величина безразмерная, кг воздуха/кг топлива) и 42500 кДж/кг соответственно.
Во время продувки часть воздуха теряется, поэтому в процессе сгорания будет участвовать меньшее количество воздуха:
, кг/с. (16)
где jк - коэффициент избытка продувочного воздуха, оптимальное значение которого зависит от протекания процесса продувки. При слишком малых jк велик коэффициент остаточных газов и мощность двигателя снижается из-за уменьшения массы свежего заряда; при слишком больших jк велики потери энергии сжатого наддувочного воздуха.
Для 2-х тактных двигателей при прямоточно-щелевой продувке - jк = 1,4 - 1,5; при прямоточно-клапанной - jк = 1,4 - 1,7 и при контурной (петлевой) продувке - jк = 2,1.
Для 4-х тактных двигателей принимают jк = 1,05 - 1,15 или, более точно, такое же значение, как и для двухтактных с контурной продувкой, но, относя процесс продувки к объему камеры сжатия.
Количество воздуха в цилиндрах G и давление наддува РS связаны соотношением:
, МПа (17)
где hv - коэффициент наполнения, выбирается для 4-х-тактных ДВС в пределах 0,82 - 0,97, а для 2-х тактных – 0,85 - 0,95;
TS - температура наддувочного воздуха, К.
Если считать, что в условиях тепловоза не удается охлаждать наддувочный воздух ниже 340 - 350 К, то можно принять, что температура заряда в цилиндрах находится в пределах ТS = 370 - 400 К.
RВ - газовая постоянная воздуха, RВ= 287 Дж/кг.К.
2.1.2. Выбор схемы наддува.
По найденной величине давления наддува следует выбрать и обосновать схему воздухоснабжения дизеля. Некоторые из существующих схем приведены на рис.3.
Для четырехтактных тепловозных дизелей, как правило, применяют одну ступень сжатия воздуха в центробежном компрессоре, приводимом в работу от газовой турбины. Предельная величина давления в таком компрессоре составляет 0,35 МПа. Если по расчетам требуется более высокое давление наддува, целесообразно изменить размерность двигателя и снизить требуемую величину давления. Выбранная схема воздухоснабжения дизеля согласовывается с консультантом.
При проектировании двухтактного дизеля в зависимости от требуемой величины наддува применяют одно- или двухступенчатый наддув. При давлении РS £ 0,15 МПа применяют одноступенчатый наддув с механическим приводом компрессора. В качестве компрессора применяют объемный нагнетатель или центробежный компрессор. В этом случае охлаждение наддувочного воздуха не производят.
| Некоторые из существующих схем наддува тепловозных дизелей | |
| Одноступенчатый наддув от приводного нагнетателя | Одноступенчатый газотурбинный наддув |
| 
|
| Двухступенчатый комбинированный наддув с промежуточным охлаждением надувочного воздуха | Двухступенчатый газотурбинный наддув с двумя промежуточными охладителями надувочного воздуха |
| 
|
| Рис.3. |
Коэффициент полезного действия объемного нагнетателя принимают в расчетах равным 0,65 - 0,7, при этом потребляемая им мощность NПН£180 кВт.
При давлении РS> 0,15 МПа применяют двухступенчатый наддув с охлаждением наддувочного воздуха, причем предпочтительна схема, в которой первая ступень сжатия осуществляется в турбокомпрессоре. Схема воздухоснабжения зависит от конкретных данных и выбирается студентом.
Следует учесть, что общая степень повышения давления в компрессорах:
, (18)
Выбор степеней повышения давления воздуха в ступени сжатия зависит от схемы воздухоснабжения. Как правило, степень повышения давления воздуха в компрессоре, приводимом от вала дизеля, не превышает 1,25 - 1,35 и выбирается из условий обеспечения работы двигателя на холостом ходу при минимальной угловой скорости коленчатого вала. Оптимальная по выигрышу в работе сжатия разбивка степеней повышения давления по ступеням сжатия выражается формулой:
Ее следует применять для двухступенчатого наддува четырехтактных двигателей.
Мощность, потребляемая компрессором каждой ступени, определяется по формуле:
, Вт (19)
где Т1 - температура воздуха на входе в компрессор, К;
- степень повышения давления в компрессоре (для компрессора низкого давления £1,9,
- среднего давления – 1,9 - 2,5 и высокого давления – 2,5 - 4,0);
Р0 - давление воздуха на входе в компрессор; для компрессора 1-й ступени 
;
x0 - потери в воздухозаборных устройствам и фильтрах x0 = 0,95 - 0,97;
hК - коэффициент полезного действия компрессора (принимается равным 0,75 - 0.81);
k - показатель адиабаты (k = 1,4). В случае, когда компрессор приводится от коленчатого вала дизеля, потребляемую им мощность следует вычесть из эффективной мощности дизеля.
