Объем двс: Объем двигателя — что такое рабочий объём двигателя автомобиля

Содержание

Двигатели внутреннего сгорания (ДВС)

В соответствии с правилами и спортивным кодексом для моделей используются двигатели внутреннего сгорания с рабочим объемом от 1,0 до 25,0 кубических сантиметров. Двигатели внутреннего сгорания по принципу работы подразделяются на два типа: четырехтактные и двухтактные. По способу воспламенения горючей смеси модельные двигатели подразделяются на калильные и компрессионные. В четырехтактном двигателе рабочий процесс в цилиндре совершается за четыре хода поршня и соответствует двум оборотам коленчатого вала. У двухтактных двигателей рабочий процесс совершается за два хода поршня — такта, что соответствует одному обороту коленчатого вала. Основным двигателем, применяемым в авиамодельном спорте, является двухтактный двигатель. Рабочий процесс двухтактного двигателя протекает следующим образом. При движении поршня вверх к верхней мёртвой точке (ВМТ) в кривошипной камере создается давление, благодаря которому рабочая смесь засасывается карбюратором в полость картера.

При движении поршня вниз к нижней мёртвой точке (НМТ) смесь в картере сначала сжимается, а затем поступает по перепускным каналам в цилиндр. При следующем ходе поршня вверх, который происходит под действием сил инерции вращающихся масс, рабочая смесь в цилиндре сжимается, одновременно происходит всасывание в кривошипную камеру из картера новой порции рабочей смеси. При движении поршня вверх в положении, близком к (ВМТ), от сжатия рабочая смесь нагревается и воспламеняется от калильной свечи. Образовавшиеся при сгорании газы начинают давить на поршень. При движении последнего открывается выхлопное окно, и газы устремляются наружу. Перемещаясь далее вниз, поршень открывает впускное окно, и в результате разности давления в кривошипной камере и цилиндре горючая смесь поступает в цилиндр, происходит перепуск и продувка, затем сжатие, и цикл повторяется.

Схемы работы двух и четырёхтактного двигателей внутреннего сгорания.

Большое влияние на мощность двигателя, число его оборотов, экономичность и пусковые качества оказывает газораспределение: начало и конец процесса всасывания, перепуска и выхлопа. Всасыванием называется процесс заполнения  картера рабочей смесью (воздуха и топлива). Протекает этот процесс так: поршень при своем движении вверх создает разрежение в кривошипной камере. Через трубку,  называемую всасывающим патрубком, воздух устремляется в кривошипную камеру. Патрубок, по которому воздух из атмосферы поступает в кривошипную камеру, имеет переменное сечение, вследствие чего скорость, а следовательно, и давление по оси потока переменны. В самом малом сечении патрубка, где максимальная скорость потока и минимальное статическое давление, устанавливается жиклер. Под действием разности давления в жиклере и патрубке топливо вытекает во всасывающий патрубок. Протекающий воздух захватывает частицы топлива, распыляет их и уносит в полость кривошипной камеры. Величина отверстия жик­лера, пропускающего горючее, регулируется иглой. А впуск рабочей смеси в картер осуществляется поршнем, валом  или золотником.

Перепуском называется процесс перемещения горючей смеси из кривошипной камеры в цилиндр. Про­дувкой называется процесс заполнения цилиндра свежей порцией горючей смеси и вытеснения сгоревших газов к выхлопному окну.

Выхлопом называется процесс выхода газов из цилиндра.

Фазами газораспределения называют углы поворота коленчатого вала, со­ответствующие процессам: всасывания, продувки и выхлопа. Фазы газораспределения обычно изображают в виде круговой диаграммы. Круговая диаграмма дает представление скольким градусам угла поворота вала двигателя соответствуют процессы газораспределения. 

Основными геометрическими характеристиками двигателя являются рабочий объем V, диаметр цилиндра D, ход поршня Н, их отношение и степень сжатия Е. В двухтактном двигателе рабочий объем используется не полностью и поэтому вводят понятие эффективного рабочего объёма и эффективного рабочего хода. Эффективным рабочим объемом называется объём цилиндра от верхней кромки выхлопного окна до нижней. А соответствующий эффективному рабочему объёму рабочий ход называется эффективным рабочим ходом. При одном и том же рабочем объеме можно варьировать диаметром цилиндра и ходом поршня в зависимости от того, какую внешнюю характеристику двигателя хотим получить. Скоростные авиамодельные двигатели обычно делают с коротким ходом поршня. Объясняется это тем, что скоростной двигатель для получения максимальной мощности и высокого к.п.д. винта эксплуатируется на высоких оборотах. Поэтому применение короткохода дает возможность снизить среднюю скорость поршня и следовательно, снизить потери мощности на трение в рабочей паре двигателя. Кроме того, уменьшается износ. Трение и износ уменьшаются еще и потому,  что с изменением рабочего хода, уменьшается боковая составляющая силы давления сгоревших газов, прижимающая поршень к цилиндру. Но увлекаться уменьшени­ем хода поршня нельзя, так как возрастают нагрузки на шатун и шейку коленчатого вала. Фактором, ограничи­вающим уменьшение хода поршня, является крутящий у момент двигателя, который в рабочем  диапазоне оборотов должен быть равен потребному крутящему моменту вин­та, имеющего наибольший к.

п.д. 

Необходимо четко представлять себе, что рабочим объёмом цилиндра называется объем, заключенный между верхней (ВМТ) и нижней (НМТ) мертвыми точками поршня в цилиндре. Когда поршень находится в верхней мертвой точке, весь объём, находящийся над поршнем, называется объемом камеры сгорания. Суммарный объем, получаемый при сложении объема камеры сгорания с рабочим объемом, называется полным объемом цилиндра. Рабочий объем можно определить по геометрической формуле объема цилиндра, а вот объем камеры сгорания — только замером.

0,5 литра – максимум! Краткая история эволюции автомобильных двигателей — Статьи — Авто

400−500 кубических сантиметров — именно такой рабочий объём одного цилиндра двигателя считается оптимальным. И с точки зрения материалоёмкости мотора, и с точки зрения оптимальности термодинамических процессов. Но к такому решению конструкторы пришли относительно недавно.

Период проб и ошибок

Принято считать, что первый в мире автомобиль с бензиновым двигателем построил немец Карл Бенц в 1885 году. И хотя до него австриец

Зигфрид Маркус уже строил самобеглые повозки, оснащённые бензиновым ДВС, но первый аппарат Маркуса был предельно несовершенным, а второй появился позже автомобиля Бенца. Так вот, официально признанный первым автомобиль имел четырёхтактный одноцилиндровый двигатель рабочим объёмом чуть менее одного литра. Реальная мощность этого двигателя составляла 0,9 л.с. при 400 об/мин. И при массе 265 кг эта коляска с мотором разгонялась до 16 км/ч.

Как только автомобили стали походить на что-то приемлемое для осуществления транспортной функции, то сразу выяснилось, что имеющиеся моторы очень слабы для этой самой функции. А увеличивать объём цилиндра можно только до определённого предела, за которым конструкция оказывалась предельно циклопической, совсем разбалансированной с точки зрения термодинамики и малопригодной для практического применения. Тем не менее, до 5 литров таки дошли. А когда освоили технологию литья и производства многоцилиндровых моторов, то появились монстры с рабочим объёмом за 20 литров.

Отличались они запредельным расходом топлива, огромной массой и малыми оборотами. Двигатель самого знаменитого гоночного автомобиля нулевых годов XX века, немецкого Blitzen Benz, хоть и развивал 200 л.с., но не раскручивался свыше 1600 об/мин. И предназначался он только для участия в гонках, а именно — для установления рекорда скорости. И он его установил, развив 23 апреля 1911 года скорость 228,1 км/ч.

Ни для каких иных целей, кроме гоночных, использовать этот аппарат и этот двигатель было решительно невозможно. Хотя бы потому, что вибрации, вызываемые огромными массами циклопических поршней и шатунов, превышали все возможные пределы.

Читайте также

Вредные привычки за рулем

Что мы делаем не так, управляя автомобилем?

И вот тут началось самое интересное. Нужно было радикально уменьшать размеры мотора, но при этом не терять в мощности и иметь более-менее приемлемый расход топлива. Выход из этой ситуации был известен ещё со времён Исаака Ньютона: мощность — есть произведение крутящего момента на обороты.

Вывод — нужно увеличивать обороты. Но массивные поршни и шатуны своей инерционностью этому всячески препятствовали, а далеко не самые скоротечные и крайне неоптимальные термодинамические процессы в 5-литровом цилиндре только подливали масло в этот безвыходный огонь. Следующий вывод — нужно уменьшать рабочий объём цилиндра и увеличивать их количество.

Технологи очень быстро научились делать заготовки для многоцилиндровых блоков цилиндров и длинные коленчатые валы, которые не совсем сразу разваливались от высокого уровня крутильных колебаний. И уже в 1930-е годы всё более-менее устаканилось. Объём одного цилиндра — не больше литра (а лучше — чуть меньше) при отдаче 10−15 л.с. при 3000−4000 об/мин, и степени сжатия около 6. Можно, конечно увеличивать эту самую степень сжатия, но здесь сдерживающим фактором являлась возможность промышленности по выпуску высокооктановых бензинов. Хочется помощнее мотор — увеличивай количество цилиндров. И это количество дошло аж до 16-ти.

Гоночные моторы, правда, выдавали «на гора» значительно больше мощности при бОльших оборотах. Достигалось это уменьшением инерционности движущихся деталей двигателя: применялись многоклапанные головки блоков цилиндров с расположенными в них распредвалами, вместо тяжёлых чугунных поршней внедрялись алюминиевые и так далее. То есть — довоенные гоночные моторы очень походили на то, что появится на массовых автомобилях только в 1970-х. Но сорока годами раньше все эти нововведения были или очень дороги, или имели крайне малый ресурс. Что для гонок, впрочем, было не особо значимым недостатком.

Обретение стабильности

Но ещё до войны инженеры поняли, что наполнение цилиндров путём засасывания поршнем воздуха и подачи такого количества бензина, которое полностью может сгореть в этом воздухе — путь тупиковый с точки зрения повышения отдачи мотора. И начали применять сначала компрессорный наддув, а потом и турбонаддув. Но опять только для гонок. Ибо получалось как обычно — очень дорого и недолговечно.

На послевоенное время пришёлся очередной виток эволюции двигателей. Можно сказать, что те самые спортивные наработки 20−30-х годов начали проникать в массовое производство на волне внедрения новых технологий конструкционных материалов. Но принципиально мало что изменилось — сдерживающий фактор в виде невозможности повышать отдачу одного цилиндра никуда не делся. Массовые моторы постепенно стали обретать тот облик, который стал привычным к концу XX века. А именно: 20−30 л.с. с одного цилиндра при 5500−6000 об/мин и степени сжатия в районе 10. А сам объём одного цилиндра стремительно «убегал» в рамки 300−500 куб. см и только изредка выходил за них.

Вы спросите — почему именно такие рамки? Ответ частично уже дан немного выше, а именно — в таком объёме достигается наилучшее и самое оптимальное соотношение массы и размеров деталей мотора и тяговой эффективности вкупе с минимальным расходом топлива. И снова: хочешь больше мощности — увеличивай количество цилиндров. Что и было реализовано, например, в Америке. Где уже в 1960-х никого не интересовал рабочий объём мотора и мощность, а ограничивались лишь «мерянием» количеством цилиндров.

И вот к началу 1990-х годов конструкторская мысль окончательно остановилась, так как дальше развиваться уже было некуда. Оптимальный и продающийся на рынке за приемлемую для всех цену 4-цилиндровый мотор имел объём от полутора до двух литров и отдачу от 90 до 150 л.с. при 6000 об/мин. С редкими исключениями в виде моторов 2.7 л типа ЗМЗ-409 или Toyota 3RZ-FE.

Но если так называемый прогресс не развивается сам, то его нужно подстегнуть, иначе — крах самой идеи капиталистического общества, где постоянный прогресс — главная социальная добродетель после прибыли. Сначала пытались давить на экологию, а потом пошли дальше — типа, нужно радикально снижать выбросы «парникового» углекислого газа, для чего необходим ещё меньший расход топлива.

Современная технологическая и конструкторская мысль тяжело вздохнула и достала с дальней полки забытый было турбонаддув. Ведь сам принцип использования «дармовой» энергии выхлопных газов для подачи в цилиндры большего количества воздуха был известен давно. Ну и до кучи начали ещё тщательнее «оптимизировать» все остальные элементы двигателя. Вот так появились «облегчённые» Т-образные поршни, которые были уже не в состоянии «держать» масляную плёнку на стенках цилиндров, прецизионные и нежные форсунки, распыляющие топливо практически на отдельные атомы, малоинерционные турбины с регулируемыми крыльчатками, управляемые термостаты, задирающие рабочую температуру двигателя, безгильзовые «одноразовые» блоки и так далее. Радикально уменьшился рабочий объём и количество цилиндров, вплоть до 2-х у ФИАТа и 3-х у БМВ. И радикально же повысились нагрузки на все элементы этих новомодных моторов.

Читайте также

Lada X-Ray: самый массовый кроссовер?

До старта производства осталось четыре недели

Всё это хозяйство, как изначально хотели, ещё больше снизило расход топлива, но относительно нормально оно работает только при равномерном и размеренном движении по трассе. Как только появляется рваный «пробочный» режим — всё, туши свет и мирись с запредельным расходом масла, закоксовыванием колец и быстрым умиранием мотора на радость маркетологам и их хозяевам из трансконтинентальных корпораций.

Но самое главное, что дальше «развиваться» уже некуда. Современный ДВС, сжигающий углеводороды, достиг предела совершенства. И как бы ни старались разного рода «зелёные» или другие структуры подтолкнуть «прогресс» дальше, ничего у них не получится. Но это уже совсем другая история, которая может начаться уже очень скоро.

Какой объем двигателя лучше? На что влияет объём двигателя? Понятие объема двс

Когда человек, разбирающийся в техническом устройстве автомобиля, упоминает объем двигателя, он имеет в виду суммарный рабочий объем всех цилиндров мотора. Следует понимать, что силовая установка современного автомобиля обладает более чем одним цилиндром. На данный момент встречаются такие типы двигателей:

При этом формула расчета остается неизменной. К примеру, если внутреннее пространство рабочей площади одного цилиндра (расстояния, преодолеваемое поршнем от ВМТ до НМТ) 275 см 3 , то общий объем 4-х цилиндрового двигателя составляет 1100 см 3 , либо 1.1 литра, что соответствует размеру силовой установке, которая встречался в некоторых комплектациях ВАЗ 2108. Рабочий объем ДВС можно узнать, умножив площадь цилиндра на величину хода поршня, полученную цифру умножаем на количество цилиндров. По такому же принципу можно рассчитать каждый мотор.

Если же вам требуется узнать размер отдельно камеры сгорания, то значит, что вам предстоит углубиться в техническую документацию. Размер камеры сгорания представляет собой объем, между поршнем в верхней мертвой точке и плоскостью ГБЦ. К этому нужно прибавить пространство, занимаемое прокладкой, размер выточек в поршнях, если таковые имеются. Если поршни в ДВС используются выпуклые, то пространство, равное выпуклостям нужно вычесть.

