Calculul termic al motorului cu ardere interna

CALCULUL TERMIC AL MOTORULUI CU ARDERE INTERNA

Procesele ce se succed in motoarele cu ardere interna reale sunt procese gazodinamice si termodinamice complexe, insotite de schimburi rapide de caldura, masa, lucru mecanic cu mediul exterior si de asemenea de fenomene fizice si chimice ce acompaniaza modificarile calitative si cantitative ale fluidului de lucru (formarea amestecului carburant dintre aer si combustibil si arderea in timp a acestuia). Conventional procesele care se desfasoara in motoarele reale se impart in :

procese de schimbare a gazelor (evacuarea si umplerea);

procesul de comprimare;

procesul de ardere;

procesul de destindere;

1. Conditii de referinta

Pentru calculul motoarelor navale in conformitate si cu recomandarile R.N.R in tara noastra se folosesc conditiile standard I.S.O. pentru zone tropicale:

temperatura aerului ambiant:

presiunea mediului ambiant po=1  bar

umiditatea mediului ambiant h=60%

temperatura apei la intrarea in racitorul aerului de supraalimentare t_a=27⁰C 

Parametrii de calcul

Efectuarea calculului termic al unui motor cu ardere prin comprimare presupune alegerea unor parametri initiali din datele statistice furnizate de literatura de specialitate in domeniu si in conformitate cu conditiile de exploatare ale motorului.

1. Date generale referitoare la motor

Datele sunt rezultatul analizei efectuate in capitolul anterior:

tipul motorului: motor diesel lent cu supraalimentare medie in r = 2 timpi

puterea motorului: P_en=336G kw (4500 BHP)

turatia : n_n=200 rot/min

nr, cilindri: 1=6 L

Date caracteristice proceselor si ciclului motor

coeficientul excesului de aer: a reprezinta raportul dintre cantitatea molara reala de aer disponibila pentru ardere si cantitatea molara de aer teoretica, necesara arderii. Pentru cazul de fata a reprezinta raportul dintre cantitatea molara reala de aer L care revine la 1 kg de combustibil si cantitatea molara teoretica de aer necesara arderii acestuia L_min:

(1)

a

raportul de comprimare : ε este raportul dintre volumul maxim Va si volumul minim Vc ocupat de fluidul motor in cilindru:

(2)

avansul la injectie :β unghiul la care incepe injectia combustibilului inainte de punctul mort interior:

b = 4°RAC

coeficientul gazelor arse reziduale :y este raportul dintre cantitatea molara de gaze arse reziduale v_r si cea de incarcatura proaspata introdusa in cilindru L :

= =

temperatura gazelor arse reziduale :Tr depinde de tipul motorului, de raportul de comprimare si coeficientul excesului de aer.

Tr = 775°K

presiunea aerului de supraalimentare : ps este presiunea la iesirea din suflanta (sau compresor) a incarcaturii proaspete.

p_s = 298 KN/m² 

presiunea in colectorul de evacuare :p_ev valorile aproximative ale acestui parametru necesar efectuarii calculului termic sunt cuprinse in plaja de valori:

p_ev=(0.450.7)p_s  

p_ev = 268.2 KN/m²

coeficientul de scadere a presiunii la admisie : a acest coeficient este definit ca fiind raportul dintre presiunea la sfarsitul procesului de schimb de gaze p_a si presiunea aerului de supraalimentare

x

coeficientii de utilizare a caldurii : ξ_v si ξ_v sunt definiti ca fiind raportul dintre cantitatea de caldura utilizata pentru producerea lucrului mecanic exterior si cresterea energiei interne a fluidului motor si cantitatea de caldura degajata prin arderea combustibilului. Avem doi astfel de coeficienti, cate unul asociat fiecarui tip de ardere izocora sau izobara:

xv =0.95 

x_p

coeficientul de alungire a bielei: l reprezinta raportul dintre lungimea manivelei R si lungimea bielei L:

