Calculul Termic Al Motorului Cu Ardere Interna Cu Piston in Patru Timpi [PDF]

Zitiervorschau

UNIVERSITATEA DIN PETROSANI Facultatea de Inginerie Mecanica si Electrica

Proiect Termotehnica Nume , prenume anul II Specializarea: Ingineria Transporturilor si a Traficului

Tema proiectului:

Să se elaboreze calculul termic al motorului cu ardere internă cu piston în 4 timpi cu aprindere prin comprimare(Diesel) si a se efectueze bilantul energetic real orar. Motorul prezinta urmatoarele date initiale: a) presiunea de aspiratie b) temperatura de aspiratie

p0=750+0,6 n(mm Hg) t0 = 100C (T0 = 283 K) 1

n = ***

c) raportul de compresie

ε =20+0,2 m

m = ***

d) turatia n = 1800

e)

densitatea aerului atmosferic: aer=1,293 [kg/m3] măsurată la 760 mm Hg şi T = 273 [K]

f)

constanta specifică a aerului: Raer = 0,287 [kJ/kg]

g) h) i)

numărul de cilindri ai motorului: i = 6; numărul de timpi ai motorului:  4 ; tip aprindere: MAC

Aspecte generale Istoricul motoarelor Diesel Despre motorul Diesel –inceputuri*** 1 pagina Motoarele Diesel moderne Pistonul executa in cilindru o miscare alternativa intre cele doua puncte moarte(P.M.S.si P.M.I.). P.M.S. = punct mort superior P.M.I . = punct mort inferior In vecinatatea P.M.S. se afla chiulasa(capacul cilindrului in care se gasesc amplasate si supapele). Marimile de stare initiala pentru incarcatura proaspata sunt notate (p 0,T0,N0). Marimi de stare ale gazelor evacuate sunt notate (p g,Tg,Ng). Vc = volumul spatiului mort; Vs = volumul cilindreei; 0

RAC = unghiul de rotatie al arborelui cotit;

D = alezajul (diametrul principal al cilindrului); S = cursa descrisa de piston intre cele doua puncte moarte.

2

Fig.1. Ciclul motorului cu ardere interna in 4 timpi

Miscarea de translatie alternativa se transforma in miscare de rotatie cu ajutorul unui mecanism biela manivela. La deplasarea spre dreapta a pistonului se deschide supapa de aspiratie iar in cilindru patrunde datorita depresiuni create o cantitate de amestec carburant. Procesul de admisie in cilindru se realizeaza la o presiune mai mica decat cea atmosferica datorita rezistentelor gazodinamice pe care le intampina aerul si amestecul carburant pana in cilindru(filtru de aer, supape, etc.). Diagrama prin care este reprezentata variatia presiunii in functie de pozitia pistonului se numeste diagrama indicata. 3

La atingerea punctului mort inferior supapa de aspiratie se inchide, pistonul schimba sensul de miscare, incepand comprimarea amestecului carburant. Comprimarea se realizeaza pana in punctual 2, punct in care se produce o explozie de inalta presiune. Aceasta detonatie are loc inainte de punctul mort superior cu un anumit timp (tradus prin unghiul de rotatie al arborelui cotit, grade RAC) si este necesara pentru a crea conditiile optime necesare arderii combustibilului, astfel ca marirea presiuni din cilindru sa se produca aproximativ la atingerea punctului mort superior. In timpul procesului de ardere este furnizata caldura ciclului (punctele 2,3);din punctul 3 incepe destinderea, pistinul modificandu-si sensul de miscare. Procesul de destindere se realizeaza pana la punctul mort inferior cand se realizeaza deschidertea supapei de evacuare, gazele de ardere din cilindru fiind refulate in mediul exterior. Si in acest caz exista un avans la evacuare pentru a utiliza energia gazelor evacuate. Procesul de evacuare 4 se desfasoara deasupra presiuni barometrice datorita rezistentelor gazo-dinamice (toba esapament, supape).Raportul de compresie este cuprins intre 15-30. Ca urmare a acestei comprimari puternice temperature aerului din cilindru atinge valori foarte ridicate. Introducerea combustibilului se face la presiuni inalte (mult mai ridicate decat cea din cilindru in timpul comprimarii) pentru a fi posibila pulverizarea sa, proces numit injectie, dispozitivul care realizeaza aceasta se numeste injector. Alimentarea de inalta presiune se face cu ajutorul pompei de injectie, actionata de motor. Deoarece combustibilul este format in mare parte din fractiuni grele (un numar mare de atomi de carbon in molecula) arderea are un caracter mai lent decat la motorul cu aprindere prin scanteie (M.A.S.) si ea poate fi presupusa izobar. Parametri constructivi