Отталкиваясь от этой информации, можно узнать рабочий объем двигателя.

Классификация двигателей

Одним из основных показателей, по которому классифицируются характеристики машин, является объем двигателя. При этом машины с кардинально различным показателем могут отличаться еще и внешним видом, размерами. К примеру, малолитражные автомобили Ока и Daewoo Matiz отличаются тем, что имеют значительно меньшие габариты даже в сравнении с классическими седанами. Таким легким и небольшим машинам вполне достаточно маленького силового агрегата, чтобы передвигаться по улицам города. Бывают и случаи, когда зависимость между размером силового агрегата и массой отсутствует. Чаще всего такое встречается у спортивных автомобилей, в которых объем двигателя делается большим, а масса маленькой, чтобы машина была максимально динамичной.

Малолитражные силовые агрегаты, как правило, высокооборотистые, из-за чего их приходиться чаще раскручивать оборотов. С большими арегатами наоборот – они неплохо себя чувствуют и на низких оборотах. Нагляднее всего это заметно при трогании с места – малолитражке для этого нужны более высокие обороты, в то время как объемные двигатели имеют не плохую тягу с самых низов.

Как влияет размер двигателя на динамику

Объем двигателя оказывает значительное влияние на динамические параметры автомобиля. Основными из них являются:

  • Мощность.
  • Эластичность.

Стоит знать, что чем больше размер цилиндра, тем больше топлива сгорит в цилиндрах и тем быстрее и динамичнее будет автомобиль. Как видим, по факту, все характеристики автомобиля зависят от размера «сердца» машины, такое нельзя упускать из виду.

Есть и плохая зависимость – чем больше мотор, тем больше расход топлива, что неприятно для бюджета владельца машины.

Возможность увеличения

Вопрос увеличения рабочего объема мотора волнует многих владельцев, которых не устраивает динамика и мощность их автомобиля. Несомненно, увеличить объем можно, но существенного роста мощности это не даст. В первую очередь, о увеличении задумываются, когда настает время проведения капитального ремонта. Здесь это обуславливается необходимостью выравнивания стенок цилиндра за счет их увеличения в диаметре (выработки). Это выполняется на специальных станках. Если же мотор оснащен гильзами, то здесь увеличение вследствие капитального ремонта может и не произойти, так как гильзы просто заменяются без расточки.

Ограничением как возможностей ремонта, так и увеличения объема является тот факт, что практически любой силовой агрегат рассчитан на два-три капитальных ремонта, после чего он должен пойти в утиль (БЦ). Соответственно, после этого в машину придется ставить новый мотор, и речь пойдет уже не об увеличении размера. При соблюдении всех условий законодательства, увеличение объема возможно за счет установки другой силовой установки.

  • Многих автолюбителей волнует вопрос – как связаны расход топлива и объем двигателя. Казалось было логично, что если больше объем двигателя (например – 2,0 или 2,5 литра), то тем и расход больше! А вот не всегда это так, бывает что двигатель объемом в 1,5 литра «кушает» больше чем двигатель объемом в 2,0 литра. Почему так происходит?

Кратко это можно пояснить следующим изображением, но далее мы разъясним более подробно.


Итак, расход топлива и объем двигателя.

  • В мозге рисуется логичная прямая: чем больше объем – тем больше в этот двигатель поместится топлива, а соответственно и расход будет намного выше. Но почему практика иногда показывает обратную картину? Например, двигатель современного автомобиля с объемом в 2,0 литра имеет расход (на механике около 7-8 литров, взять тот же Skyactiv от Mazda), а вот автомобиль не совсем свежего отечественного производителя с двигателем в 1,5 литра будет иметь расход в 8 – 9 литров. Так где же логика?

Все зависит от множества факторов:

1) Технологичность.

Первая причина это технологичность двигателя, автомобили очень быстро эволюционируют, а особенно сильно эволюционируют двигатели, становятся более мощными и более экономичными. Но как такое возможно? Все просто появляются новые технологии, которые позволяют увеличить мощность и уменьшить расход топлива. Простые примеры это 16 клапанов вместо 8 (быстрее впрыск топлива и отвод отработанных газов), или же инжектор вместо карбюратора (инжектор практически никогда не перельет топлива и не зальет свечи в отличие от карбюратора), также появился многоточечный впрыск топлива в цилиндры и т.д. В общем сейчас существует очень много технологий которые на механическом уровне позволяют экономить двигателю топливо, без потери мощности.

2) Прошивки.

Не секрет что сейчас, в «инжекторных» автомобилях можно менять программу прошивки блока ЭБУ (мозга двигателя). Автомобиль при помощи таких прошивках может быть очень экономичный! При мне прошивали 2,0 литровый FORD FOCUS, и достигали расхода в 7 литров по городу. НО при таких «экономичных» прошивках страдает мощность двигателя, то есть автомобиль получается «задушенный», с места с «пробуксоном» на нем не тронешься. Правда можно поставить и «мощную» прошивку тут все будет наоборот, расход увеличится, причем многократно, но и увеличится мощность также многократно. Тут нужно выбирать, что для вас нужно.

3) Стиль езды.

Тут как говорится, можно экономить – ездить спокойно, а можно топить педаль в пол, соответственно и расход увеличится. От стиля езды расход очень сильно зависит. Например – у моего знакомого на KIA RIO в предыдущем поколении (механика), расход с двигателем 1,4 литра, летом 10 литров, но он выжимает из своего автомобиля все что можно, практически всегда крутит «двигатель»! А у меня с двигателем 1,6 литра и с автоматом расход топлива 9,0 литров на 100 километров (подробнее в статье – Chevrolet Aveo расход топлива). Хотя и двигатель мощнее и автомат.

4) Техническая исправность автомобиля.

Очень обширная тема, на расход может влиять очень многое. Если у вас элементарно давно не менялись воздушный и топливный фильтры, давно не чистилась топливная рейка, то расход топлива будет увеличен. Вполне может двигатель 1,6 литра (со старыми фильтрами) расходовать больше чем 2,0 литра (но со свежими фильтрами). Так что следим за фильтрами и меняем их вовремя.

5) Тип трансмиссии.

Следующим пунктом в нашей статье – расход топлива и объем двигателя, логично поговорить о типе трансмиссии. Тут думаю все понятно, механика и продвинутые автоматы (вариаторы, коробка DSG или автомат на шесть и более передач), будут расходовать меньше, чем старые автоматы на три – четыре передачи. Таким образом, если автомобиль с двигателем 1,4 литра укомплектован автоматом на 4 передачи, то он будет расходовать больше, чем автомобиль с двигателем 2,0 литра, но с вариатором или автоматом на 6-ть передач.

6) Турбина или не турбина.

Если взять два двигателя: – например обычный 1,4 литра и турбированный 1,6 литра. ТО второй 1,6 литра, не только будет намного экономичнее (экономия иногда достигает 20 %), но и намного мощнее и производительнее.

7) Ошибочная экономия.

Давайте реально подумаем – почему иногда двигатель 1,4 литра намного прожорливее, чем 1,6 литра или 2,0 литра? Все дело в мощности двигателя. Если взять один и тот же автомобиль, с одинаковой массой, но с разными двигателями (обычные, не турбированные), то получается. Чтобы достигнуть таких же характеристик разгона, двигателю 1,4 литра нужно работать в более высоких оборотах, а соответственно его практически всегда нужно будет раскручивать даже если нужно достигнуть 60 км/ч, иначе ваш автомобиль попросту не будет ехать. Если крутим двигатель больше, то и расход будет больше, это логично. Теперь двигатель 1,6 литра, он намного мощнее своего собрата, чтобы ему достигнуть 60 км/ч ему не нужно больших оборотов, он будет работать в среднем режиме, соответственно и расход топлива зашкаливать не будет.

На этом все.

Не нужно думать, что большие двигатели практически всегда это просто «убийцы» бензина, не всегда это так. Простой пример из своего жизненного опыта – есть два автомобиля Nissan Almera (1.6 литра, автомат) и Nissan Teana (2,5 литра, вариатор), расход у Nissan Almera практически такой же как и у Teana – 12 – 14 литров, а зимой Almera начала расходовать больше, примерно 14 литров, у Teana расход по бортовому компьютеру 13,1!

Наверняка многие, если не все из автолюбителей задавались вопросом, насколько зависит расход топлива от объема силового агрегата.

На первый взгляд все выглядит вполне предсказуемо и понятно – чем больше объем, тем, соответственно, выше будет потребление топлива. Но на самом деле все не так «логично». Случается, что мотор, например, объемом 1,5 литра расходует больше горючего, нежели двигатель на 2,0 литра. В чем причина?

Нелогичность ситуации

Если подойти к вопросу с логической точки зрения, картина, которая будет возникать в воображении, вырисовывается следующая: есть два двигателя, объем одного из них больше, другого – меньше. Соответственно, в более объемный агрегат, что вполне рационально, может поместиться больше топлива, а следственно, он будет больше его расходовать. И не было бы этого материала, если бы не одно но: на практике не редко можно наблюдать ситуацию, когда это «правило» не работает, и мотор объемом, скажем, в 2,0 литра (тот же Skyactiv от Mazda на механике с расходом 7-8 литров), требует меньше топлива, чем двигатель модели отечественной сборки объемом 1,5 литра, которому нужно уже 8 – 9 литров. Где же в таком случае искать логику?

В поиске логики: от чего зависит расход топлива

На самом деле, на количество топливо, которое расходуется двигателем, влияние имеют множество факторов. Мы вас с ними познакомим:

  • Технологичность силового агрегата – один из важнейших критериев, который имеет влияние на потребляемость мотором топлива. А все дело в том, что технологии не стоят на месте, автомобили и, в особенности, силовые агрегаты постоянно совершенствуют, в результате чего удается создавать устройства, более мощные за своих собратьев, но которым для работы требуется, как ни странно, меньше топлива. Самые простые примеры применения технологий на практике – использование 16-ти клапанных механизмов вместо 8-ми; применение инжектора вместо карбюратора; многоточечный впрыск и другие.
  • С турбиной или без . На самом деле здесь все просто: возьмем для сравнения два мотора – на 1,4 литра без турбины и на 1,6 литра с ней. Какой из них будет экономичнее? Правильно, турбированный (экономия может составлять даже до 20%), который сможет показывать не только более высокую мощность, но и расходовать меньше топлива. И даже агрегат выйдет из строя, ремонт турбин в г. Липецк всегда поможет вернуть ему функциональность.
  • Прошивки в автомобилях с инжекторной системой помогут существенно снизить расход топлива. Для этого достаточно изменить программу управления или, попросту говоря, перепрошить «мозг» силового агрегата – ЭБУ. Однако в таком случае мотор потеряет в мощности. Можно выбрать другой вариант, при котором двигатель сможет показывать все, на что способен, но при этом, будет потреблять и больше топлива.

Если говорить честно, на расход влияют множество факторов. Это и: стиль езды, тип трансмиссии, техническая исправность средства передвижения и другие. И далеко не всегда моторы большего объема обязательно будут расходовать больше топлива, все зависит от особенностей использования средства передвижения.

Большинство владельцев автомобилей задаются вопросом, а как же влияет объем двигателя на расход потребляемого топлива. На первый взгляд все очень просто, чем больше объем, тем больше расход топлива, однако это не совсем так. Есть много примеров, когда мотор с объемом 2.0 литра меньше чем двигатель с объемом 1500 см3. С чем это связано и почему это так происходит, постараемся разобраться в данной публикации.

Объем плюс расход

Для простого и не опытного автолюбителя ситуация с объемом и расходом выглядит следующим образом. Если поддаться логическому мышлению, то чем больше объем, тем больше в него может поместиться жидкости (топлива). На самом же деле благодаря современным технологиям и конструктивным особенностям двигателей внутреннего сгорания мотор с объемом 2000 см3 с механической трансмиссией иностранных производителей будет расходовать топлива меньше, чем двигатель 1.5 литра отечественного автопрома с механикой. Так, где же здесь логика?

Факторы, влияющие на расход топлива

Технологические особенности ДВС

Первый фактор – это . Развитие автомобильной промышленности происходит громадными темпами, особенно производители уделяют много внимания модернизации силовым агрегатам. Важным фактором в эволюции двигателя внутреннего сгорания на первом месте остаются его экономность и минимальный выброс токсичных продуктов сгорания без потери мощности, а наоборот ее увеличении. Возьмем, к примеру, 16-ти клапанный мотор, в сравнении с 8-ми клапанным, в нем быстрее происходит впрыск топлива и отвод отработанных газов. Такая я же ситуация и в сравнении инжекторного и карбюраторного двигателя, в первом случае перелив топлива в цилиндры двигателя исключен до минимума, чего нельзя сказать о карбюраторных моторах. Также в настоящее время существует много других технологий, которые позволяют значительно экономить топливо и при этом не терять мощность.

Прошивка ЭБУ

Вторым фактором, влияющим на экономичность двигателя, является управления. Известно, что работа современного автомобильного силового агрегата управляется и контролируется электроникой. Блок ЭБУ (мозг двигателя) способен четко регулировать подачу топлива в камеры сгорания, что может обеспечить максимальную его экономию. Известны примеры, когда с помощью прошивки удавалось максимально уменьшить прожорливость 2.5 литрового движка на 45%, однако при этом мощность его сильно пострадала. В таких случаях нужно искать, как говориться, золотую средину.

Манера и стиль езды

Манера и стиль езды также является одним из ключевых факторов, влияющих на расход топлива. Попробуйте проехать определенный участок пути спокойно, без лишних ускорений и после этого зафиксировать средний расход топлива. А теперь, то же расстояние, только по чаще давите педаль газа в пол, при этом гарантировано получите значительное снижение уровня топлива в баке.

Техническая исправность автомобиля

Прежде всего, важно помнить, что технически исправный автомобиль это не только оптимальный расход топлива, но и безопасность водителя и пассажиров. К примеру, неисправности ходовой части могут значительно затруднять свободный ход автомобиля, что повлечет за собой увеличение потребляемого топлива. Также не своевременная замена фильтров двигателя вполне может стать причиной увеличения расхода.

Тип трансмиссии

Многие из вас наверное слышали о всех прелестях автоматической трансмиссии и о том, что у автомобилей с коробкой автомат выше расход топлива чем у механики. Однако здесь все не так однобоко. Если брать в сравнение автомобили с автоматом более старого производства, то данное заключение справедливо, у них расход значительно отличается от автомобилей с механической трансмиссией. Но на сегодняшний день производители комплектуют свои автомобили роботизироваными коробками, которые способны влиять на расход потребляемого топлива.

Двигатели с турбиной

Как известно, турбина добавляет мощности автомобильному двигателю, однако при этом расход топлива в большинстве случаев не увеличивается, а наоборот уменьшается. Если взять для примера обычный двигатель 1.6 и турбированный мотор с объемом 1.6 литра, то у второго экономия может достигать до 20%.