l

raportul cursa diametru : y care se alege functie de tipul si destinatia motorului influentand dimensiunile de gabarit ale motorului:

y

randamentul mecanic : η_m este parametrul definit prin raportul dintre lucrul mecanic efectiv si cel indicat:

h_m

h_m= = 0.80.9

coeficientul de plenitudine al diagramei indicate : rf aproximeaza diagrama indicata reala care difera de cea teoretica prin ariile pierdute la racordarile de la procesele de schimb de gaze si ardere. Coeficientul de plenitudine este definit de raportul dintre lucrul mecanic indicat real si cel obtinut cu ciclul: ales pentru motorul analizat:

h_m= = 0.80.9 

h_m

3. Analiza elementara a combustibilului utilizat

Combustibilul utilizat de motoarele navale este de tipul combustibil greu sau usor, o clasificare a sortimentelor utilizate fiind realizata de standardele ISO8217:1987 sau BS MA 100:1989 sau CIMAC. Compozitia procentuala a acestuia este reprezentata de:

carbon : c

hidrogen : h

oxigen : o =0.01

sulf:S<0.01

apa: apa <

cenusa: cenusa = -

sedimente : sedimente =

puterea calorica specifica inferioara: Qi =42176 kj/hg

4. Gradul de supraalimentare a motorului

racirea intermediara aerului de supraalimentare in racitor : ∆T_rac reprezinta caderea de temperatura pe racitorul aerului de SA, ce utilizeaza drept agent de racire apa de mare. Pentru calcule preliminare este estimata astfel:

∆T_rac =75^o

exponentul politropic al comprimarii in suflanta : n_s comprimarea aerului este considerata o transformare politropica al carei exponent este:

n_s=

caderea de presiune in racitorul aerului de supraalimentare:Δp_s aferenta pierderilor hidrodinamice:

∆P_s=0.3

5. Date referitore Ia traseul de admisie

incalzirea incarcaturii proaspete in contact cu motorul: ΔT

∆T=8⁰

3. Calcului procesului de admisie

In functie de mijloacele care genereaza deplasarea coloanei de fluid motor proaspat spre cilindrul motorului se deosebesc doua procedee de baza in desfasurarea procesului de admisie

procesul de admisie normala, sau umplere normala, la care fluidul motor proaspat patrunde in cilindru datorita volumului eliberat si depresiunii create in acesta de deplasarea pistonului inspre p.m.e. (situatie intalnita la motorul in patru timpi)

procesul de admisie fortata, sau umplere fortata, la care fluidul motor proaspat patrunde in cilindru datorita efectului combinat al comprimarii prealabile a incarcaturii si a deplasarii pistonului la o presiune superioara celei atmosferice; in cazul in care pentru comprimarea fluidului motor se utilizeaza o suflanta (compresor) acest procedeu de umplere se mai numeste si sapraalimentare; studiul supraalimentarii motoarelor navale se va face intr-un volum ulterior.

Motoarele in patru timpi pot fi atat cu admisie normala (aerul patrunde in sistemul de admisie in conditiile de stare ale mediului ambiant: presiunea p_o si temperatura T₀, cat si cu admisie fortata, cand se urmareste cresterea puterii motorului (incarcatura proaspata patrunde in sistemul de admisie cu presiunea p_s si temperatura T_s de la iesirea din agregatul de precomprimare). Motoarele in doi timpi pot fi numai cu admisie fortata.

Marea majoritate a motoarelor moderne cu aprindere prin comprimare sunt supraalimentate, iar cele navale aproape in totalitate.