Cilindreea unitara Vs reprezinta volumul generat de piston in miscarea lui intre cele doua puncte moarte: D = 132mm ; S = 152mm. Vs = Cilindreea totala a motorului este suma cilindreelor unitare ale tuturor cilindrilor si se exprima in litri: Vt = 6

V t = i Vs ; i = 6 = *** l

Volumul minim al cilindrului poarta denumirea de volum al camerei de ardere(V c). Raportul intre volumele maxim si minim al cilindrului reprezinta raportul de comprimare(ε):

4

Fig.2. Ciclul de ardere la presiune constanta, in diagram p-V

Parametri functionali

Prin alegerea lui m = ***, raportul de compresie devine: ε = 20+0,2

= ***

-deoarece procesele din cilindri sunt complexe se prefera inlocuirea lor cu procese teoretice. Parametri de stare dedusi pe baza naturii proceselor care descriu ciclul se prezinta in tabelul 1:

5

Tabelul 1. Valorile parametrilor de stare in punctele caracteristice Nr. curent

Parametrii de stare Presiunea

Temperatura

Volumul

p1

T1

V1

1 2

p1

K

3

p1

K

4

p1

k

T1

K-1

K-1

T1 T1

K

V1

k este exponentul adiabatic: k = 1,4 →pentru aer. Prin alegerea lui n = ***, presiunea de aspiratie devine p 0 = 750+0,6 p0 = p1 = 750mmHg + 0,6

bar = *** bar ; 750 mmHg = 1 bar

T1 = T0 = 283 K V1 = VS+VC = ***+*** = *** l p2 = p1 T2 = T1

K

= *** bar

K-1

= ***K

k

p3 = p2 = p1

Raportul de injectie ρ este:

6

=*** bar

= *** mmHg

T3 =

T2 = *** K

V3 =

V2 = *** l

p4 = p1

K

= *** bar K

T4 = T1

=*** K

V4 = V1 = *** l In urma calculelor intocmite, valorile obtinute pentru parametrii de stare caracteristici sunt redate in tabelul 2. Tabelul 2. Valorile calculate ale parametrilor de stare in punctele caracteristice Nr. curent

Parametrii de stare Presiunea

Temperatura

Volumul

1

***

***

***

2

***

***

***

3

***

***

***

4

***

***

***

Lucrul mecanic al ciclului se obtine insumand lucrul mecanic pentru fiecare din transformarile cuprinse in ciclu Diesel: Lt = L1-2+L2-3+L3-4 Pentru transformarea (4-1) dL = pdV = 0 (la o transformare avand volumul constant) L4-1 = 0 Pentru adiabata (1-2)(fig. 2):

7

J (sau N·m) Pentru arderea (2-3): L2-3 = p2(V3-V2) = *** J -corespunzator procesului de ardere Destinderea (3-4) este tot o transformare adiabata: J Avand lucrul mecanic total al ciclului si turatia motorului se poate determina puterea teoretica: Pt = Lt n (N

m rot/min = J/min)

Lt = L1-2+L2-3+L3-4=***+***+***=*** J

Puterea efectiva la arborele motorului este mai mica decat cea teoretica cu pierderile care au loc pe parcursul ciclului . Astfel deosebim urmatoarele categorii de pierderi in cele ce urmeaza. Pentru aprecierea calitatii procesului de umplere se compara consumul de incarcatura proaspata cu consumul determinat de conditii teoretice intr-un proces de admisie , gazodinamic. Scaderea presiuni si cresterea temperaturii determina o reducere a densitatii fluidului proaspat in conditiile din cilindru p si T fata de conditiile de stare la admisie. In absenta pierderilor gazodinamice volumul disponibil pentru incarcatura proaspata este reprezentata de cilindreea Vs , iar marimile de stare sunt p,T0, respectiv, ps, Ts (pentrul motorul cu umplere fortata )– denumite conditii initiale (teoretice). Astfel, definim coeficientul de umplere:

unde ma,m0 este masa de incarcatura proaspata retinuta in cilindru in conditii reale, respectiv masa in conditii teoretice.