Начинающие автолюбители часто интересуются — на что влияет объём двигателя, и какой объем двигателя лучше? Прежде всего, если рассмотреть техническую часть, то от объёма мотора зависит его мощность и крутящий момент. Поэтому если нужно получить большую мощность двигателя, то объём увеличивают. Кроме того, чем больше объём двигателя, тем больше расход топлива. Какой двигатель лучше, бензиновый или дизельный читайте здесь. На легковые автомобили иногда устанавливают моторы объёмом до 8 литров.

Какой объем двигателя лучше

Объём двигателя измеряется в литрах или кубических сантиметрах. Давайте более подробно разберёмся, на что влияет объём двигателя автомобиля при эксплуатации его в обычных повседневных условиях. Городские авто обычно имеют небольшой объём мотора обычно 1.2 – 1.6 литра, так как для них самым большим приоритетом является не мощность, а расход топлива.

На что влияет объём двигателя
Также существует большое количество авто с объёмом мотора 0.8 – 1.0 литра. Примером может служить популярный автомобиль в странах СНГ — Daewoo Matiz (Дэу Матиз). Такой автомобиль относятся к классу А (малолитражные). Такие авто обладают маленькой мощностью и подходят для езды в основном по городу. Если на таких авто включить кондиционер, который отнимает 10-20% мощности мотора, то такой двигатель существенно потеряют разгонную динамику. Тогда для нормального разгона такой двигатель приходится раскручивать до 4000 – 5000 оборотов, а это чревато повышенным расходом топлива и износом двигателя. Но даже при таких оборотах расход топлива будет меньше, чем у двигателей объёмом 1.4 – 1.6 литра.

Хочу отметить, что расход топлива на трассе при средней скорости движения авто 80 – 90 км/ч, как у авто с маленьким объёмом, так и у авто с большим объёмом будет одинаковый. Даже в некоторых случаях на авто с объёмом 0.8 – 1.0 расход может быть больше.

На что влияет объём двигателя

Средний расход топлива в смешанном цикле (трасса – город), для моторов объёмом 0.8 – 1.0 литр составляет, согласно данных завода изготовителя, в среднем 5 — 6 литров на 100 км езды. Объёмом 1.2 -1.6 средний расход составляет 6 — 7 литров. Объём 3 – 5 литров 12 – 18 литров. Это приблизительные данные для новых и современных моторов.

Альтернативным решением между получением большой мощности и маленьким расходом топлива является двигатель с турбонадуввом или механическим нагнетателем. С помощью их можно существенно повысить мощность двигателя, в среднем на 30 – 50%, и при этом расход топлива увеличиться не существенно. Например, средняя мощность атмосферного (обычного) двигателя объёмом 1.4 литра составляет 75 – 100 лошадиных сил, а если на него установить турбонаддув его мощность поднимется до 150 -170 л. с.

В последняя время связи с удорожанием бензина популярны гибридные двигатели, сочетающие в себе двигатель внутреннего сгорания (ДВС) и электродвигатель. Более подробно читайте принцип работы гибридных автомобилей.

Решать, конечно, Вам какой объем двигателя лучше для Вас, но помните чем больше объём мотора, тем больше он потребляет топлива, стоит дороже и налоги на него больше.
+ читайте первую часть тут

ДВС с изменяемым объемом, клетка безопасности и фонограмма мотора

ДВС с изменяемым объемом от Honda[wpanchor id=»1″]

Международная промышленная компания, известная в первую очередь как производитель автомобилей и мотоциклов, Honda Motor Co. запатентовала ДВС с изменяемым объемом, а точнее двигатель с поршнями разной высоты, которые позволят в широких диапазонах изменять рабочий объем двигателя.

В патентном бюро Японии поступили чертежи Honda. Инженеры компании готовятся удивить общественность с помощью двигателя с разноразмерными поршнями.

В арсенале мотористов ДВС с изменяемым объемом — поршни разной высоты. В зависимости от размера поршня можно регулировать его ход он нижней до верхней мертвой точки (рабочий объем каждого из цилиндров также будет отличаться).

Соответственно, общий рабочий объем мотора будет определяться количеством работающих цилиндров. Таким образом, можно будет регулировать мощность и динамику автомобиля.

В компании Honda запатентовали ДВС с изменяемым объемом для 2-, 3-,4-цилиндровых рядных двигателей и V6.

Сообщается, что в 4-цилиндровом двигателе с разным ходом поршней может быть до 15 комбинаций рабочего объема.

 

Американская автомобилестроительная компания Ford получила патент на новый вид системы безопасности пассажиров, который получил название «клетка безопасности» (Safety cage).

Представители компании уверяют, что новая система подушек безопасности сможет эффективно защитить задних пассажиров в любых авариях – фронтальных, боковых и при ударе сзади.

Новая подушка имеет U-образную форму и крепится в задней части салона, на потолке , сразу же за передними креслами в их максимально отодвинутом положении.

За работу системы отвечает отдельный вычислительный блок, собирающий и анализирующий информацию с сенсоров автомобиля, например, установлено ли детское кресло, а также находится ли вообще кто-то на втором ряду сидений или нет. Для определение наличия пассажира Ford рассматривает варианты использования как обычные датчики веса, так и инфракрасные датчики или даже камеры. Когда данная модель системы безопасности появиться в серии, пока не сообщается.

Напомним, что не так давно Ford получил не менее интересный патент на автомобильный кинотеатр о котором мы писали ранее.

 

В США получен новый патент на генерацию искусственного звука двигателя. Отличились опять же представители компании Ford.

Звук будет имитировать работу дополнительных цилиндров в двигателе. Такой эффект должен понравится владельцам маломощных машин, которые не прочь придать своим литровым EcoBoost звук «рядной» шестерки.

Помимо этого, по мнению инженеров Ford, водители будут переключать передачи на более низких оборотах, так как по звуку машина будет ощущаться более мощной и «выжимать максимум» захочется меньше, и тем самым, удастся сэкономить топливо. Также в компании считают, что это решение будет дисциплинировать водителей и сделают езду более безопасной. Когда новая система будет внедрена в серийное производство пока не сообщается.

Пока в Ford довольствуются уже разработанной ранее акустической системой, которая также меняет звук мотора, но для более объемных двигателей. Например, такие системы устанавливаются на Ford Mustang с 2,3-литровым двигателем EcoBoost.

Category:
  Новости

КАТЕГОРИИ ТРАНСПОРТНЫХ СРЕДСТВ, УСТАНОВЛЕННЫЕ ТЕХНИЧЕСКИМ РЕГЛАМЕНТОМ ТАМОЖЕННОГО СОЮЗА «О БЕЗОПАСНОСТИ КОЛЕСНЫХ ТРАНСПОРТНЫХ СРЕДСТВ» (ТР ТС 018/2011), И ФЕДЕРАЛЬНЫМ ЗАКОНОМ ОТ 10 ДЕКАБРЯ 1995 Г. N 196-ФЗ «О БЕЗОПАСНОСТИ ДОРОЖНОГО ДВИЖЕНИЯ»

L6

Четырехколесные транспортные средства, масса которых без нагрузки не превышает 350 кг без учета массы аккумуляторов (в случае электрического транспортного средства), максимальная конструктивная скорость не превышает 50 км/ч, и характеризующиеся:

в случае двигателя внутреннего сгорания с принудительным зажиганием — рабочим объемом двигателя, не превышающим 50 см3, или

в случае двигателя внутреннего сгорания другого типа — максимальной эффективной мощностью двигателя, не превышающей 4 кВт, или

в случае электродвигателя — номинальной максимальной мощностью двигателя в режиме длительной нагрузки, не превышающей 4 кВт.

M

Мопеды, легкие квадрициклы

L3

Двухколесные транспортные средства, рабочий объем двигателя которых (в случае двигателя внутреннего сгорания) превышает 50 см3 (или) максимальная конструктивная скорость (при любом двигателе) превышает 50 км/ч.

A1

(при объеме двигателя внутреннего сгорания, не превышающем

125 см3, и максимальной

мощностью, не превышающей 11 кВт)

Мотоциклы, мотороллеры, трициклы

A

(при объеме двигателя внутреннего сгорания, превышающем 125 см3, или максимальной мощностью, превышающей 11 кВт)

L4

Трехколесные транспортные средства с колесами, асимметричными по отношению к средней продольной плоскости, рабочий объем двигателя которых (в случае двигателя внутреннего сгорания) превышает 50 см3 и (или) максимальная конструктивная скорость (при любом двигателе) превышает 50 км/ч.

A1

(при объеме двигателя внутреннего сгорания, не превышающем 125 см3, и максимальной мощностью, не превышающей 11 кВт)

Мотоциклы, мотороллеры, трициклы

A

(при объеме двигателя внутреннего сгорания, превышающем 125 см3, или максимальной мощностью, превышающей 11 кВт)

L5

Трехколесные транспортные средства с колесами, симметричными по отношению к средней продольной плоскости транспортного средства, рабочий объем двигателя которых (в случае двигателя внутреннего сгорания) превышает 50 см3 и (или) максимальная конструктивная скорость (при любом двигателе) превышает 50 км/ч.

B1

Трициклы, квадрициклы

L7

Четырехколесные транспортные средства иные, чем транспортные средства категории L6, масса которых без нагрузки не превышает 400 кг (550 кг для транспортных средств, предназначенных для перевозки грузов) без учета массы аккумуляторов (в случае электрического транспортного средства) и максимальная эффективная мощность двигателя не превышает 15 кВт.

B1

Трициклы, квадрициклы

M1

Транспортные средства, используемые для перевозки пассажиров и имеющие, помимо места водителя, не более восьми мест для сидения — легковые автомобили.

B

(технически допустимая масса которых не превышает 3500 кг)

Автомобили, за исключением транспортных средств категории «A», разрешенная максимальная масса которых не превышает 3500 кг и число сидячих мест которых, помимо сиденья водителя, не превышает восьми

C1

(технически допустимая масса которых более 3500 кг, но не превышает 7500 кг)

Автомобили для перевозки пассажиров, за исключением относящихся к категориям «B», «D» и подкатегории «D1»

C

(технически допустимая масса которых превышает 7500 кг)

M2

Транспортные средства, используемые для перевозки пассажиров, имеющие, помимо места водителя, более восьми мест для сидения, технически допустимая максимальная масса которых не превышает 5000 кг.

D1

(при количестве сидячих мест, помимо сиденья водителя, не более шестнадцати)

Автомобили, для перевозки пассажиров и имеющие более восьми сидячих мест, помимо сиденья водителя

D

(при количестве сидячих мест, помимо сиденья водителя, более шестнадцати)

M3

Транспортные средства, используемые для перевозки пассажиров, имеющие, помимо места водителя, более восьми мест для сидения, технически допустимая максимальная масса которых превышает 5000 кг.

D1

(при количестве сидячих мест, помимо сиденья водителя, не более шестнадцати)

Автомобили, для перевозки пассажиров и имеющие более восьми сидячих мест, помимо сиденья водителя

D

(при количестве сидячих мест, помимо сиденья водителя, более шестнадцати)

N1

Транспортные средства, предназначенные для перевозки грузов, имеющие технически допустимую максимальную массу не более 3500 кг.

B

Автомобили, за исключением транспортных средств категории «A», разрешенная максимальная масса которых не превышает 3500 кг и число сидячих мест которых, помимо сиденья водителя, не превышает восьми

N2

Транспортные средства, предназначенные для перевозки грузов, имеющие технически допустимую максимальную массу свыше 3,5 т, но не более 12 т.

C1

(технически допустимая масса которых более 3500 кг, но не превышает 7500 кг)

Автомобили, за исключением автомобилей категории «D», разрешенная максимальная масса которых превышает 3500 кг

C

(технически допустимая масса которых превышает 7500 кг)

N3

Транспортные средства, предназначенные для перевозки грузов, имеющие технически допустимую максимальную массу более 12000 кг.

C

Автомобили, за исключением автомобилей категории «D», разрешенная максимальная масса которых превышает 3500 кг

O1

Прицепы, технически допустимая максимальная масса которых не более 750 кг.

Прицепы, полуприцепы

O2

Прицепы, технически допустимая максимальная масса которых свыше 750 кг, но не более 3500 кг.

O3

Прицепы, технически допустимая максимальная масса которых свыше 3500 кг, но не более 10000 кг.

O4

Прицепы, технически допустимая максимальная масса которых более 10000 кг.

Основные параметры поршня и цилиндра двигателя — x-engineer.org

Чтобы охарактеризовать основные характеристики двигателя внутреннего сгорания во всем его рабочем диапазоне, мы можем использовать некоторые параметры и геометрические соотношения поршня и камеры сгорания. Рабочие характеристики двигателя связаны как с топливной экономичностью, так и с динамической отдачей (мощность и крутящий момент), на которые напрямую влияют основные параметры двигателя.

Чтобы вспомнить принципы работы двигателя внутреннего сгорания, прочтите статью Как работает двигатель внутреннего сгорания.

Основные геометрические параметры цилиндра, поршня, шатуна и коленчатого вала показаны на изображении ниже.

Изображение: Основные параметры геометрии поршня и цилиндра двигателей внутреннего сгорания

где:

IV — впускной клапан
EV — выпускной клапан
ВМТ — верхняя мертвая точка
НМТ — нижняя мертвая точка
B — отверстие цилиндра
S — поршень ход
r — длина шатуна
a — радиус кривошипа (смещение)
x — расстояние между осью кривошипа и осью поршневого пальца
θ — угол поворота кривошипа
V d — смещенный (стреловидный) объем
V c — зазор

Поршень перемещается внутри цилиндра между ВМТ и НМТ.Для завершения полного цикла сгорания поршень совершает четыре хода, а коленчатый вал делает два полных оборота. Вытесненный объем — это объем, в котором движется поршень, зазорный объем — это объем, оставшийся в цилиндре, когда поршень достигает ВМТ.

В этом уроке мы рассмотрим, как рассчитать объемную мощность двигателя, что такое степень сжатия и какие основные геометрические параметры двигателя.3 \]

Рабочий объем современных двигателей внутреннего сгорания варьируется от 1,0 л до примерно 6,0 л, в среднем около 1,5 — 2 л. Существует четкая тенденция к уменьшению объемной мощности двигателя (уменьшение габаритов) для того, чтобы выполнять более строгие стандарты по выбросам топлива.

Базовая геометрия поршневого (поршневого) двигателя внутреннего сгорания определяется следующими параметрами:

  • степень сжатия
  • отношение диаметра цилиндра к ходу поршня
  • отношение длины шатуна к радиусу кривошипа (смещение)

Степень сжатия рассчитывается как отношение между максимальным (общим) объемом цилиндра (когда поршень находится в НМТ) и минимальным (зазором) объемом (когда поршень находится в ВМТ).

В технической литературе греческая буква эпсилон ε используется для обозначения степени сжатия двигателя.

\ [\ varepsilon = \ frac {V_ {max}} {V_ {min}} = \ frac {V_c + V_d} {V_c} \]

Большинство современных бензиновых двигателей с искровым зажиганием имеют степень сжатия от 8 до 11, в то время как двигатели с воспламенением от сжатия (дизельные) имеют степень сжатия в диапазоне от 12 до 24.

Обычно двигатели внутреннего сгорания с наддувом или турбонаддувом имеют более низкую степень сжатия, чем двигатели без наддува.