2.1.3. Расчет параметров рабочего тела на входе в цилиндры.
Температура воздуха на выходе из компрессора:
, К (20)
Если в выбранной схеме предусмотрен охладитель, то температура после охладителя на входе в дизель (или на входе в компрессор 2-й ступени) определяется соотношением:
, К
, К
гдеh х - коэффициент эффективности охладителя;
ТW - температура теплоносителя, охлаждающего наддувочный воздух.
Для водовоздушных охладителей hх находится в пределах 0,70 - 0,75, для воздуховоздушных охладителей величина может быть принята в пределах hх = 0,35 - 0,5.
Температура воды, охлаждающей на тепловозе наддувочный воздух, может приниматься равной 330 К при нормальных наружных условиях (нормальные атмосферные условия: р0=0,103 МПа, Т0=293 К).
В случае применения воздуховоздушного охладителя температура ТW принимается равной Т0=293 К.
Потери давления воздуха по тракту и в воздухоохладителе оцениваются приближенно:
, (21)
где xS - коэффициент потерь; выбирается в пределах 0,92 - 0,95.
На сжатие охлажденного воздуха затрачивается меньше работы, что дает некоторый выигрыш, однако он может быть снижен и даже сведен к нулю аэродинамическими потерями в охлаждающем устройстве. Другой фактор, учитываемый при выборе схемы наддува – масса свежего заряда в цилиндре, пропорциональная плотности воздуха, и, следовательно, возрастающая с понижением его температуры. Таким образом, охлаждение наддувочного воздуха перед входом в дизель равносильно повышению давления наддувочного воздуха. Ограничением на этом пути является условие самовоспламенения топлива.
Схема наддува тепловозного дизеля вычерчивается с использованием условных обозначений по ГОСТ 2.704-76 «Правила выполнения гидравлических и пневматических схем», на ней указываются расчетные параметры рабочего тела (температуры и давления). Схема включается в пояснительную записку.
2.2. Процессы наполнения и сжатия
Давление свежего заряда в конце наполнения определяется по формулам:
· для 4-х-тактных двигателей без наддува:
Ра = (0,85 - 0,90).Р0 ,
· для 4-х-тактных двигателей с наддувом:
Ра = (0,90 - 0,96).РS,
· для 2-х-тактных двигателей с прямоточной продувкой:
Ра = (0,85 - 0,90).РS,.
Температура воздуха в конце наполнения:
, К (22)
где ТS - температура воздуха на входе в двигатель;
DТ - приращение температуры воздуха в цилиндре;
Тr - температура остаточных газов;
gr - коэффициент остаточных газов.
Величина:
, К (23)
где DТкин - повышение температуры свежего заряда за счет преобразования кинетической энергии в тепловую (DТкин = 5 - 7 К);
DТm - повышение температуры воздушного заряда за счет подогрева от стенок цилиндра (DТm = 5 - 8 К).
Величина коэффициента остаточных газов gr зависит от коэффициента избытка продувочного воздуха 
и схемы продувки, а также от давления наддувочного воздуха, геометрии воздушных потоков в цилиндре и ряда других факторов.
Приближенно определить gr можно по графику на рис.3, пользуясь формулой: 
| Зависимость коэффициента продувки от коэффициента избытка продувочного воздуха |
ηS
 φК
|
| Рис. 3. |
На рис.3 приведены зависимости для следующих схем продувки:
1) продувка с идеальным вытеснением, 
;
2) прямоточно-щелевая продувка;
3) прямоточно-клапанная продувка;
4) петлевая (контурная) продувка;
5) продувка с идеальным смешением, 
.
Для 4-тактных дизелей используют кривую 4, но объем остаточных газов относят не к рабочему объему, а к объему камеры сжатия.
Температуру остаточных газов Тr можно принимать
Тr= 650 - 800 К; для прямоточных схем продувки меньшие, а для контурных большие значения.
Полученные значения параметров обычно находятся в пределах:
· 4-х тактные дизели без наддува gr = 0,03 - 0,06, Тr= 700 - 800 К;
· 4-х тактные дизели c наддувом gr = 0,01 - 0,03, Тr= 600 - 700 К;
· 2-х тактные дизели с клапанно-щелевой продувкой gr = 0,06 ¸ 0,08,
· 2-х тактные дизели c прямоточно-щелевой продувкой gr = 0,03 ¸ 0,06, Тr= 600 ¸ 700 К.
Коэффициент наполнения hV определяется по формуле:
, (24)
где e - степень сжатия;
Gд - коэффициент, учитывающий дозарядку цилиндров двигателя Gд =1,02 - 1,07.