, Consumul de aer Ca se masoara experimental, iar cel in conditii teoretice C 0 se determina cu relatia: 8

C0=10-3 VS

60 i

0

: = 4(timpi) C0=***

;

Din tabelul 3 se alege

Ca=*** C0=***

Tabelul 3 . Coeficientul de umplere in functie de tipul motorului Tipul motorului Diesel

ηv

Semirapid

0,8 - 0,92

Rapid

0,75 - 0,92

In functie de regimul termic al motorului, a temperaturii initiale T 0 coeficientul de umplere ηv poate fi luat din graficul urmator:

Fig. 3. Coeficientul de umplere in functie de tipul motorului Diesel

9

Fig.4. Lucrul mecanic indicat si lucrul mecanic real

Pe de alta parte diagrama ciclului de referinta se rotunjeste avand in vedere ca arderea se desfasoara in timp si se abate de la evolutiile izocora-izobara, iar supapa se deschide in avans si se inchide cu intarziere fata de punctele moarte. Lucrul mecanic indicat L i al ciclului real este mai mic decat cel teoretic. Se obtine astfel coeficientul de perfectiune al diagramei: *** Randamentul indicat este produsul intre randamentul termic η t si cel relativ ηd: ηi = ηt + ηd = ***

Determinarea puterii este apreciata cu ajutorul randamentului mecanic : ; unde: ce este consumul efectiv al motorului; ci - consumul indicat al motorului

10

La incercarea motoarelor pe bancul de proba se masoara initial P e cu care apoi se deduce Pi rezultand randamentul mecanic η m; la proiectare Pi se calculeaza, ηm se alege iar cu aceste valori rezulta Pe si apoi pe. Randamentul efectiv este:

= ηm ηi = ηm ηt ηd

Cele trei randamente recomandate ηm,ηt,ηd se iau din tabelele 4, 5: Tabelul 4. Randamentul mecanic in functie de tipul motorului Tipul motorului Diesel

ηm

Admisie normala

0,75

0,85

Supraalimentat

0,85

0,99

Tabelul 5. Randamentul indicat si efectiv in functie de tipul motorului Tipul motorului Diesel

ηi

ηe

Semirapid

0,41

0,56

0,35

0,48

Rapid

0,37

0,48

0,32

0,41

Supraalimentarea motoarelor Lucru mecanic dezvoltat pe ciclu este proportional cu cantitatea de caldura primita de fluidul motor. Caldura fiind obtinuta prin arderea combustibilului rezulta ca pentru cresterea lucrului mecanic obtinut pe unitatea de cilindree trebuie sa asigure arderea unei cantitati mai mari de combustibil pe ciclu. In acest scop este necesar sa creasca corespunzator si cantitatea de aer introdusa in cilindru. Aceasta se poate realiza prin cresterea densitatii, marind presiunea de admisie ( =p/Raer·T), incarcatura proaspata fiind comprimata la o presiune p s superioara presiunii mediului ambient cu ajutorul unui agregat special. Acest procedeu prin care se urmareste cresterea densitatii de putere a motorului , prin cresterea presiunii de admisie se numeste supraalimentare , ps = presiunea de supraalimentare. 11

Randamentul termic al ciclului arata cota parte din caldura furnizata ciclului, care se transforma in lucru mecanic.

Acest randament poate fi calculat si in functie de raportul de comprimare ε si de raportul de destindere prealabila

astfel:

Daca analizam procesul de ardere acesta se desfasoara diferit de cel teoretic . In momentul aprinderii se acumuleaza in cilindru o anumita cantitate de combustibil care la inceput se inflameaza si arde in conditii practice izocore , provocand o crestere brusc a presiunii si a temperaturii in spatiu de ardere. Acest surplus de energie de activare face ca restul combustibilului care continua sa fie injectat dupa acest moment arde aproape imediat , adica fara intarziere la autoaprindere. In aceasta a-II-a faza presiunea creste foarte putin s-au poate sa si scada. Intrucat cantitatea de combustibil arsa in cea de-a- II-a faza reprezinta cea mai mare parte din cantitatea totala injectata in cursul unui ciclu este justificata de numirea de ardere cu presiune constanta (data motoarelor cu autoaprindere).

Calculul admisiei Incarcatura proaspata are marimile de stare standard: p0 = *** MPa T0 = 298K (la aspiratie) pg = (1,03 – 1,1) p0 Tg = 600K Lucrul mecanic schimbat de fluidul motor cu pistonul in cursa de admisie este (se alege pa):

Lad = pa Vs·10-3 =*** kJ ; pa=( 0,9 unde Lad este lucru mecanic al adiabatei. 12

0,98) p0

Caldura primita de incarcatura proaspata de la peretii cu care aceasta vine in contact se determina cu relatia:

unde: RM = 8,314 CMp este caldura specifica molara izobara la parametrii de admisie care pentru gazele biatomice este:

CMp=24,9

k=

Temperatura T0a este mai mare decat T0 intrucat orificiul de admisie se incalzeste de la colectorul de admisie. Se apreciaza ca T0a=T0+ΔT; unde ΔT=10 ÷ 20 grd ⟹ se alege ΔT ≈ 100. Prin urmare Qp devine:

Calculul comprimarii Din ecuatiile adiabatei (sau politropei)cu exponent adiabatic constant(k) s-au calculat parametrii de stare corespunzatori, adica p2,V2,T2(tabelul 2).