3.1. Presiunea de admisie

Pa=e_aPs bar

p_a =274.16 KN/m²

3. Temperatura de admisie(calcul simplificat)

T_a=[K]

unde:

temperatura aerului la iesirea din suflanta:

T_s=T₀

T_s= 385.9719795 K

temperatura dupa racitorul aerului de supraalimentare

T_s=T_s-AT_rac.[K] 

T_a=310.9719795 K

temperatura aerului la intrarea in cilindru :

T_s=T's+AT{K]  

T_s=318.9719795 K

3.3. Temperatura de admisie(calcul detaliat)

Cantitatea de oxigen necesara arderii complete a 1 kg. de combustibil:

O_min =

Cantitatea de aer necesara arderii complete a 1 kg. de combustibil

L_min =

Produsele arderii:

V

V_SO2

V_O2 = 0.21 x (a-1) x Lmin (23)

Vn2= 0.79 x a x Lmin (24)

Cantitatea totala de produse ale arderii este:

Vpa= j=CO₂H₂O₂SO₂O₂N₂  Vpa=0.97971964 (25)

Participatiile volumice ale produselor arderii

Yj =    Verificare:

Cantitatea de gaze arse reziduale.

Mr = Vgar = Yr x L (27)

Compozitia gazelor arse reziduale :

V_garj = Y_j x V_gar (28)

Verificare: (29)

• masa amestecului la sfarsitul admisiei:

Ma=LxMaer+xMj

Ma = 28.46532074

Masele molare ale speciilor prezente in amestecul format la finele admisiei sunt prezentate in tabelul 1:

Tabelul 1

• constanta amestecului la sfarsitul admisiei:

Ra= Ax Ra=288.2317878 (30)

S-a notat cu A constanta universala a gazelor.

• calculul temperaturii de admisie :

Din ecuatia de bilant energetic rezulta:

l_a=l_aer+l_gaz (31)

in care:

l_aer = L x (A^a_aer + B^b_aer x T^"_s) x T^"_s (32)

l_gaz= x (A^a_j + B^b_j x T_r) x T_r (33)

In scrierea expresiilor entalpiilor din ecuatia de bilant s-a tinut cont de variatia liniara a caldurii specifice izobare cu temperatura (vezi coeficientii A^a_j si B^b_j ).Tinand cont de aceasta si de ecuatia de bilant relatia poate fi rescrisa sub forma unei ecuatii de gradul doi ce are ca necunoscuta doar temperatura la sfarsitul admisiei:

A_a x T²_a + B_aT_a - C_a = 0    (34)

ai carei coeficienti sunt:

A_a = L x B^a_aer + x A^a_j(35)

A_a = 0.002317528

B_a = L x A^a_aer + x A^a_j  (36)

B_a = 19.439657475

C_a = L x (A^a_aer + B^b_aer x T^"_s) x T^"_{s +} x (A^a_j + B^b_j x T_r) x T_r

C_a = 6878.081896 (37)

Solutia ecuatiei este temperatura de admisie:

T_a = (38)

T_a = 338.9395274⁰K

Valorile coeficientilor sunt dati in tabelul 2:

Tab. 2

calculul erorii in estimarea temperaturii de admisie:

∆T_a = (39)

∆T_a = 0.721523196

volumul amestecului la sfarsitul admisiei:

V_a= (40)

V_a= 10.143190418m³

coeficientul de umplere :

h_v

η_v =0.880503109

S-a notat cu Pg presiunea aerului la iesirea din racitorul aerului de supraalimentare:

(42)

Tabelul cu valorile calculate se gaseste la sfarsitul capitolului intr-un tabel centralizator alaturi de variabilele de intrare se alege conform recomandarilor de la inceputul capitolului.

Tot la sfarsitul capitolului se gasesc si graficele presiune functie de volum si presiune functie de unghiul de manivela.

4. Calculul procesului de comprimare

In conditiile ciclului teoretic, comprimarea este considerata drept un proces adiabatic, care se desfasoara pe intreaga durata a cursei pistonului (p.m.e., p.m.i), adica corespunde unei variatii de volum egala cu volumul util al cilindrului.