Чем выше степень сжатия, тем выше давление сгорания в цилиндре. Максимальное значение степени сжатия зависит в основном от материалов двигателя, технологии и качества топлива.

Поскольку это зависит от геометрии двигателя, степень сжатия является фиксированной. Существуют различные попытки разработать двигатели с переменной степенью сжатия, которые должны иметь более высокий общий КПД.

Отношение диаметра цилиндра к ходу поршня в большинстве случаев определяется как греческая буква zeta ζ :

\ [\ zeta = \ frac {B} {S} \]

Для легковых автотранспортных средств диаметр отверстия Отношение хода к ходу обычно от 0.8 к 1.2. Когда диаметр цилиндра равен ходу, B = S , двигатель называется квадратный двигатель . Если ход больше диаметра отверстия, двигатель будет на меньше квадрата . Если длина хода меньше диаметра отверстия, двигатель обозначается как над квадратом . В нашем примере отношение диаметра цилиндра к ходу составляет 0,87.

Отношение длины шатуна к радиусу кривошипа обычно определяется как R :

\ [R = \ frac {r} {a} \]

Для малых двигателей R составляет от 3 до 4, для больших двигатель запускается с 5 до 10.

При фиксированном объемном объеме двигателя более длинный ход позволяет использовать меньший диаметр (меньше квадрата). Преимущество заключается в меньшей площади поверхности камеры сгорания и, соответственно, меньших тепловых потерях. Это улучшит тепловой КПД камеры сгорания. Недостатком является то, что чем длиннее ход поршня, тем выше скорость поршня и выше потери на трение, что снижает эффективную мощность двигателя.

Если ход уменьшен, диаметр отверстия должен быть увеличен, и двигатель будет более квадратным.Это приводит к меньшим потерям на трение, но увеличивает потери теплопередачи. Большинство современных автомобильных двигателей имеют почти квадратную форму, некоторые — чуть больше квадратной, а некоторые — чуть меньше квадратной.

В таблице ниже приведены несколько примеров двигателей внутреннего сгорания с указанием их основных геометрических параметров.

9014 9014 9014 9014 9014 9014 9014 9014 9014 9014 9014 9014 9014 9014 9014 1598 9014 9014 9014 9014 9014 9014 Mazda6 9014 9014 Mazda6 9014 86

4 9014 92,7

Для вопросов и замечаний эту статью, используйте форму комментария ниже.

Не забывайте ставить лайки, делиться и подписываться!

Как рассчитать объемный КПД двигателя внутреннего сгорания — x-engineer.org

Для теплового двигателя процесс сгорания зависит от соотношения воздух-топливо внутри цилиндра. Чем больше воздуха мы можем попасть внутрь камеры сгорания, тем больше топлива мы можем сжечь, тем выше выходной крутящий момент и мощность двигателя.

Поскольку воздух имеет массу, он инерционен. Кроме того, впускной коллектор, клапаны и дроссельная заслонка ограничивают поток воздуха в цилиндры.По объему мы измеряем способность двигателя заполнить доступный геометрический объем двигателя воздухом. Его можно рассматривать как соотношение между объемом воздуха, втягиваемого в цилиндр (реальным), и геометрическим объемом цилиндра (теоретическим).

Большинство двигателей внутреннего сгорания, используемых в настоящее время на дорожных транспортных средствах, имеют фиксированный объемный объем (рабочий объем), определяемый геометрией цилиндра и кривошипно-шатунного механизма. Строго говоря, общий объем двигателя V t [m 3 ] рассчитывается функцией общего количества цилиндров n c [-] и объема одного цилиндра V цил [m 3 ] .

\ [V_t = n_c \ cdot V_ {cyl} \ tag {1} \]

Общий объем цилиндра — это сумма смещенного (рабочего) объема V d [m 3 ] и зазор В c 3 ] .

\ [V_ {cyl} = V_d + V_c \ tag {2} \]

Объем зазора очень мал по сравнению с объемом вытеснения (например, соотношение 1:12), поэтому им можно пренебречь при расчете объемной эффективности двигатель.

Изображение: Основные параметры геометрии поршня и цилиндра двигателей внутреннего сгорания

где:

IV — впускной клапан
EV — выпускной клапан
ВМТ — верхняя мертвая точка
НМТ — нижняя мертвая точка
B — отверстие цилиндра
S — поршень ход
r — длина шатуна
a — радиус кривошипа (смещение)
x — расстояние между осью кривошипа и осью поршневого пальца
θ — угол поворота кривошипа
Vd — смещенный (стреловидный) объем
Vc — зазорный объем

объемный КПД η v [-] определяется как отношение между фактическим (измеренным) объемом всасываемого воздуха V a 3 ] , всасываемого в цилиндр / двигатель, и теоретическим объемом двигатель / цилиндр V d [m 3 ] во время впускного цикла двигателя.

\ [\ eta_v = \ frac {V_a} {V_d} \ tag {3} \]

Объемный КПД можно рассматривать также как КПД двигателя внутреннего сгорания по заполнению цилиндров всасываемым воздухом. Чем выше объемный КПД, тем больше объем всасываемого воздуха в двигатель.

В двигателях с непрямым впрыском топлива (в основном бензиновых) всасываемый воздух смешивается с топливом. Поскольку количество топлива относительно невелико (соотношение 1: 14,7) по сравнению с количеством воздуха, мы можем пренебречь массой топлива для расчета объемного КПД.

Фактический объем всасываемого воздуха можно рассчитать как функцию массы воздуха м a [кг] и плотности воздуха ρ a [кг / м 3 ] :

\ [V_a = \ frac {m_a } {\ rho_a} \ tag {4} \]

Замена (4) в (3) дает объемный КПД, равный:

\ [\ eta_v = \ frac {m_a} {\ rho_a \ cdot V_d} \ tag {5 } \]

Обычно на динамометрическом стенде двигателя массовый расход всасываемого воздуха измеряется [кг / с] вместо массы воздуха [кг] .Следовательно, нам нужно использовать массовый расход воздуха для расчета объемного КПД.

\ [\ dot {m} _a = \ frac {m_a \ cdot N_e} {n_r} \ tag {6} \]

где:

N e [rot / s] — частота вращения двигателя
n r [-] — количество оборотов коленчатого вала за полный цикл двигателя (для 4-тактного двигателя n r = 2 )

Из уравнения (6) мы можем записать массу всасываемого воздуха как:

\ [m_a = \ frac {\ dot {m} _a \ cdot n_r} {N_e} \ tag {7} \]

Замена (7) в (5) дает объемный КПД, равный:

\ [\ bbox [# FFFF9D] {\ eta_v = \ frac {\ dot {m} _a \ cdot n_r} {\ rho_a \ cdot V_d \ cdot N_e}} \ tag {8} \]

Объемный КПД максимален 1.00 (или 100%). При этом значении двигатель способен всасывать весь теоретический объем воздуха, доступного в двигатель. Есть особые случаи, когда двигатель специально разработан для одной рабочей точки, для которой объемный КПД может быть немного выше 100%.

Если давление всасываемого воздуха p a [Па] и температура T a [K] измеряются во впускном коллекторе, плотность всасываемого воздуха может быть рассчитана как:

\ [\ rho_a = \ frac {p_a} {R_a \ cdot T_a} \ tag {9} \]

где:

ρ a [кг / м 3 ] — плотность всасываемого воздуха
p a [Па] — давление всасываемого воздуха
T a [K] — температура всасываемого воздуха
R a [Дж / кгK] — газовая постоянная для сухого воздуха (равна 286.{-3} \ cdot \ frac {1000} {60}} = 0.70

= 70.91 \ text {%} \]

Объем двигателя был преобразован с л на м 3 , а частота вращения двигателя — с об / мин. От до об / с .

Изображение: Функция объемного КПД давления всасываемого воздуха и частоты вращения двигателя

Объемный КПД двигателя внутреннего сгорания зависит от нескольких факторов, таких как:

  • геометрия впускного коллектора
  • давление всасываемого воздуха
  • всасываемый воздух температура
  • массовый расход всасываемого воздуха (который зависит от частоты вращения двигателя)

Обычно двигатели проектируются так, чтобы иметь максимальный объемный КПД при средних / высоких оборотах двигателя и нагрузке.

Вы также можете проверить свои результаты, используя калькулятор ниже.

Калькулятор объемного КПД

По любым вопросам или наблюдениям относительно этого руководства, пожалуйста, используйте форму комментариев ниже.

Не забывайте ставить лайки, делиться и подписываться!

Отклонение кривой объема цилиндра двигателя внутреннего сгорания на JSTOR

Абстрактный

Анализ тепловыделения — это широко используемый метод оценки сгорания в цилиндрах при разработке двигателя, основанный на давлении в цилиндрах, и он также исследуется как средство управления сгоранием двигателя.Было показано, что анализ тепловыделения чувствителен к ошибкам в расчетном объеме цилиндра, но, несмотря на это, одним из наиболее распространенных предположений является то, что объем цилиндра является номинальным и может быть рассчитан исключительно на основе геометрических соотношений между размерами компонентов двигателя. Во время работы двигателя компоненты, окружающие камеру сгорания, подвергаются тепловым силам, силам давления и массовым силам от компонентов, совершающих возвратно-поступательное движение. Из-за этих сил компоненты будут деформироваться, и объем камеры сгорания будет отклоняться от идеального.На объем также будут влиять производственные допуски двигателя. В этой статье исследуется обоснованность предположения о номинальном объеме цилиндра в контексте двигателя большой мощности и рассматривается влияние производственных изменений, статической деформации гильзы цилиндра и динамической деформации цилиндра и кривошипно-шатунного механизма. Подробная модель завода использовалась, чтобы показать, что было значительное отклонение от номинального объема цилиндра. В области угла поворота коленчатого вала около верхней мертвой точки объем цилиндра может отклоняться на 6% из-за статического искажения и динамической деформации.Было обнаружено, что производственные допуски дают дополнительное отклонение ± 2%. На основе исследования модели предприятия был разработан виртуальный датчик (VS), позволяющий лучше оценивать объем цилиндра. Сложность VS была ограничена, чтобы можно было использовать VS во встроенной системе. VS уменьшил погрешность объема цилиндра со статической деформации и динамической деформации до менее 0,4%. Поскольку VS не учитывает влияние изменений производительности, эти изменения будут определять точность VS.

Информация о журнале

Международный журнал двигателей внутреннего сгорания (SAE International Journal of Engines) — это научный рецензируемый исследовательский журнал, посвященный науке и технике по двигателям внутреннего сгорания. Журнал освещает инновационные и архивные технические отчеты по всем аспектам разработки двигателей внутреннего сгорания, включая исследования, проектирование, анализ, контроль и выбросы. Стремясь стать всемирно признанным исчерпывающим источником для исследователей и инженеров в области исследований и разработок двигателей, журнал публикует только те технические отчеты, которые считаются имеющими значительное и долгосрочное влияние на разработку и конструкцию двигателей

Информация об издателе

SAE International — это глобальная ассоциация, объединяющая более 128 000 инженеров и технических экспертов в аэрокосмической, автомобильной и коммерческой промышленности.Основные направления деятельности SAE International — обучение на протяжении всей жизни и разработка добровольных согласованных стандартов. Благотворительным подразделением SAE International является SAE Foundation, который поддерживает множество программ, в том числе A World In Motion® и Collegiate Design Series.

Цикл Отто

— обзор

13.18 Цикл Отто

Циклы внешнего сгорания газа Стерлинга и Эрикссона были первоначально разработаны для борьбы с опасными котлами высокого давления первых паровых двигателей.Двигатель внутреннего сгорания Ленуара был проще, меньше по размеру и использовал более удобное топливо, чем любой из этих двигателей, но имел очень низкий тепловой КПД. Брайтону удалось повысить тепловой КПД двигателя внутреннего сгорания, обеспечив процесс сжатия перед сгоранием с использованием двухпоршневой техники Стирлинга и Эрикссона с отдельной камерой сгорания. Но конечной целью разработки коммерческих двигателей внутреннего сгорания было объединить все основные процессы впуска, сжатия, сгорания, расширения (мощности) и выпуска в одном поршневом цилиндре.Это было окончательно достигнуто в 1876 году немецким инженером Николаусом Августом Отто (1832–1891). Основные элементы модели ASC цикла Отто показаны на рисунке 13.48. Он состоит из двух изохорных процессов и двух изоэнтропических процессов.

Рисунок 13.48. Стандартный цикл воздуха Отто.

После нескольких лет экспериментов Отто наконец построил успешный двигатель внутреннего сгорания, который позволил всем основным процессам протекать в пределах одного поршневого цилиндра.Термодинамический цикл двигателя Отто требовал четырех тактов поршня и двух оборотов коленчатого вала, но он работал плавно, был относительно тихим и очень надежным и эффективным. Двигатель Отто имел немедленный успех, и к 1886 году было продано более 30 000 экземпляров. Они стали первым серьезным конкурентом паровой машины на рынке двигателей малого и среднего размера.

Первоначально двигатель Отто использовал осветительный газ (метан) в качестве топлива, но к 1885 году многие двигатели цикла Отто уже были преобразованы в двигатели, работающие на жидких углеводородах (бензине).Разработка гениального карбюратора с плавающей подачей для испарения жидкого топлива в 1892 году немцем Вильгельмом Майбахом (1847–1929) ознаменовала начало автомобильной эры. Немецкому инженеру Карлу Фридриху Бенцу (1844–1929) обычно приписывают создание первого практичного автомобиля с использованием низкоскоростного двигателя цикла Отто, работающего на жидком углеводородном топливе, в 1885 году. Он использовал тепло выхлопных газов двигателя для испарения топлива до того, как оно испарилось. подается в двигатель.

Кто изобрел цикл «Отто»?

Николаус Отто не знал, что четырехтактный двигатель внутреннего сгорания был запатентован в 1860-х годах французским инженером Альфонсом Эженом Бо де Роша (1815–1893).Однако Рошас на самом деле не строил и не тестировал запатентованный двигатель. Поскольку Отто был первым, кто фактически сконструировал и эксплуатировал двигатель, цикл назван в его честь, а не в честь Роша.

В 1878 году шотландский инженер Дугальд Клерк (1854–1932) разработал двухтактную версию цикла Отто, производящую один оборот коленчатого вала за термодинамический цикл (это было похоже на двигатель Ленуара, но с предварительным сжатием). В 1891 году Клерк разработал концепцию наддува двигателя внутреннего сгорания.Это увеличило тепловой КПД двигателя за счет дальнейшего сжатия индукционного заряда перед зажиганием.

Хотя двухтактный двигатель Клерка по своей природе был менее экономичен, чем четырехтактный двигатель Отто, он давал более равномерную выходную мощность (что важно только для одно- или двухцилиндровых двигателей) и имел почти вдвое большую мощность по сравнению с массой. передаточное отношение двигателя Отто. Двухтактный двигатель с циклом Отто (он никогда не стал известен как цикл Клерка) стал успешным в качестве небольшого и легкого двигателя для лодок, газонокосилок, пил и т. Д.