Calculul arderii In timpul arderii elementele active ale combustibilului se combina cu oxigenul din aer dand nastere unui amestec format din CO 2, H2O, N2, O2, si eventuale produse ale arderii incomplete. Produsele arderii depind cantitativ si calitativ de coeficientul de exces de aer λ. Acest coeficient pentrul motorul Diesel depinde de tipul motorului si de valori cuprinse intre limitele:

λ= 1,3 ÷ 2,5 Luand in considerare numai starea initiala si finala a procesului de ardere complete se obtin ecuatiile chimice ale arderii. Aceste ecuatii se scriu pentru 1 kmol de substanta considerand ca masele moleculae au valorile: 13

MC ≈ 12

; MH2 ≈ 2

;

MO2 ≈ 32

Reamintim ecuatiile chimice de ardere principale: -pentru CO2:

C + O2 = CO2 +

este caldura dezvoltata la formarea CO2. 1 kmol C + 1 kmol O2 = 1 kmol CO2 +

sau

12 kg C + 32kg O2 = 44kg CO2 + pentru CO:

-

C + O2 = CO + QCO

1kmol C + kmolO2 = 1kmolCO2 + QCO sau 12kgC + 16kg O2 = 28kg CO2 + QCO -pentru H2:

H2 + O2 = H2O +

1kmol H2 + kmolO2 = 1kmol H2O +

sau

1mN3H2 + mN3O2 = 1mN3H2O +

Vom considera arderea completa avand ca scop determinarea cantitatii minime de oxigen si de aer necesare arderii. Aceste cantitati se determina dupa caz pentru valoarea: 1 kg combustibil; 1mN3 combustibil sau pentru 1kmol combustibil. Valorile minime in cazul teoretic (arderea stoichiometrica) de oxigen si aer se dau in tabelul 6: Tabelul 6. Valorile minime ale oxigenului si aerului

Omin

3 N

kmol O2/ kg comb.

m O2 kgO2/ /kg kg comb. comb.

0,0833 c

1,867 c

2,67 c

Lmin

kmol aer/kg comb.

mN3 aer kg aer/ kg / comb. kg comb.

0,3698 c

8,89 c

11,49 c

Ca sa putem calcula Lmin si Omin avem nevoie de participatia masica a compozitiei combustibilului folosit la motorul diesel corespunzator.

14

Tabelul 7. Participatiile masice pentru diferiti combustibili

c

h

s

Benzina

0,852

0,147

0,0005

0,0005

0

Petrol

0,860

0,137

0,002

0,001

0

Motorina

0,865

0,128

0,003

0,0038

0,0000001

Pacura

O,870

0,112

0,006

0,007

0,003

Calculul arderii la M.A.I se prezinta sub urmatoarele ipoteze simplificatoare: - caldura specifica a gazului din cilindru variaza numai cu temperatura; - arderea se realizeaza dupa evolutii simple, adica depinde in primul rand de tipul motorului si de modul cum decurge procesul de ardere (la V = ct sau la p = ct); Daca λ > 1 la arderea completa rezulta gaze ca: CO 2, H2O, O2, si N2. Daca λ < 1 se foloseste urmatoarea ipoteza: arderea carbonului este incompleta si rezulta atat CO 2 cat si CO, deci in gazele de ardere exista CO. Combustibilii lichizi petrolieri sunt amestecuri de hidrocarburi, respective fractii obtinute din distilarea titeiului: benzina, petrol, motorina, pacura, combustibil de calorifere, gaze lichefiate.