In realitate, la motorul cu ardere interna, comprimarea se desfasoara in conditiile unei variatii continue a temperaturii amestecului proaspat si a existentei unui schimb de caldura intre amestecul carburant, peretii cilindrului si ai camerei de ardere, precum si a scaparii unei parti din amestecul carburant prin neetanseitati.

Comprimarea incarcaturii proaspete in cilindrul motorului reprezinta un proces complex care depinde de o serie de factori si anume:

schimbul de caldura variabil dintre incarcatura si pereti, care variaza atat in marime cat si ca sens;

micsorarea continua a suprafetei de racire pe masura apropierii pistonului de p.m.i.

scaparile parpiale ale incarcaturii prin neetanseitapile segmentilor de piston;

injectarea si evaporarea unei parti combustibilului in cilindru inainte de terminarea procesului de compresiune.

Datorita acestora procesul comprimarii se desfasoara politropic. Exponentul politropic n_c al compresiunii procesului real este valabil de-a lungul intregii linii de compresiune.

Pentru trasarea politropei de comprimare trebuie sa se stabileasca valoarea exponentului de comprimare n_c, care exprima volumul specific, din ecuata curbei reprezentative a procesului.

pVⁿc =const.

4.1. Determinarea exponentului politropic mediu ele comprimare

Parametrii gazelor din cilindrul motorului la sfarstul cursei de comprimare se determina, folosind exponentul adiabatic aparent, care tine seama de variatia reala a caldurii specifice cu temperatura, schimbul de caldura intre incarcatura proaspata si peretii cilindrului si pierderile de substanta fiind egale cu zero.

Determinarea valorii exponentului adiabatei aparente kc este deosebit de importanta pentru aprecierea corecta a exponentului politropei nc ce aproximeaza procesul de comprimare, tinand seama de particularitatile acestui proces la motorul proiectat (se exclud astfel posibilitatile unor erori mari la alegerea lui nc, se apreciaza ca: n_c =

Ecuatia bilantului energetic ce aproximeaza evolutia procesului de comprimare este:

in care s-a tinut cont de considerarea comprimarii ca o evolutie adiabatica. Pentru lucrul mecanic de comprimare avem:

(45)

in care va este numarul de kmoli de amestec in starea a, L numarul de kmoli de aer admis in cilindru pentru arderea unui kg de combustibil, y_r coeficientul gazelor arse reziduale, iar este constanta reala a gazelor.

Variatia energiei interne va fi:

,

care se poate scrie sub forma:

U_a(c) = L(A_aer + B_aer T_a(c))T_a(c) + (A_j+B_jT_a(c))T_a(c) (47)

In relatia anterioara, cu A(B)aer si A(B)_j s-au notat coeficientii polinomiali ai variatiei specifice cu temperatura (variatii liniare), dati in literatura de specialitatev_rj numarul kmoli de gaze reziduale de specia j.

Prin prelucrari succesive, ecuatia (44) conduce la relatia urmatoare, ce constituie o ecuatia ascendentala in necunoscuta n_c.

n_c-1=

unde coeficientii A_c si B_c au forma si sunt identici cu cei din Tab. 3.2

A_c= (49)

A_c=20.48686556

B_c=

B_c = 0.002653146

Ecuatia (48) se poate rezolva, de exemplu, prin metoda iteratiei: se admite in mod arbitrar nc=l.35-1.36 si se calculeaza prima data membrul drept al relatiei, obtinandu-se o noua valoare aproximativa a lui nc, care se introduce in membrul drept al ecuatiei, procedandu-se la fel ca si inainte pana se obtine o valoare a sa cu o aproximatie satisfacatoare sau grafic.

De asemenea sunt o serie de programe de calcul care rezolva ecuatii folosind diversi algoritmi de calcul. Programul folosit a utilizat un algoritm de calcul bazat pe metoda coardei cu o precizie de 0.0001 care pentru calculele curente este suficient, marimile posibil de determinat experimental ne avand o precizie mai mare de 0.01.