Тепловой КПД цикла Отто определяется как

(ηT) Otto = (W˙out) netQ˙H = Q˙H− | Q˙L | Q˙H = 1− | Q˙L | Q˙ H

, где из рисунка 13.48 | Q˙L | = m˙ (u2s − u3) и Q˙H = m˙ (u1 − u4s).

Тогда тепловой КПД Otto hot ASC составляет

(ηT) Ottohot ASC = 1 − u2s − u3u1 − u4s

Для Otto hot ASC , таблица C.16a или C.16b в термодинамических таблицах для сопровождения современной инженерной термодинамики используются для определения значений удельной внутренней энергии.Поскольку процессы с 1 по 2 с и с 3 по 4 с являются изоэнтропическими, мы используем столбцы v r в этих таблицах, чтобы найти

v3v4s = vr3vr4 = v2sv1 = vr2vr1 = CR

, где CR = v3 / v4s — степень изоэнтропического сжатия. Если температура и давление на входе ( T 3 и p 3 ) известны, мы можем найти u 3 и v r 3 из таблицы.Затем, если мы знаем степень сжатия (CR), мы можем найти

vr4 = vr3CR и vr2 = vr1 × CR

Теперь мы можем найти u 4 s и T 4 s из таблиц. Однако, чтобы найти u 1 , T 1 , u 2s и T 2s , нам необходимо знать больше информации о системе. Следовательно, теплота сгорания ( Q H / м = Q˙H / m˙), максимальное давление ( p 1 ) или максимальная температура ( T 1 ) в цикле обычно дается полный анализ.

Для Otto холодный ASC ,

| Q˙L | = m˙ (u2s − u3) = m˙cv (T2s − T3) и Q˙H = m˙ (u1 − u4s) = m˙cv (T1 − T4s).

Тогда

(ηT) Ottocold ASC = 1 − T2s − T3T1 − T4s = 1− (T3T4s) (T2s / T3−1T1 / T4s − 1)

Процесс с 1 по 2 с и процесс 3 по 4 s изоэнтропичны, поэтому

T1 / T2s = T4s / T3 = (v1 / v2s) 1 − k = (v4s / v3) 1 − k = (p1 / p2s) (k − 1) / k = ( p4s / p3) (k − 1) / k

Так как T1 / T4s = T2s / T3,

(13.30) (ηT) Ottocold ASC = 1 − T3 / T4s = 1 − PR (1 − k) / k = 1 − CR1 − k

, где CR = v3 / v4s — степень изоэнтропического сжатия, а PR = p4s / p3 — степень изоэнтропического давления.

Поскольку T3 = TL, но T4s T 1 и T 3 ). Поскольку цикл Отто требует процесса сгорания с постоянным объемом, его можно эффективно проводить только в пределах поршневого цилиндра или другого устройства с фиксированным объемом с помощью почти мгновенного процесса быстрого сгорания.

Пример 13.14

Изэнтропическая степень сжатия новой бензинового двигателя с циклом Отто газонокосилки составляет 8.От 00 до 1, а температура входящего воздуха составляет T 3 = 70,0 ° F при давлении p 3 = 14,7 фунт / кв. Определить

а.

Температура воздуха в конце такта изоэнтропического сжатия T 4 с .

б.

Давление в конце такта изоэнтропического сжатия перед воспламенением p 4 s .

г.

Тепловой КПД двигателя Otto cold ASC.

Решение
a.

Изэнтропическая степень сжатия для двигателя с циклом Отто определяется как

CR = v3v4s = (T3T4s) 11 − k

, откуда мы получаем

T4s = T3CR1 − k = T3 × CRk − 1 = (70,0 + 459,67 R ) (8.00) 0.40 = 1220 R

б.

Для цикла Отто изоэнтропическое давление и степени сжатия связаны соотношением PR = CR k , где PR = p4s / p3 и CR = v 3 / v 4 s .Тогда

p4s = p3CRk = (14,7 фунтов на кв. Дюйм) (8,00) 1,40 = 270. psia

c.

Уравнение (13.30) дает тепловой КПД холодного ASC Отто как

(ηT) Ottocold ASC = 1 − T3T4s = 1 − PR1 − kk = 1 − CR1 − k = 1− (8,00) 1−1,40 = 0,565 = 56,5%

Упражнения
40.

Если газонокосилку в Примере 13.14 оставить на улице в холодный день, когда T 3 понижается с 70,0 ° F до 30,0 ° F, определите новую температура в конце такта изоэнтропического сжатия.Предположим, что все остальные переменные не изменились. Ответ : T 4 s = 1130 R.

41.

Если зазор на газонокосилке в Примере 13.14 уменьшен так, что степень сжатия увеличится с 8,00 до 8,50 до 1, определите новое давление в конце такта изоэнтропического сжатия. Предположим, что все остальные переменные не изменились. Ответ : p 4 s = 294.1 фунт / кв. Дюйм.

42.

Если максимальная температура в цикле ( T 4 с ) составляет 2400 R, определите тепловой КПД цикла Отто hot ASC этого двигателя. Предположим, что все остальные переменные не изменились. Ответ : ( η T ) Отто горячий ASC = 52,8%.

Фактическая диаграмма «давление-объем» для двигателя, работающего в газовом или паросиловом цикле, называется индикаторной диаграммой , 10 , а замкнутая площадь равна чистой реверсивной работе, производимой внутри двигателя. среднее эффективное давление (МПа) поршневого двигателя — это среднее эффективное давление , действующее на поршень во время его перемещения. указывает (или обратимый) рабочий выход (WI) из поршня — это чистая положительная площадь, ограниченная индикаторной диаграммой, как показано на рисунке 13.49, и равна произведению mep и смещения поршня, V̶2− V̶1 = π4 (Диаметр отверстия) 2 (Ход), или

(13,31) (WI) вых = mep (V̶2 − V̶1)

Рисунок 13.49. Соотношение среднего эффективного давления (mep) и индикаторной диаграммы.

указывает выходную мощность (Вт˙I) — это чистая (реверсивная) мощность, развиваемая внутри всех камер сгорания двигателя, содержащего n цилиндров, и составляет

(13,32) (Вт˙I) вне = mep (n) (V̶2 − V̶1) (N / C)

, где N — частота вращения двигателя, а C — количество оборотов коленчатого вала за рабочий такт ( C = 1 для двух -тактный цикл и C = 2 для четырехтактного цикла).Фактическая выходная мощность двигателя , измеренная динамометром, называется выходной мощностью тормоза (Вт˙Б), а разница между указанной мощностью и мощностью торможения известна как мощность трения (т. Е. Мощность рассеивается на внутреннем трении двигателя) W˙F, или

(W˙I) out = (W˙B) out + W˙F

, следовательно, механический КПД двигателя η м просто равен ( см. таблицу 13.2)

(13,33) ηm = W˙actualW˙reversible = (W˙B) out (W˙I) out = 1 − W˙F (W˙I) out

Из уравнения.(13.31) можно записать

mep = (WI) out / (V̶2 − V̶1) = ((WI) out / ma) / v2 − v1 = [(W˙I) out / m˙a] / (v2 −v1)

, где m a и m˙a — масса воздуха в цилиндре и массовый расход воздуха в цилиндре, соответственно. ASC (т.е. реверсивный или указанный, см. Таблицу 13.2) тепловой КПД любого двигателя внутреннего или внешнего сгорания теперь можно записать как

(ηT) ASC = (W˙out) reversibleQ˙in = (W˙1) outQ˙fuel = (W˙1) out / m˙aQ˙fuel / m˙a

, где Q˙in = Q˙fuel — теплотворная способность топлива.Объединение этих уравнений дает

mep = (ηT) ASC (Q˙fuel / m˙a) v2 − v1 = (ηT) ASC (Q˙fuel / m˙fuel) (A / F) (v2 − v1)

где A / F = m˙a / m˙fuel — соотношение воздух-топливо в двигателе. Теперь

v2 − v1 = v1 (v2 / v1−1) = RT1 (CR − 1) / p1

, поэтому уравнение. (13.32) становится

(13.34) (W˙1) out = (ηT) ASC (Q˙ / m˙) топливо (DNp1 / C) (A / F) (RT1) (CR − 1)

где D = n (V̶2 − V̶1) = π4 (Диаметр цилиндра) 2 × (Ход) × (Количество цилиндров) — общий рабочий объем поршня двигателя. Уравнение (13.34) позволяет нам определить выходную мощность идеального двигателя внутреннего сгорания без трения, и, когда доступны фактические данные динамометрических испытаний, уравнение.(13.33) позволяет определить механический КПД двигателя.

Пример 13.15

Шестицилиндровый четырехтактный двигатель внутреннего сгорания с циклом Отто имеет полный рабочий объем 260, 3 и степень сжатия от 9,00 до 1. Он работает на бензине с удельной теплотворной способностью 20,0 × 10 3 Btu / lbm, и это топливо, впрыскиваемое с массовым соотношением воздух-топливо от 16,0 до 1. Во время динамометрического испытания давление и температура на впуске оказались равными 8,00 psia и 60.0 ° F, в то время как двигатель выдавал 85,0 л.с. на торможении при 4000 об / мин. Для холодного ASC Отто с k = 1,40 определите

a.

Холодный ASC тепловой КПД двигателя.

б.

Максимальное давление и температура цикла.

г.

Указанная выходная мощность двигателя.

г.

КПД двигателя механический.

д.

Фактический тепловой КПД двигателя.

Решение
a.

Из уравнения. (13.30), используя k = 1,40 для холодного ASC,

(ηT) Ottocold ASC = 1 − CR1 − k = 1−9,00−0,40 = 0,585 = 58,5%

b.

Из рисунка 13.48 a ,

Q˙H = Q˙fuel = (m˙cv) a (T1 − T4s) = m˙fuel (A / F) (cv) a (T1 − T4s)

и

T1 = Tmax = T4s + (Q˙ / m˙) топливо (A / F) масса (cv) a

Поскольку процесс с 3 по 4 с является изоэнтропическим, уравнение. (7.38) дает

T4s = T3CRk − 1 = (60,0 + 459.67) (9,00) 0,40 = 1250 R

Тогда

Tmax = 20,0 × 103 Btu / lbm топлива (16,0 lbm air / lbm fuel) [0,172 Btu / (lbm air · R)] + 1250 R = 8520 R

Поскольку процесс 4 с до 1 является изохорическим, уравнение состояния идеального газа дает

pmax = p1 = p4s (T1 / T4s)

и, поскольку процесс 3–4 с является изоэнтропическим,

T4s / T3 (p4s / p3) (k − 1) / k

или

p4s = p3 (T4s / T3) k / (k − 1) = (8,00 psia) (1250 R520 R) 1,40 / 0,40 = 172 psia

, тогда

pmax = (172 фунтов на кв. дюйм) [(8520 R) / 1250 R] = 1170 фунтов на квадратный дюйм

c.

Уравнение (13.34) дает указанную мощность как

| W˙I | out = (0,585) (20,0 × 103 БТЕ / фунт) (260 дюймов3 / об) (4000 об / мин) (1170 фунт-сила / дюйм2) / 2 (16,0) [0,0685 БТЕ / (фунт · м · R)] (8520 R) (9,00–1) (12 дюймов / фут) (60 с / мин) = (132,00 ft⋅lbf / s) (1 л.с. 550 фут · фунт-сила / с) = 241 л.с.

d.

Уравнение (13.33) дает механический КПД двигателя как

ηm = (W˙B) out (W˙I) out = 85,0 л.с. 241 л.с. = 0,353 = 35,3%

e.

Наконец, фактический тепловой КПД двигателя может быть определен по формулам.(7.5) и (13.33) как

(ηT) Ottoactual = (W˙B) outQ˙fuel = (ηm) (W˙I) outQ˙fuel = (ηm) (ηT) Ottocold ASC = (0,353) (0,585 ) = 0,207 = 20,7%

Упражнения
43.

Если у двигателя с циклом Отто, описанного в примере 13.15, степень сжатия увеличится до 10,0: 1, какова будет его новая тепловая эффективность холодного ASC? Предположим, что все остальные переменные остаются неизменными. Ответ : ( η T ) Отто холодный ASC = 60.2%.

44.

Найдите p max и T max для двигателя с циклом Отто, обсуждаемого в примере 13.15, когда степень сжатия уменьшена с 9,00 до 8,00 до 1. Предположим, что все остальные переменные остаются неизменными. . Ответ : p max = 1040 psia и T max = 8460 R.

45.

Определите указанную в примере 13.15 мощность в лошадиных силах, если рабочий объем двигателя увеличился с 260.в 3 до 300. в 3 . Предположим, что все остальные переменные остаются неизменными. Ответ : (W˙I) из = 280.х.

46.

Определите механический КПД двигателя цикла Отто в Примере 13.15, если фактическая тормозная мощность составляет 88,0 л.с. вместо 85,0 л.с. Предположим, что все остальные переменные остаются неизменными. Ответ : η м = 36,3%.

Предыдущий пример показывает, что анализ холодного ASC Отто обычно предсказывает термический КПД, который намного превышает фактический тепловой КПД.Типичные двигатели с циклом Отто IC имеют фактический рабочий тепловой КПД в диапазоне 15-25%. Большая разница между тепловым КПД холодного АСК (который содержит по крайней мере один изоэнтропический процесс) и фактическим тепловым КПД обусловлена ​​влиянием второго закона термодинамики из-за большого количества тепловых и механических необратимостей, присущих этому типу поршневого поршня. -цилиндровый двигатель. Для повышения фактического теплового КПД необходимо уменьшить тепловые потери при сгорании и количество движущихся частей в двигателе.

Какой двигатель внутреннего сгорания самый маленький?

Модель авиадвигателя Cox Tee Dee .010 (рис. 13.50) имеет самый маленький двигатель внутреннего сгорания, когда-либо производившийся в производстве. Этот удивительный маленький двигатель весит чуть меньше унции и работает со скоростью 30 000 об / мин. Топливо представляет собой 10–20% касторового масла плюс 20–30% нитрометана, смешанного с метанолом. С отверстием 0,237 дюйма (6,02 мм) и ходом 0,226 дюйма (5,74 мм) он имеет выходную мощность около 5 Вт.

Рисунок 13.50. Двигатель Cox Tee.

9780262700276: Двигатель внутреннего сгорания в теории и на практике: Вып. 2 — 2-е издание, переработанное: горение, топливо, материалы, дизайн — AbeBooks

Это пересмотренное издание классической работы Тейлора о двигателе внутреннего сгорания включает изменения и дополнения в конструкции двигателя и управлении, которые были вызваны мировым нефтяным кризисом, последующим акцентом на экономии топлива и законодательными ограничениями по загрязнению воздуха.Однако основы и тематическая организация остались прежними. Были сохранены аналитическая, а не просто описательная обработка реальных циклов двигателя, исчерпывающие исследования производительности по воздуху, теплового потока, трения и влияния размера цилиндра, а также упор на применение. Это основные качества, которые сделали работу Тейлора незаменимой для более чем одного поколения инженеров и проектировщиков двигателей внутреннего сгорания, а также для преподавателей и аспирантов в области энергетики, техники внутреннего сгорания и общего проектирования машин.

«синопсис» может принадлежать другой редакции этого названия.