BILANTUL ENERGETIC AL MOTORULUI Exprima repartizarea caldurii disponibile prin arderea combustibilului in schimburile energetice ale fluidului motor cu exteriorul intr-un interval de timp precizat. El serveste pentru evaluarea diferitelor pierderi si totodata pentru dimensionarea instalatiei de racire. Ecuatia de bilant energetic este:

in care:

este cantitatea de caldura disponibila (egala cu caldura de reactie); ; ; ;

15

cantitatea de caldura continuta in gazele de evacuare, sub forma de energie chimica, datorita arderii incomplete. cantitatea de caldura reziduala, care inglobeaza pierderi care nu pot fi determinate. Ecuatia de bilant scrisa procentual este:

100 =

Bilantul energetic al unui motor este in general variabil si depinde de foarte multi factori, el neputand fi determinat pe cale experimental. Dintre acesti factori enuntam: - Regimul de functionare; - Calitatea exploatarii; - Gradul de uzura al motorului; - Tipul si calitatea combustibilului. Orientativ acest bilant poate fi obtinut in mod analitic si pe baza unor date culese statistic. Schema orientativa a fluxului de caldura este redata in figura 5:

Fig.5. Valorile cantitatilor de caldura care intra in bilantul energetic

Puterea efectiva a motorului este: 16

P= Presiunea medie efectiva sau lucru mecanic efectiv (produs in unitatea de cilindree a motorului) exprtimata in unitatea de masura caracterizata presiuni este:

Momentul motor efectiv

este momentul de torsiune cu care arborele cotit al

motorului actioneaza asupra mecanismului sau masini automate.

Puterea litrica (reprezinta raportul dintre puterea nominal a motorului si cilindreea totala a acestuia).

Cantitatea de caldura disponibila Ecuatia termica de bilant a motorului Diesel se mai scrie in forma: =

in care :

randamentul arderii combustibilului ( si

).

sunt caldura sensibila a combustibilului introdus in camera de

ardere,

respectiv a aerului de ardere. De obicei se alege temperatura reprezentativa de

atat pentru combustibil cat si

pentru aerul necesar arderii. Prin urmare Ecuatia cantitatii de caldura disponibile devine:

Puterea calorifica inferioara a combustibililor lichizi este data in tabelul 8.

17

Tabelul 8. Puterea calorifica inferioara a combustibililor lichizi

Combustibil Benzina

43524

Motorina

41850

Petrol

43105

Consumul orar de combustibil B se determina cu relatia: B=

consumul specific de combustibil cu valorile recomandate in tabelul 9.

Tabelul 9.Consumul specific de combustibil

Tipul motorului Diesel

c

Semirapid

170

Rapid

200

Determinam consumul specific de combustibil cu urmatoarea relatie

se aleg din

tabelele 5si 8):

In functie de valoare obtinuta a consumului efectiv se va preciza in care categorie se incadreaza motorul Diesel(rapid sau semirapid). Se incadreaza la motorul ***. Consumul orar de combustibil este:

18

=

.

Coeficientul

se mai numeste si coeficient de folosire a caldurii in procesul de ardere si

se incadreaza in intervalul:

= (0,85

Acest coeficient depinde de dimensiunile cilindrului, raportul de comprimare, de calitatea pulverizarii, de sarcina motorului si de forma camerei de ardere si de racire. Se alege , iar Hi se ia din tabelul 8 corespunzator motorinei. Prin urmare, cantitatea de caldura disponibila devine:

Caldura pierduta cu fluidul de racire La motoarele racite cu lichid se determina prin masurarea debitului de agent de racire si a temperaturii acestuia si iesiri din motor cu relatia:

Aceasta relatie se poate utiliza si pentru dimensionarea instalatiei de racire. In acest scop

se determina pe baza datelor experimentale sau cu relatii aproximative care pentru

motorul Diesel rapid este de forma:

D si S sunt alezajul si cursa pistonului care se introduc in cm. 19

Caldura pierduta cu gazele evacuate Calculul acestei calduri pierdute cu gazele evacuate in atmosfera rezultata din diferenta entalpiilor gazelor evacuate si din cea a incarcaturii proaspete care intra in motor.

unde:

este debitul de gaze; = caldura specifica molara la presiune constanta. = temperaturile de iesire si intrare ale aerului. Temperatura medie a gazelor de evacuare (

) se calculeaza considerand continuarea

destinderii adiabatice (politropice) a gazelor, din punctul 4 al ciclului (fig.2) pana la presiunea mediului ambiant.

Se va aplica relatia:

in care s-a produs o simplificare, masa

gazelor egala cu cea a aerului introdus in motor. B este consumul de combustibil in Temperatura de evacuare a gazelor este:

Din tabelele corespunzatoare pentru temperatura molara la p = ct. Caldura echivalenta lucrului mecanic al motorului este:

20

se va determina caldura specifica

Caldura pierduta prin ardere incompleta

Acest termen apare in ecuatia bilantului datorita CO in gazele de ardere. Arderea incompleta se produce nu numai pentru un coeficient al excesului de aer ci si pentru un coeficient de exces de aer λ