Перед определением hV необходимо выбрать величину степени сжатия e.
При выборе e учитывают максимально-допустимое давление сгорания в двигателе [РZ]maх. Выбранная величина степени сжатия не должна превышать значения:
, (25)
где l - степень повышения давления при сгорании;
n1 - среднее значение показателя политропы сжатия.
Допустимое давление сгорания [РZ]maх в современных дизелях находится в пределах 12 - 14 МПа и зависит от выбранной конструкции двигателя.
Степень повышения давления l и степень сжатия e выбираются так, чтобы величина l находилась в пределах 1,3 - 1,8, а величина e в пределах, указанных на рис. 2.
Показатель политропы сжатия n1 в современных двигателях зависит от конструкции системы охлаждения и потерь тепла в цилиндре при сжатии. Величина n1 выбирается в пределах 1,34 - 1,36.
Определяем действительный рабочий объем цилиндра 
в момент закрытия впускного органа газораспределения (фаза jа):
, м3
где R – радиус кривошипа равен значению S/2, м;
lш - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна 
принимается (0,2 - 0,25) (не путать lш со степенью повышения давления l!)
j4 - фаза запаздывания закрытия впускного органа,
отсчитываемая от ВМТ. Она определяется исходя из типа рассчитываемого двигателя, и может соответствовать фазе jа уже существующих тепловозных двигателей (см. табл.2, в которой фазы отсчитываются от НМТ).
Таблица 2.
| Дизель | ПД1М | K6S310DR | У1Д6 | 1Д12-400 |
| Фаза jа,0пкв | ||||
| Дизель | 1Д12Н-500 | М756 | Д70 | Д49 |
| Фаза jа,0пкв |
Приведенная формула для перемещения поршня является приближенной; ее не следует использовать для вычисления скорости и ускорения поршня, особенно ускорения при коротком шатуне. Точная формула приводится в кинематическим и динамическом расчете двигателя (часть 2 методических указаний). Рабочий объем двигателя с ПДП рассчитывается по аналогичной формуле с учетом геометрических особенностей, отдельно для верхнего и нижнего поршня и затем для всего цилиндра. В этом случае можно принимать jа = 640 п.к.в. от НМТ (наружной мертвой точки) нижнего поршня.
Определяем объем сжатия:
, м3
Масса свежего заряда в цилиндре в конце наполнения:
, кг (26)
где 
- давление наддувочного воздуха в МПа.
Масса рабочего тела в цилиндре в конце наполнения:
, кг (27)
Давление воздуха в конце сжатия:
, МПа (28)
Температура воздуха в конце сжатия:
, К (29)
По условию возможности надежного самовоспламенения топлива значение температуры ТС должно быть не менее 750 К.
Процесс сгорания
Целью расчета процесса сгорания является определение температуры ТZ и давления РZ рабочего тела в точке расчетной индикаторной диаграммы и степени предварительного расширения r. В основе расчета лежит гипотеза Гриневецкого-Мазинга о линейной связи массы сгоревшего к некоторому моменту времени топлива и количества выделившейся при этом теплоты.
При расчетах рабочего цикла весовой состав дизельного топлива по химическим элементам принимается:
· углерода С = 0,86;
· водорода Н = 0,13;
· кислорода О = 0,01.
Коэффициент избытка воздуха a оказывает непосредственное влияние на качество процесса сгорания топлива, а, следовательно, и на величину индикаторного КПД двигателя. Для дизелей с наддувом при определенных значениях коэффициента избытка воздуха удельный расход топлива достигает минимального значения.
Ориентировочно можно принимать, что расчетная величина коэффициента избытка воздуха находится в пределах для комбинированных двигателей a = 1,8 - 2,2, для двигателей без наддува - a = 1,7 - 2,0.
Определяем цикловую подачу топлива:
, кг/цикл (30)
Цикловая подача современных тепловозных двигателей находится в пределах 0,305 - 1,46 г/цикл. Для определения температуры газов в конце «видимого» сгорания топлива точка «z» расчетной индикаторной диаграммы используют уравнение сгорания:
где xZ - коэффициент использования теплоты в точке «z»;
- средняя молярная теплоемкость свежего заряда при постоянном объеме, кДж/моль.К;
- средняя молярная теплоемкость продуктов сгорания при постоянном давлении в точке «z», кДж/моль.К;
bZ - расчетный коэффициент молекулярного изменения в точке «z»;
ТZ - температура рабочего тела в точке «z», К;
L0 - количество киломолей воздуха, необходимое для сгорания I кг топлива при α = 1 (L0 = 0,486) (не путать 
и !).
Так как величины теплоемкостей приближенно являются линейными функциями температуры, то уравнение сгорания является квадратным относительно ТZ.