Algoritmul de calcul propus este unul simplificat deoarece nu ia in considerare si schimbul de caldura dintre fluidul de lucru si peretii cilindrului. Programul de calcul propus in capitolul urmator va tine cont si de schimbul de caldura.

4. Parametrii amestecului la sfarsitul comprimarii

P_c = P_asⁿ°[bar] (51)

p_c=11988.838463

Vc=

V_c = 0.633949401   (53)

Tc=Ta ^nc-1[k]

T_c = 926.3503161

4.3. Verificarea incadrarii in valorile uzuale

p_c =50...100 bar

T_C=700-950K

5. Calculul procesului de ardere

Combustibilul lichid este injectat, cu avans fata de p.m..i, prin orificiile calibrate ale pulverizatorului montat la o extremitate a injectorului, la o presiune mare si o viteza relativa (fata de aer) ridicata, sub forma de jet. Datorita acestei viteze mari, jetul se dezintegreaza in picaturi de combustibil, care, impreuna cu miscarile aerului in cilindru, conduc la o dispersie a jetului, la amplificarea foarte mare a suprafetei de contact faza lichida faza gazoasa si deci a vitezei de vaporizare, simultan cu dirijarea combustibilului. Calculul efectuat in continuare schematizeaza arderea reala folosind o transformare izocora si una izobara neglijand schimbul de caldura cu mediul extern si ne tinand cont de fenomenele gazodinamice ce se desfasoara in cilindru.

Un calcul mult mai elaborat se va dezvolta in capitolul urmator cand arderea va fi abordata luand in considerare si celelalte fenomene care intervin: vaporizarea fenomenele de amestecare si difuzie dar tot la nivel global o abordare mai pretentioasa fiind foarte greu de realizat datorita complexitatii fenomenelor.

5.1. Calculul parametrilor la inceputul injectiei

volumul fluidului motor in momentul declansarii injectiei:

V_inj= 0.648387692

unde b este unghiul de avans la injectie.

presiunea fluidului motor in momentul declansarii injectiei:

P_inj=Pa[bar] (55)

p_inj= 11626.535882

temperatura fluidului motor in momentul declansarii injectiei

[K] (56)

T_inj=918.8162088

intarzierea la autoaprindere :

(58)

unghiul perioadei de intarziere la autoaprindere

   

unghiul corespunzator duratei totale a injectiei

    (60)

5. Arderea !a volum constant

cantitatea de combustibil arsa la volum constant

m_v=1x (61)

m_v=

cantitatile de gaze la sfarsitul arderii izocore

n^Y_CO2 = m_vx= m_{v x} n_CO2 (62)

n^Y_CO2

n^Y_H2O = m_vx= m_v x n_{H2O +} (63)

n^Y_H2O (64)

n^Y_SO2 = m_vx m_vx n_SO2+ (65)

n^Y_SO2

n^Y_O2 = 0.21x(a-m_v)x L_min+ (66)

n^Y_O2

n^Y_N2 = 0..79xa L_min+    (67)

n^Y_N2

masa fluidului motor la sfarsitul arderii izocore:

m_Y = (68)

m_Y

constanta amestecului la sfarsitul arderii izocore:

R_y=(Ax)x (69)

R_y = 287.8029091

calculul temperaturii amestecului la sfarsitul arderii izocore :

Ecuatia primului principiu pentru arderea izocora are forma:

U_y=U_c+x_vxm_vxQ_i

unde:

U_c= (71)

U_y= (72)

Prin prelucrari succesive se obtine ecuatia de gradul doi:

(73)

ai carui coeficienti sunt:

A_y= (74)

A_y= 0.001787632

B_y=    (75)

B_y= 209073609

(76)

33977.24728

Temperatura in starea y este:

T_y=

T_y= 1383.243224

Coeficientii  sunt estimate cu valorile prezentate in tabelul 3:

Tab. 3

volumul la sfarsitul arderii izocore :