Об авторе :

Покойный Чарльз Фейет Тейлор был почетным профессором автомобильной инженерии Массачусетского технологического института.Он руководил автомобильной лабораторией Sloan в Массачусетском технологическом институте с 1926 по 1960 год

.

«Об этом заголовке» может принадлежать другой редакции этого заголовка.

Изучение модели, близкой к реальному циклу двигателей внутреннего сгорания

Изучение модели, близкой к фактическому циклу двигателей внутреннего сгорания

Международный журнал научных и технических исследований, том 5, выпуск 5, май 2014 г. 1373

ISSN 2229- 5518

Изучение модели, близкой к реальному циклу

двигателей внутреннего сгорания M.Hamdy.A1, OME Абдель-Хафез, Хани А. Мохамед и AM Nassib Кафедра машиностроения, Инженерный факультет, Университет Асуит

1 [email protected]

Аннотация — Использование имитационных моделей для циклов двигателя внутреннего сгорания является заметным метод прогнозирования производительности двигателей для экономии времени и усилий. В данной работе учтены соотношение топлива и газа и переменная удельная теплоемкость газа. Необратимость, возникающая в результате неизэнтропических процессов сжатия и расширения, а также потери тепла через стенку цилиндра, также учитываются в настоящей модели.Метод конечных разностей применяется для оценки состояний посредством процесса подвода тепла и тактов сжатия и расширения. Компьютерная программа, разработанная для модели, включает в себя все вышеперечисленные условия и параметры цикла. Экспериментальные испытания были проведены на одноцилиндровом дизельном двигателе с постоянной частотой вращения для проверки полученных результатов с использованием данной модели. Полученные результаты хорошо согласуются с соответствующими данными экспериментальных испытаний. Другие сравнения выполняются с соответствующими результатами результатов реальной модели двигателя, опубликованными для бензиновых и дизельных двигателей.Полученные результаты модели хорошо согласуются с соответствующими данными исследований. Изучается влияние параметров цикла (температура воздуха на входе, давление воздуха на входе, соотношение воздух-топливо, степень сжатия, а также КПД сжатия и расширения) на выходную мощность и тепловой КПД. Показано, что мощность и термический КПД возрастают с увеличением эффективности сжатия и расширения, давления воздуха на входе и степени сжатия. Для цикла бензинового двигателя оптимальное значение степени сжатия составляет около 10, чтобы исключить детонацию, а для дизельного двигателя оптимальное значение составляет около 20.При увеличении воздушно-топливной смеси выходная мощность затем уменьшается, а тепловой КПД увеличивается, поэтому оптимальное значение воздушно-топливной смеси для цикла бензинового двигателя составляет около 13, а для дизельного топлива — около 15. При увеличении температуры воздуха на входе выходная мощность и термический КПД снижается. Удельный расход топлива уменьшается с увеличением мощности для двух циклов. Преимущество исследования заключается в том, что оптимальные параметры для работы предсказываются моделью. Полученные результаты будут более реалистичными и будут реализованы при оценке эффективности двигателя внутреннего сгорания.

Ключевые слова: Отто, Дизель, Двойной, Необратимый, Горение, Производительность, теплопередача

1 ВВЕДЕНИЕ

——————————  ——————————
Большинство исследований Двигатели внутреннего сгорания используют стандартную модель энергетического цикла для проведения термодинамического анализа. Такие модели используются для того, чтобы показать влияние различных параметров и условий двигателя на производительность. Этот тип анализа обеспечивает чрезвычайно подробные прогнозы производительности тепловых двигателей.Чтобы обеспечить более разумную оценку потенциала производительности реального цикла, следует принять во внимание основные необратимые факторы и тепловые потери, которые должны быть больше

—————————————————

M. Hamdy.A в настоящее время изучает магистерскую программу в области машиностроения в Университете Асуит, Египет.

Эл. Почта: [email protected]

О. М. Э. Абдель-Хафез, профессор машиностроения

, Университет Асуит, Египет.E-mail: [email protected]

Х. А. Мохамед, профессор машиностроения, Университет Assuit

, Египет. E-mail: [email protected]

• А. М. Насиб, доцент кафедры машиностроения

, Университет Асуит, Египет. E-mail: [email protected]

близко к практике. Потери теплообмена через стенку цилиндра учитывались в [1]. Также было изучено влияние потерь тепла и эффективности сжатия и расширения на производительность [2-4].Zhao et al. [5] изучали влияние множественных необратимостей, в основном возникающих в результате адиабатических процессов, процессов с конечным временем и потерь тепла через стенку цилиндра на выполнение цикла. В исследованиях стандартных энергетических циклов [1-4] рабочим телом считался только воздух. В [1-3] в качестве рабочего тела принимался воздух как идеальный газ с постоянной удельной теплоемкостью. Многие исследователи изучали характеристики стандартных энергетических циклов с воздухом, принимая переменную удельную теплоемкость как [4, 6, 7].Влияние эффективности сжатия и расширения, переменной теплоемкости, теплопотерь и других параметров на производительность цикла изучается в [8]. Модель необратимого двойного цикла, более приближенная к практике, установлена ​​в [9]. В модели необратимого цикла Отто нелинейная зависимость между удельной теплотой рабочей жидкости
и ее температурой, потери на трение рассчитываются согласно

IJSER © 2014 http: //www.ijser.org

International Journal of Scientific & Engineering Research, Volume 5, Issue 5, May-2014 1374

ISSN 2229-5518

Производитель Топливо Количество цилиндров Объем двигателя [см 3 ] Диаметр цилиндра [мм] Ход149 [мм]
3 ζ [-]
ε [-]
Fiat Бензин 2 875 80.5 86 0,94 10: 1
Renault Бензин 3 898 72,2 73,1 0,99 9014 9014 9014 9014 9014 9014 9014 9014 9014 3 1422 79,5 95,5 0,83 19,5: 1
Renault Бензин 4 1149 69 76.8 0,9 9,8: 1
Mazda Бензин 4 1496 74,5 85,8 0,87 14: 1 79,5 80,5 0,99 16,5: 1
Renault Дизель 4 1598 80 79,5 1.01 15,4: 1
Honda Бензин 4 2157 87 90,7 0,96 11,1: 1
94 0,91 14: 1
Porsche Бензин 6 2893 89 77,5 1,15 11.5: 1
BMW Дизель 6 2993 84 90 0,93 16,5: 1
Ford 0,99 11: 1
VW Дизель 10 4921 81 95,5 0,85 18: 1

НОМЕНКЛАТУРА

Буквенные символы

на конце Моль газа процесса

b Моли газа в начале процесса

C v Удельная теплоемкость при постоянном объеме (Дж / кмоль.K)

E (T) Внутренняя энергия (Дж / кмоль)

∆h Энтальпия (Дж / кмоль)

M Число молей смеси

nRl R Число молей образца l

P Давление (Па)

PR м R Среднее эффективное давление (Па) P΄ Безразмерная выходная мощность, полученная QR R Фактическое выделение тепла (Дж)

∆𝑄𝑐𝑜𝑚𝑏𝑢𝑠𝑡𝑖𝑜𝑛 Общее количество тепла, выделяемого при сгорании (Дж)

QR vs R Теплота реакции (Дж / кмоль)

R Общие газовая постоянная (Дж / кмоль.K)

r Радиус кривошипа (м) T Температура (K)

TRo R Средняя температура стенки цилиндра (K) V Ходовой объем (м3)

Rs R

Вт Выполненная работа (Дж / кмоль)

X Атомы углерода в топливе

XB Сгоревшая массовая доля

Y Атомы водорода в топливе

z Количество молей топлива

Буквенные символы

a Моли газа в конце процесса

b Молей газа в начале процесса

C v Удельная теплоемкость при постоянном объеме (Дж / кмоль.K)

E (T) Внутренняя энергия (Дж / кмоль)

∆h Энтальпия (Дж / кмоль)

M Число молей смеси

nRl R Число молей образца l

P Давление (Па)

PR м R Среднее эффективное давление (Па) P΄ Безразмерная выходная мощность, полученная QR R Фактическое выделение тепла (Дж)

∆𝑄𝑐𝑜𝑚𝑏𝑢𝑠𝑡𝑖𝑜𝑛 Общее количество тепла, выделяемого при сгорании (Дж)

QR vs R Теплота реакции (Дж / кмоль)

R Общие газовая постоянная (Дж / кмоль.K)

r Радиус кривошипа (м) T Температура (K)

TRo R Средняя температура стенки цилиндра (K) V Ходовой объем (м3)

Rs R

Вт Выполненная работа (Дж / кмоль)

X Атомы углерода в топливе

Греческие символы

β Константа, связанная с теплопередачей (Дж / К)

ηRcomp R Эффективность сжатия (%) ηRexp RE Эффективность расширения (%) ηRth RT Тепловая эффективность (%)

Ѳ Угол поворота коленчатого вала

Буквенные символы

a Моль газа в конце процесса

b Моль газа в начале процесса

C v Удельная теплоемкость при постоянном объеме (Дж / кмоль.K)

E (T) Внутренняя энергия (Дж / кмоль)

∆h Энтальпия (Дж / кмоль)

M Число молей смеси

nRl R Число молей образца l

P Давление (Па)

PR м R Среднее эффективное давление (Па) P΄ Безразмерная выходная мощность, полученная QR R Фактическое выделение тепла (Дж)

∆𝑄𝑐𝑜𝑚𝑏𝑢𝑠𝑡𝑖𝑜𝑛 Общее количество тепла, выделяемого при сгорании (Дж)

QR vs R Теплота реакции (Дж / кмоль)

R Общие газовая постоянная (Дж / кмоль.K)

r Радиус кривошипа (м) T Температура (K)

TRo R Средняя температура стенки цилиндра (K) V Ходовой объем (м3)

Rs R

Вт Выполненная работа (Дж / кмоль)

X Атомы углерода в топливе

Сокращения

(A / F) Фактическое соотношение воздух-топливо

(A / F) Rst RСтоихиометрическое соотношение воздух-топливо

B.DC Нижняя мертвая точка

DSFC Безразмерный удельный расход топлива

Об / мин Оборотов в минуту

ВМТ Верхняя мертвая точка

средняя скорость поршня, внутренняя необратимость
, описанная с использованием коэффициентов сжатия и расширения и тепла потери при передаче описаны в [10]. Реальная смесь воздуха и топлива будет более реалистичной.
В настоящем исследовании учитываются эффекты необратимости, возникающие в результате эффективности сжатия и расширения, а также потери тепла через стенки цилиндров.Также в настоящем исследовании рассматриваются смеси воздуха и топлива с переменной удельной теплоемкостью. Для оценки рабочих параметров применяется метод конечных разностей. Компьютерная программа предназначена для изучения влияния различных параметров на рабочие характеристики двигателей внутреннего сгорания в различных условиях эксплуатации. Результаты подтверждены экспериментальной работой и опубликованными результатами.

2 АНАЛИЗ

Реальные модели двигателей внутреннего сгорания используются для выполнения термодинамического анализа двигателей внутреннего сгорания, как показано на рис.1. Цикл двигателя внутреннего сгорания можно условно разделить на три процесса. Первый — это процесс сжатия (1-2), когда поршень перемещается из нижней мертвой точки, B.D.C, в начало процесса сгорания, реализует такт сжатия. Второй процесс, при котором происходит горение, эквивалентен добавлению тепла в тепловых двигателях
после того, как начальная точка горения (точка
2), проходящая через верхнюю мертвую точку, НМТ, достигает конечной точки точки горения (3). .Тогда расширение (3-
4) произойдет, когда поршень переместится к B.D.C,
, производя процесс такта расширения. Последним процессом является такт выпуска, который эквивалентен отводу тепла
в тепловом двигателе.

IJSER © 2014 http://www.ijser.org

Международный журнал научных и инженерных исследований, том 5, выпуск 5, май 2014 г. 1375

ISSN 2229-5518

Qcombustion — iWi + 1 = E (T i + 1) — E (Ti) + iQi + 1 (1)

3 Где i Qi + 1, i Wi + 1, E (T) и Qcombustion — тепло

3 потери при передаче, выполненная работа, внутренняя энергия и теплота реакции

2 соответственно.

2

Учитывая, что чистый воздух сжимается от B.D.C до T.D.C

4 4 без сжигания топлива. Уравнение (1) принимает следующий вид:

1

1

объем, В

BDC

Угол поворота коленчатого вала, Ѳ

TDC

-iWi + 1 = E (T i + 1) — E (Ti) + iQi +1 (2)

Рис. 1. Схематическая диаграмма PV и P-Ѳ для внутреннего

Из-за небольшой разницы в P для каждого элемента рабочий срок
можно приблизительно оценить по следующей формуле:

RiRWRi + 1 фактический = (RPR i + RPR i + 1)

(𝑉𝑖 + 1 − 𝑉𝑖)

2𝜂𝑐

R (3)

2.1 Процесс сжатия

Поршень перемещается из нижней мертвой точки, B.D.C,
, в верхнюю мертвую точку, T.D.C, делая такт сжатия. Чтобы вычислить изменения в состояниях давления P и температуры T в ходе такта сжатия, рабочий объем подразделяется на ряд интервалов с каждым углом поворота коленчатого вала, как показано на рис. 2. Меньшее приращение интервала объема дает более точный расчет. Индексы i и i + 1 используются для определения состояний в начале и в конце элемента объема.
Объем цилиндра можно рассчитать для каждого угла поворота коленчатого вала из соотношения [11]

V = VC + AREA * (rcosѲ + l2-r2 sin2 Ѳ) 1/2

Где ηc — эффективность сжатия.
В начале такта сжатия стенка цилиндра

имеет высокую температуру по сравнению с температурой входящего воздуха, затем температура воздуха постепенно повышается до температуры, превышающей температуру стенки перед концом такта сжатия.Таким образом, во время такта сжатия ожидается очень небольшая потеря тепла, и, таким образом, iQi + 1 можно пренебречь.

Рис. 2. P-V схематическая диаграмма такта сжатия.