Рекомендуется следующий порядок определения величин, входящих в уравнение сгорания.
2.3.1. Определяют теоретический коэффициент молекулярного изменения при полном сгорании:
; (31)
его расчетное значение:
(32)
2.3.2. Выбирают значение коэффициента использования теплоты в пределах:
- для дизелей средней быстроходности x= 0,75 - 0,85;
- для быстроходных дизелей x= 0,8 - 0,9.
2.3.3. Выбирают коэффициент выделения теплоты ХZ в конце «видимого» сгорания. Для двигателей средней быстроходности можно принять ХZ = 0,85 - 0,9; для быстроходных дизелей ХZ = 0,75 - 0,85.
2.3.4. Подсчитывают коэффициент использования теплоты в точке Z:
. (33)
Величина коэффициентов выделения и использования теплоты зависит от конструкции и работы топливной аппаратуры, а также от условий теплопередачи в цилиндре (наличия или отсутствия форкамеры, интенсивности газовых вихрей и т.д.).
2.3.5. Вычисляют коэффициент молекулярного изменения в точке Z:
. (34)
2.3.6. Выбирают значение степени повышения давления при сгорании l, от которой зависят экономичность дизеля, его динамические характеристики и весовые показатели. В существующих конструкциях дизелей l колеблется в пределах 1,2 - 2,2. Для дизелей с наддувом с целью обеспечения минимальных удельных эффективных расходов топлива целесообразно на расчетном режиме вести рабочий процесс при l =1,3 - 1,8. Необходимо учитывать, что получившаяся максимальная величина давления
сгорания РZ не должна превосходить РZ = 12 - 14 МПа, так как при более высоких значениях РZ возрастает вес дизеля и деталей кривошипно-шатунного механизма.
2.3.7. Для определения значений средних молярных теплоемкостей свежего заряда воздуха mCV’ может быть использовано приближенное соотношение:
, (35)
2.3.8. Определение значений средней мольной теплоемкости продуктов сгорания производится с учетом теплоемкостей смеси чистого воздуха и чистых продуктов сгорания (чпс):
, (36)
где mCVчпс - мольная теплоемкость чистых продуктов сгорания;
(a-х) - доля чистого воздуха в продуктах сгорания;
х - доля чистых продуктов сгорания, численно равная коэффициенту выделения тепла:
, (37)
Более точно задача решается с использованием графиков теплоемкости (рис.4), нелинейной аппроксимации или таблиц теплоемкостей (метод кафедры ДВС МВТУ им. Баумана).
Следует отметить, что в теплотехнике применяются два вида теплоемкостей: средние (в некотором интервале температур) и истинные (при некоторой определенной температуре).
| Зависимость средней теплоемкости продуктов полного сгорания mCPчпс от температуры (0С) |
|
| Рис. 4. |
2.3.9. Учитывая, что
, из выражения (36) в точке «z» получим значение 
:
Задаваясь в первом приближении температурой в точке «z», равной 1800 К, определяют теплоемкость 
и температуру ТZ по уравнению (31). При отклонении ТZ от 1800 К более, чем на 50 К, расчет повторяют. Температура ТZ находится в пределах 1750 - 1950 К.
Более высокие значения ТZ нежелательны во избежание существенных потерь теплоты от значительной диссоциации молекул газов.
Максимальное давление сгорания РZ и степень предварительного расширения r определяют из соотношений:
, (39)
. (40)
Процесс расширения
По углу открытия выпускных органов газораспределения jВ определяютобъемрабочеготела VВ в точке «в» (см. табл.3):
,
учитывая те же замечания, что и в п.2.2.
Таблица 3.
| Дизель | ПД1М | K6S310DR | У1Д6 | 1Д12-400 |
| Фаза jв,0пкв | ||||
| Дизель | 1Д12Н-500 | М756 | Д70 | Д49 |
| Фаза jв,0пкв | 59,5 |
Степень последующего расширения определяют из соотношения:
, (41)
Для определения температуры рабочего тела в конце расширения (точка «в» расчетной индикаторной диаграммы) используют уравнения:
, К, (42)
гдеn2 - среднее значение показателя политропы расширения, и уравнение теплового баланса процесса расширения с учетом тепловыделения от догорания топлива на линии расширения:
, (43)
где
Уравнения ( 42) и (43) решаются совместно одним из численных методов.
Обычные для тепловозных дизелей значения величин n2 = 1,21 - 1,3, ТВ = 900 - 1200 К.
Давление в конце расширения определяют по формуле:
, МПа (44)
У современных тепловозных дизелей давление в конце расширения достигает величины РВ = 0,5 - 1,0 МПа.
Температура ТВ не должна превышать 1200 К во избежание значительного перегрева выпускных клапанов, головок поршней и пригорания поршневых колец.