Где V, VC, l, r, AREA и Ѳ — объем цилиндра и любой угол поворота коленвала, зазор, длина шатуна, радиус кривошипа, площадь цилиндра и угол поворота коленвала.
В начале и в конце каждого интервала применяется первый закон термодинамики.
Тогда уравнение (2) принимает следующий вид:

E (T Ri + 1R) — E (TRiR) + (PRiR + P Ri + 1R)

𝑉𝑖 + 1 − 𝑉𝑖

2𝜂𝑐

= 0 (4)

IJSER © 2014 http: // www.ijser.org

International Journal of Scientific & Engineering Research, Volume 5, Issue 5, May-2014 1376

ISSN 2229-5518

В этом выражении начальные условия в нижнем индексе i,

l = s

j = 7

известно, но P i + 1 и Ti + 1 неизвестны. Тогда, если известно T i + 1, можно вычислить E (T i + 1). Во-первых, применяя уравнение состояния
к состояниям i и i + 1:

E (T) = R � nl [(∑j = 1 Ul, j Tj) — T]

l = 1

(7)

l = s

j = 7

dE (T)

R � Jnl [(∑j = 1 Ul, jTj − 1) −1]

𝑃𝑖 + 1 =

𝑉𝑖

𝑉𝑖 +1

𝑑𝑖 + 1

* 𝑑𝑖

* 𝑃𝑖 (5)

Cv (T) =

dT

l = 1

j = N

�l = 1 nl 9000

(8)

Уравнения (4), (5) не могут быть решены аналитически, поэтому необходимо применять численное решение, и численным методом может быть метод Ньютона-Рафсона, как показано:

(T i + 1 ) n = (T i + 1) n-1 — f (E) n − 1

f ′ (E) n − 1

Где n-1, n — предыдущий след и текущий след
температуры.
Где f (E) из уравнения (4):

+ 1 − 𝑉𝑖

Коэффициенты Ul, J даны Бенсоном и Уайтхосом [12], где nl и N — количество молей газа l и число образцов смеси соответственно.
Тогда Ti + 1 и Pi + 1 вычисляются по уравнениям (4) и
(5) соответственно. Также E (T) и Cv (T) вычисляются из
уравнений (7) и (8) соответственно. Эти вычисления повторяются
до тех пор, пока изменение значений как Ti + 1, так и Pi + 1 не станет слишком малым
.
И предыдущие шаги для всех интервалов применяются к процессу сжатия.

f (E) = E (T i + 1) — E (Ti) + (Pi + P i + 1)

𝑑𝑑 (𝐸)

f ‘(E) =

= 0

2𝜂𝑐𝑜𝑚𝑝

2.2 Процесс горения

𝑑𝑑

f ‘(E 𝑑 𝐸 (𝑑) 𝑖 + 1

Когда начинается зажигание, процесс горения

𝑑𝑑

dE (T) i

, разделенный на количество интервалов угла поворота коленчатого вала в соответствии с
продолжительностью сгорания, начало интервала равно, i,

Поскольку

dT

= 0, рабочий член не очень чувствителен к T i + 1
и конец равен, я + 1.
Как показано ниже в уравнениях (7), (8), что:

dE (T) i + 1

Поскольку объем постоянный, работа не выполняется, dW = 0, первый закон для периода горения принимает следующий вид:

f ‘(E) =

dT

= M * Cv (T) i + 1

Поскольку объем постоянный, работа не выполняется, dW = 0,
Где M — количество молей смесей
Итак,
первый закон для периода горения принимает следующий вид:
(T i + 1) n = (T i + 1) n-1 —

f (E) n − 1

M ∗ Cv (Ti + 1) n − 1

-P (V

i + 1

–Vi) = E (T

i + 1

) -E (Ti) — ∆Q

𝑐𝑜𝑚𝑏𝑢𝑠𝑡𝑖𝑜𝑛

+ ∆Q

𝑙𝑜𝑠𝑠

(9)

Ti + 1 оценивается для первого следа, предполагая изэнтропическое изменение условий состояния на Ti как

Ti + 1 = Ti (

) k − 1 = Ti (

) R / Cvi

(6)
Где ∆Q𝑐𝑜𝑚𝑏𝑢𝑠𝑡𝑖𝑜𝑛 R

и ∆Q𝑙𝑜𝑠𝑠 9000 3

— это теплота сгорания в интервале

Vi + 1

Vi + 1

и потери тепла.
Внутренняя энергия E (T i), E (T i + 1) и удельная теплоемкость Cv (Ti), Cv (T i + 1) рассчитываются на основе состава газа и температур, как в [12].
Последнее уравнение решается методом Ньютона-Рафсона до тех пор, пока оно не будет удовлетворено, как показано:

f (E) n − 1

(T i + 1) n = (T i + 1) n-1 —

f ′ (E) n − 1

IJSER © 2014 http://www.ijser.org

International Journal of Scientific & Engineering Research, Volume 5, Issue 5, May-2014 1377

ISSN 2229-5518

Где n-1, n — предыдущий след и текущий след температуры.
Где f (E) из уравнения (9):
f (E) = E (T i + 1) — E (Ti) — ∆Q горения + ∆Qloss = 0

df (E)

f ‘( E) =

dT

f ‘(E dE (T) i + 1

Таким образом, a1 = XBi * z * x, a2 = XBi * z * (y / 2), a3 = z * (x + y / 4)
* ((A / F) / (A / F) st — XBi), a4 = b4, a5 = 0
Где XB — массовая доля, сжигаемая при каждом угле поворота кривошипа Ѳ, определяемая функцией Вайбе и равная используется для представления массы сгоревшей доли
в зависимости от угла поворота коленчатого вала:

XB = 1-exp [-d (Ѳ − Ѳ𝑜) g + 1]

∆Ѳ

dT

dE (T) i

∆Qloss

Где Ѳ — угол поворота коленчатого вала, Ѳo — начало горения, ∆Ѳ —
общая продолжительность горения, XB изменяется от нуля до 1, d

Так как

dT


= 0,

dT

имеет очень маленькое значение, поэтому им можно пренебречь.
и g — настраиваемые параметры.Изменение d и g значительно изменяет форму кривой
. Фактическая массовая доля сгоревшего
Как показано в уравнениях (7), (8), что: кривые
были подогнаны с d = 5 и g = 2 [11, 13, 14, 15].
f ‘(E) =

dE (T) i + 1

dT

= M * Cv (T) i + 1
Число молей газов Mi и Mi + 1 до и после интервала горения равно определяется по формуле:
Were M — количество молей смесей
So

Mi = ∑l = 5 bl, Mi + 1 = ∑

l = 5

l = 1 R

(T i + 1) n = (T i + 1) n-1 —

f (E)

M ∗ Cv (Ti + 1) n − 1

Чтобы получить тепло, выделяющееся при сгорании при постоянном объеме:
Ti + 1 оценивается для первого следа как:

T i + 1 = T + 1 ∗ z ∗ Qvs

i M ∗ CvTi

∆Qcombustion = ∆ a1 CO2 + ∆ a2 h3 O– ∆b5 C x Hy — ∆
So фактическое количество тепла, полученное в процессе (Qgained), составляет:
(11)
b3O
Теплота сгорания для каждого периода интервала может быть оценена в соответствии с уравнением горения:
∆b5 Cx Hy + ∆ b 3 O2 + ∆ b 4 N2 → ∆ a1 CO2 + ∆a2 H 2 O +
∆Qgained = ∆Qcombustion −∆Qloss
∆Qloss = β (T i + T i + 1 — 2To)
(12)
∆ a4 N2 (10)
Где ∆, bi и ai — разность количества молей этого интервала и предыдущего, количество молей образца в начале интервала и количество молей моль пробы в конце интервала.
В начале интервала горения количество молей b1, b2, b3, b4 и b5 для substa (n13ce) s CO2, h3 O, O2, N2 и CxHy соответственно:
Таким образом, b1 = XBi-1 * z * x, b2 = XBi-1 * z * (y / 2), b3 = z * (x + y / 4)
Где β, T i, T i + 1 и To — постоянные, связанные с теплопередачей, температура на начало интервала горения, температура в конце интервала горения и средняя температура стенки цилиндра соответственно.
А для общих случаев β / CV> 0 [5, 8] и всегда β / CV =
0.1 [5].
И конечное давление может быть получено из этого соотношения [11, 16]:
* ((A / F) / (A / F) st — XBi-1), b4 = 3.76 b3, b5 = (XBi — XBi- 1) * z

dQ dV k

= P

dP 1

+ V

(13)

dt dt k − 1

dt k − 1

В конце горения периода, при температуре T2 числа молей равны a1, a2, a3, a4 и a5 для веществ CO2, h3O, O2, N2 и CxHy соответственно:
и k = 1.4 — 7,18 × 10-5 × T [11]
Тогда Ti + 1 и Pi + 1 вычисляются из уравнений (9) и
(13) соответственно. Также E (T) и Cv (T) рассчитываются из

IJSER © 2014 http://www.ijser.org

International Journal of Scientific & Engineering Research, Volume 5, Issue 5, May-2014 1378

ISSN 2229-5518

уравнения 7 и 8 соответственно. Эти вычисления повторяются

dQ dV k

= P

dP 1

+ V

(16)
до тех пор, пока изменение обоих значений Ti + 1 и Pi + 1 не станет слишком маленьким.dt

dt k − 1

dt k − 1

И предыдущие шаги для всех интервалов продолжительности горения.

2.3 Процесс расширения

And k = 1,4 — 7,18 × 10-5 × T [11]
И dQ = 0 на такте расширения.
Уравнения (14), (15) не могут быть решены аналитически, поэтому необходимо применять численное решение, и численный метод может быть методом Ньютона-Рафсона, как показано.

(T) = (T) — f (E) n − 1

i + 1 n i + 1 n-1 f ′ (E) n − 1


Где n-1, n — предыдущий след и текущий след температуры.
Где f (E) из уравнения (15):
f (E) = E (T i + 1) — E (T i) + dW = 0

Рис. 3. P-V схематическая диаграмма хода расширения.

f ‘(E) =

df (E)

dT

f’ (E) =

dE (T) i + 1

dT


Sinc dE (T) i

dT

= 0, рабочий член не очень чувствителен к T i + 1
Как показано в уравнениях (7), (8), что:
f ‘(E) =

dE (T) i + 1

dT

= M × Cv (T) i + 1
Во время такта расширения состав содержимого цилиндра постоянен, и расчеты такие же, как такт сжатия, но от нижней мертвой точки в конце сгорания, за исключением работы.

𝑃𝑖 + 𝑃𝑖 + 1

Где M — количество молей смесей

(T) = (T) — f (E) n − 1

i + 1 n i + 1 n-1 M × Cv (Ti + 1) n − 1

Ti + 1 оценивается для первого следа, принимая изэнтропическое
изменение условий состояния на Ti как

dW = PdV =

(𝑉𝑖 + 1 — 𝑉𝑖) ∗ 𝜂𝑒 (14)

T = T (Vi

k − 1

Vi R / Cvi

Таким образом, уравнение (2) принимает следующий вид:

i + 1

i)

Vi + 1

= Ti ()

Vi + 1

E (T i + 1) — E (Ti) + dW = 0 (15)
В этом выражении начальные условия под индексом i,
известны, но P i + 1 и T i + 1 неизвестны.Тогда, если известно T i + 1, можно вычислить E (T i + 1).
Давление может быть задано из соотношения [11, 16]
Тогда Ti + 1 и Pi + 1 вычисляются по уравнениям (15) и (16)
соответственно. Также E (T) и Cv (T) вычисляются из уравнений
7 и 8 соответственно. Эти вычисления повторяются до тех пор, пока изменение
как значений Ti + 1, так и Pi + 1 не станет слишком маленьким, и
предыдущих шагов для всех интервалов процесса расширения.

Работа и тепловой КПД цикла:

IJSER © 2014 http: // www.ijser.org

International Journal of Scientific & Engineering Research, Volume 5, Issue 5, May-2014 1379

ISSN 2229-5518

Работа, выполненная в цикле, получается путем суммирования работы
термина для каждого шага сжатия и процессы расширения, и среднее эффективное давление составляет:

МОДЕЛЬ

СРАВНЕНИЕ МЕЖДУ N

ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И НАСТОЯЩЕЕ показывает, что текущая модель

Мощность = работа за цикл * (об / мин / 60) / 2000 кВт
Для безразмерной мощности:
P ′ = Мощность / (mair × Cp × ΔT)
Тепловой КПД определяется по формуле:

Вт

ηth =

Qvs ∗ z

Безразмерный удельный расход топлива:

DSFC = 1 90 003

P ′ × (A / F)

Где P ′ — безразмерная мощность.

3 РЕАЛИЗАЦИЯ

Для проверки результатов модели выполняется сравнение с соответствующими результатами для реального двигателя. Так, экспериментальное испытание было проведено на одноцилиндровом дизельном двигателе (Crossly), возбужденном в тепловой лаборатории факультета машиностроения Университета Ассуит. Основные характеристики испытанного двигателя приведены в таблице 1. В таблице 2 показано сравнение экспериментальных результатов с соответствующими результатами, полученными с помощью компьютерной программы для данной модели.

ТАБЛИЦА 1

ОСНОВНЫЕ ТЕХНИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ОДНОЦИЛИНДРОВОГО ДИЗЕЛЬНОГО ДВИГАТЕЛЯ

(ПОПЕРЕЧНО)

ТАБЛИЦА 2:

близко к экспериментальным данным, и отклонение в указанном среднем эффективном давлении и мощности невелико. Поэтому предложенная модель будет принята. Но что касается теплового КПД, мы обнаруживаем, что данная модель имеет более высокое отклонение, чем указанные среднее эффективное давление и мощность. Расхождение между этими результатами может быть связано со многими факторами, такими как эффективность сгорания, значение эффективности сжатия и расширения, уравнение, используемое для расчетов теплопередачи, значение коэффициента теплопередачи и погрешности измерительных приборов.
Сравнения также выполняются с соответствующими результатами
результатов реальной модели двигателя, опубликованными в международных исследованиях для бензиновых и дизельных двигателей [4, 17]. Основные характеристики испытанных двигателей приведены в таблице
. На рисунках 4, 5 показано сравнение диаграмм PV
и на рисунках 6, 7 показано сравнение P-θ опубликованных результатов исследований с соответствующими результатами, полученными с помощью компьютерной программы для Настоящая модель для бензиновых и дизельных двигателей.
На рисунках 4, 5, 6, 7 приведены сравнения между соответствующими результатами для данной модели и опубликованными результатами исследований для бензиновых и дизельных двигателей. Сравнение показывает, что результаты, полученные с помощью настоящей модели, близки к опубликованным данным и отклонение невелико. Поэтому предложенная модель будет принята. Но у данной модели

Диаметр цилиндра (м) 0,146

Топливо двигателя

C12h36

ход поршня (м) 0.279

Стехиометрический Топливо Воздух

Соотношение

15,121

Степень сжатия 14,19

Нормальная номинальная скорость

(об / мин 14169 901 девиация на 149 901 902 904 на 149 901 902 на 149 901 909 в PV

IJSER © 2014 http://www.ijser.org

Международный журнал научных и инженерных исследований, том 5, выпуск 5, май 2014 г. 1380

ISSN 2229-5518

ОСНОВНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ОТТО И ДИЗЕЛЬНЫЕ ДВИГАТЕЛИ

60

50

40 Настоящая модель

30 E.Абу-Нада

20 и др. [4]

10

0

0 0,0001 0,0002 0,0003 0,0004

V, м3

100

80

60

40

20 9000 Диаграммы P-θ, причем отклонение наименьшее в области горения
.

Рис. 4. Сравнение фотоэлектрической диаграммы для бензинового двигателя

Рис.



Небольшое отклонение между этими результатами может быть вызвано

многими факторами, такими как эффективность сгорания, значение КПД сжатия и расширения, уравнение, используемое для тепла расчеты переноса, погрешности момента зажигания, значение коэффициента теплопередачи и разность в уравнениях моделей.

ТАБЛИЦА 3:

100

80

60

40

20

0

1

Fi

4 РЕЗУЛЬТАТЫ И ИХ ОБСУЖДЕНИЕ Предлагаемая модель

. параметры на производительность двигателей внутреннего сгорания. В предложенной модели используются рабочие типы циклов ДВС в
различных условиях эксплуатации. Исследование результатов двух

IJSER © 2014 http: // www.ijser.org

International Journal of Scientific & Engineering Research, Volume 5, Issue 5, May-2014 1381

ISSN 2229-5518

типов двигателей.
Характеристики двигателя представлены в виде соотношений безразмерной мощности и теплового КПД с различными параметрами. Эти параметры включают температуру и давление воздуха на впуске, коэффициент теплопередачи, эффективность сжатия и расширения, степень сжатия
и соотношение воздух-топливо и удельный расход топлива.Условия, при которых эти исследования проводились для дизельных и бензиновых двигателей, указаны в таблице 2, за исключением целевого параметра.
На рис. 8 (P-V) диаграммы для бензиновых и дизельных двигателей
для одного состояния из модели с различными степенями сжатия, одинаковым диаметром цилиндра и ходом двигателя и одинаковыми оборотами в минуту и ​​C10 .8 h28 .7 для дизеля и C8 h28 для Otto. В этом состоянии отношения воздух-топливо

для Отто и дизельного топлива равны 15 и 18 соответственно.

80

70

60 Бензиновый двигатель

50

40

30

20

10

0

0 4 Cr = V / Vc 70

8 12 9000 9000

60

50 Дизельный двигатель

40

30

20

10

0

0 5 10 15 20

Cr = V / Vc

IJSER

http: // ww 9000.8. Диаграмма P-V бензиновых и дизельных двигателей соответственно для различных степеней сжатия.

International Journal of Scientific & Engineering Research, Volume 5, Issue 5, May-2014 1382

ISSN 2229-5518

ТАБЛИЦА: 4

УСЛОВИЯ, ПО КОТОРЫМ ДАННОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ПРОВЕДЕНО ДЛЯ ДИЗЕЛЯ И БЕНЗИНА, ЗА ИСКЛЮЧЕНИЕМ ФОКУСИРОВАННОГО ПАРАМЕТРА

34,5

34

33.5

33

32,5

32

31,5

300 325 350 375 400

Температура воздуха на входе, Tinlet

Рис. 10. Влияние температуры воздуха на входе, Tinlet, ˚C, на термический КПД

η

2.1 Влияние температуры воздуха на впуске на двигатель

Рабочие характеристики


На рисунках 9, 10 показано, что при повышении температуры воздуха на впуске выходная мощность и термический КПД снижаются
, как в Hou, S.-shyurng [1], как и ожидалось.

3,2

3,1

3

2,9

2,8

2,7

2,6

2,5

2,4

300 325 350 375 400

Температура воздуха на входе, входное давление 14 Влияние

Двигатель

Производительность

3,5

3,3

Рис. 9. Влияние температуры воздуха на входе Tinlet, C, на

3.1

2,9

2,7

IJSER ©

http: // www.

2,5

1 2 3 4

Безразмерное давление воздуха на входе, Pinlet

Рис. 11. Влияние относительного давления воздуха на входе, Pinlet, на мощность
P΄.

Международный журнал научных и технических исследований, Том 5, Выпуск 5, май 2014 г. 1383

ISSN 2229-5518

2.3 Влияние коэффициента теплопередачи на

Производительность двигателя

3,3

3,2

3,1

3

2,9

2,8

2,7

2,6

2,5

9000 0,2

0,05 Коэффициент передачи, β / Cv

Рис. 13. Влияние коэффициента теплопередачи β на мощность
Па.

42

40

38

36

34

32

30

1 2 3 4

Безразмерное давление воздуха на входе, Pinlet

35

34.5

34

33,5

33

32,5

32

Рис. 12. Влияние относительного давления воздуха на входе, Pinlet,

, на тепловой КПД

На рисунках 11, 12 показано, что выходная мощность и тепловая

31,5

0,05 0,1 0,15 0,2

Коэффициент теплопередачи, β / Cv

КПД увеличивается с увеличением давления на входе для двух типов, как и ожидалось [18]. Увеличение теплового КПД оптимально до 2 бар.Поэтому в некоторых случаях предпочтительнее турбонаддув и наддув. Так что в некоторых случаях предпочтительны турбонаддув
и наддув.

Рис. 14. Влияние коэффициента теплопередачи β на

th l ffi i

IJSER © 2014 http://www.ijser.org

International Journal of Scientific & Engineering Research, Volume 5, Issue 5, май-2014 1384

ISSN 2229-5518

На рисунках 13, 14 показано, что коэффициент теплопередачи влияет на производительность теплового двигателя.Мощность и тепловой КПД снижаются с увеличением коэффициента теплопередачи. Скорость уменьшения мощности больше для цикла Отто, чем для дизельного цикла. Это связано с тем, что цикл Отто имеет более высокую максимальную температуру цикла, что, следовательно, увеличивает количество потерь тепла.

2.4 Влияние сжатия и расширения

КПД на производительность двигателя

36

35

34

33

32

31

30

29

9000 1002

29

9000 1002 903 94 96 980003 9000 1002 903 94

9000 1002 903 94 96 98000 и эффективность расширения

(ηcomp, ηexp)%

Рис.16. Влияние сжатия и расширения

эффективности, ηcomp, exp, на тепловой КПД, ηth.

3,3

3,2

3,1

3

2,9

2,8

2,7

2,6

2,5

2,4

2,3

90 92 94

98100

2.3

90 92 94

98100

(ηcomp, ηexp)%

Рис. 15. Влияние сжатия и расширения
КПД, ηcomp, exp, на мощность, P΄.
На рисунках 15, 16 показано, что мощность и термический КПД возрастают с увеличением эффективности сжатия и расширения для двух типов цикла, как и ожидалось

2.5 Влияние степени сжатия на двигатель

Производительность

IJSER © 2014 http: // www .ijser.org

Международный журнал научных и технических исследований, том 5, выпуск 5, май 2014 г. 1385

ISSN 2229-5518

4.5

4

3,5

3

2,5

2

5 10 15 20

Коэффициент сжатия, rv

Рисунки 17, 18 показывают, что с увеличением степени сжатия выходная мощность и термический КПД увеличиваются, но когда эти значения степени сжатия достигают высоких значений, она медленно увеличивается, как показано. Для цикла Отто после rv = 10 будет произведена детонация [19]. Для дизельного цикла мощность и тепловой КПД также увеличиваются до значения степени сжатия, rv = 20, как
в [19], а двойной цикл находится между ними.Кроме того, на рис. 18 показано
сравнение идеального теплового КПД для циклов Отто и дизельного топлива в соответствии с идеальным соотношением теплового
Рис. 17. Влияние степени сжатия, rv, на мощность,

КПД

для Отто и дизельного топлива, ηotto = 1-rv1-γ,

rγ − 1

P΄.

ηDiesel = 1-rv1-γ *

γ (rc − 1)

, где γ, rc — удельная теплоемкость и коэффициент отсечки
, полученные на основе модели. Показано, что эти значения в идеальном цикле больше, чем результаты для модели
из-за необратимости.А при высоких значениях степени сжатия выходная мощность и тепловой КПД уменьшаются как [2,
20].

80 4.6 Влияние соотношения воздух-топливо на производительность двигателя

70

60

50

Бензиновый двигатель

40

30 Дизельный двигатель

20

5 15 25 35

Степень сжатия rv

3.4

3,2

3

2,8

2,6

2,4

2,2

2

11 13 15 17 19

Соотношение воздух / топливо, A / F

Рис. 18. Влияние степени сжатия, rv , по термическому КПД
, ηth.

Рис. 19. Влияние соотношения воздух-топливо A / F на мощность P΄.

40

35

IJSER ©

http: //www.i 30

25

20

Международный журнал научных и инженерных исследований, том 5, выпуск 5, май 2014 г. 1386

ISSN 2229 -5518

На рисунке 21 показано, что удельный расход топлива уменьшается
при увеличении мощности, как и ожидалось [21, 22].
На рис. 19, 20 показано, что в трех циклах с увеличением отношения воздух-топливо выходная мощность увеличивается до определенного значения, после чего они уменьшаются, а термический КПД постоянно увеличивается, поскольку количество топлива уменьшается с увеличением отношения воздух-топливо после этого определенного значения, а для дизельного топлива это значение составляет около
15. Оптимальное значение соотношения воздух-топливо для Отто составляет около 13.

4.7 Влияние удельного расхода топлива

5 ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Была сделана модель необратимого газового цикла, и была проведена проверка этой модели. было проведено сравнение с экспериментальными результатами для одноцилиндрового двигателя с воспламенением от сжатия.Подпись Экспериментальные испытания были проведены на дизельном двигателе с постоянной частотой вращения цилиндра для проверки полученных результатов с использованием данной модели. Полученные результаты хорошо согласуются с соответствующими данными экспериментальных испытаний. Прочие сравнения выполняются с соответствующими результатами

результатов реальной модели двигателя, которые опубликованы в

0,04

0,035

0,03

0,025

0.02

2 3 4

Безразмерная мощность, P΄

0,025

0,02

0,015

0,01

0,005

0

Международные исследования бензиновых и дизельных двигателей. Были приняты во внимание некоторые необратимые циклы двигателей внутреннего сгорания, такие как эффективность сжатия и расширения и потери тепла. Компьютерная программа разработана для предложенной модели. Влияние некоторых параметров, таких как температура воздуха на впуске, давление воздуха на впуске, коэффициент теплопередачи, степень сжатия, соотношение воздух-топливо, а также эффективность сжатия и расширения, изучалось на численных примерах для двух типов циклов (бензиновые и дизельные двигатели).Установлено, что мощность и термический КПД возрастают с увеличением КПД сжатия и расширения и давления воздуха на входе. С увеличением воздушно-топливной смеси выходная мощность
уменьшается, а тепловой КПД увеличивается до определенного значения
Рис. 21. Влияние удельного расхода топлива, SFC, (кг / час), на мощность, P΄.
значение затем уменьшается, поэтому оптимальное значение отношения воздух-топливо для цикла бензинового двигателя составляет около 13, а для дизельного топлива — около 15.При увеличении температуры воздуха на входе и коэффициента теплоотдачи выходная мощность и термический КПД снижаются. При увеличении степени сжатия выходная мощность и термический КПД увеличиваются, но для бензина оптимальное значение составляет 10, чтобы предотвратить детонацию, а для дизельного топлива оптимальное значение составляет около
20. Удельный расход топлива уменьшается с увеличением мощности
.

IJSER © 2014 http://www.ijser.org

Международный журнал научных и инженерных исследований, том 5, выпуск 5, май 2014 г. 1387

ISSN 2229-5518

ССЫЛКИ

[1] S- шюрнг.Хоу. [2003] «Влияние теплопередачи на производительность стандартного двухциклового воздушного цикла» Преобразование энергии и управление, 45.

[2] Дж. Чен. [2005] «Критерии оптимизации важных параметров необратимого теплового двигателя Отто» Applied Energy 83: 228-238.
[3] Ю. Чжао, Б. Линь, Ю. Чжан и Дж. Чен. [2006], «Анализ производительности и параметрическая оптимальная конструкция нереверсивного дизельного теплового двигателя» Energy 47: 3383-
3392.
[4] Э. Абу-Нада, И.Аль-Хинти, А. Аль-Сархи и Б. Акаш [2006] «Термодинамическое моделирование двигателя с искровым зажиганием: влияние температуры, зависящей от удельной теплоемкости» Международные сообщения в области тепло- и массообмена. 33: 1264-1272.
[5] Ю. Чжао и Дж. Чен. [2006] «Необратимая модель теплового двигателя, включающая три типичных термодинамических цикла и анализ их оптимальной производительности» Международный журнал термических наук. 46: 605-613.
[6] А. Ас-Сархи, Дж.О. Джабер, М. Абу-Кудаис и С.
Д. Проберт. [2005] «Влияние трения и зависимости удельной теплоемкости рабочей жидкости от температуры
на работу дизельного двигателя
» Приложенная энергия. 83: 153-
, 165.
[7] Й.Ге, Л.Чен, Ф.Сун и К.Ву [2004] «Термодинамическое моделирование работы цикла Отто с теплопередачей и переменной удельной теплотой рабочей жидкости» Международный журнал термических наук. 44: 506-
511.
[8] Я. Чжао и Дж. Чен [2007] «Анализ оптимальной производительности необратимого дизельного теплового двигателя, на который влияет переменная теплоемкость рабочей жидкости» Преобразование энергии и управление. 48: 2595-2603.
[9] YanlinGe, Lingen Chen and Fengrui Sun. [2009] «Термодинамическое моделирование с конечным временем и анализ необратимого двойного цикла» Математическое и компьютерное моделирование. 50: 101-108
[10] Y.Ge, L.Chen and F. Sun.[2007] «Термодинамическое моделирование с конечным временем и анализ необратимого цикла Отто» Прикладная энергия. 85: 618-624. Первое издание
основ, международное издание McGrAw-HILL.
[12] Бенсон и Н. Д. Уайтхоз. [2010] «Двигатель внутреннего сгорания
» Роберт Максвелл, M.C., vol. I, II
[13] J I. Ghojel. [2010.] «Обзор разработки и применения функции Вибе: дань уважения вкладу Ивана Вибе в исследования двигателей» Международный журнал исследований двигателей.2: 297-312.
[14] П.А. Лакшминараянан, Йогеш В. Агхав. [2010] «Моделирование сгорания дизельного топлива» Springer Science + Business Media B.V.
[15] Константин Д. Ракопулос, Евангелос Г. Джакумис [2009] «Переходный режим работы дизельного двигателя» Springer-Verlag, Лондон.
[16] Р. Удаякумар, К. Касера. [2012] «Анализ сгорания дизельного двигателя, работающего с добавками, улучшающими характеристики» Технические и научные исследования. 1: 11-
16.
[17] М.Аль-Суд, М. Ахмед и Ю. М. Абдель-Рахим [2012] «Быстрая термодинамическая имитационная модель для оптимальной производительности четырехтактного дизельного двигателя» Международный журнал энергетики и экологической инженерии. 3: 1-13.
[18] Махер А.Р. Садик аль-Багдади и ХарунА.К.Шахад аль-Джанаби. [2003] «Прогнозное исследование водородного двигателя с наддувом с искровым зажиганием» Energy Conversion and Management.44: 3143–3150.
[19] Р. Эбрахими. [2010] «Анализ производительности двухтактного двигателя с учетом коэффициента давления и коэффициента отсечки» ACTA PHYSICA POLONICA A.118: 534-539.
[20] Махмуд Хулейхиль. [2011] «Влияние перепадов давления на рабочие характеристики воздушного стандартного цикла Отто», Hindawi Publishing Corporation Physics Research International. 1-7.
[21] Х. Шарон, К. Каруппасами, Д. Р. Собан Кумар, A.
Сундаресан. [2012] «Испытание дизельного двигателя DI, работающего на
метиловых эфирах отработанного пальмового масла» Возобновляемая энергия. 47:
534-539.
[22] https://www.utexas.edu/research/cem/Green_ship_pag es / electric_load_distribution.html
[11] Дж. Б. Хейвуд. [1988]. » Двигатель внутреннего сгорания

IJSER © 2014 http://www.

Добавить комментарий

Ваш адрес email не будет опубликован.