= 0.633949401

presiunea fluidului motor la sfarsitul arderii izobare:

p_y=

Py= 18089.11318

5.3. Arderea la presiune constanta

cantitatea de combustibil arsa la presiune constanta

m_p = 1- m_v [kg] (79)

m_p = 0.659640135

cantitatile de gaze la sfarsitul arderii izobare

(80)

(82)

(83)

(84)

masa fluidului motor la sfarsitul arderii izobare

m_z= (85)

m_z=29.46532074

constanta amestecului la sfarsitul arderii izobare

R_z= (86)

R_z=287.0017951

calculul temperaturii amestecului la sfarsitul arderii izobare :

Ecuatia primului principiu pentru arderea izobara are forma:

I_z = I_y + x_p x m_p x Q_i 

unde:

L_y = (88)

L_z =

Prin prelucrari succesive se obtine ecuatia de gradul doi:

A_zT²_z+B_zT_z-C_z=0

ai carui coeficienti sunt:

A_z= (92)

A_z = 0.002033956

B_z= B₇ = (93)

C_z = ( + B x T_y) x T_y + ξ_p x m_p x Q_y    (94)

C_z = 69390.39333

Temperatura in starea z este:

T_z=

T_z= 194032906

Coeficientii _Aj^z si _Bj^z sunt estimati cu valorile prezentate in tabelul 4:

Tab. 4

p_z= 18089.11318

volumul fluidului motor la sfarsitul arderii

    (96)

V_z

5.4. Verificarea incadrarii in valorile uzuale

p_v <140bar

T_z = 15002400K

T₇ = 19403

6. Calculul procesului de destindere

Ca si in cazul procesului de comprimare, destinderea ar putea fi considerata, teoretic, ca un proces adiabatic. in realitate, datorita faptului ca temperatura gazelor este permanent superioara celeia peretilor cilindrului, procesul de destindere se desfasoara in conditiile unei cedari permanenete de caldura catre acestia.

La inceputul destinderii, diferenta mentionata de temperatura este mai mare, suprafata de schimb de caldura fiind insa mai redusa; odata cu deplasarea pistonului spre p.m.e., se ajunge la cresterea suprafetei laterale de schimb de caldura si la reducerea temperaturii gazelor.

Datorita fenomenului anterior, evolutia de destindere, ca si cea de comprimare se desfasoara politropic. Exponentul politropic al destinderii, nd, este variabil pe intreaga durata a procesului, marimea sa depinzand de urmatorii factori:

arderea posterioara, prin care se realizeaza un surplus de caldura (Qpost), ce produce cresterea temperaturii gazelor, exponentul politropic fiind inferior celui adiabatic: nd<kd; valori experimentale ale exponentului politropic mediu se situeaza in gama 1.1-1.2, pentru prima etapa a procesului de destindere;

transferul de caldura dinspre gazele de ardere spre peretii cilindrului, ceea ce produce o crestere a exponentului politropic in continuarea destinderii, spre valorile 1.4-1.5, superioare celui adiabatic, nd>kd;

Exponentul politropic mediu se poate determina prin diferentierea relatiei:

n_d= 1.2892170103136

pV^nd =const. 

6.1. Determinarea exponentului politropic mediu de destindere

Determinarea parametrilor fluidului motor la finele procesului de destindere se determina, pentru cazul simplificat, util calcului ciclului termic al motorului, prin adoptarea unor ipoteze simplificatoare, cum ar fi: arderea se sfarseste in punctul z, deci nu avem postardere; de asemenea, in timpul destinderii nu intervine schimb de caldura intre gazele de ardere si peretii cilindrului si nu exista scapari de gaze prin neetanseitati.

Ecuatia de bilant energetic se scrie, in cazul destinderii, pornind de la forma diferentiala:

pdV+dU = Q  

unde lucrul mecanic efectuat in exteriorul sistemului termodinamic se exprima prin relatia:

(100)

unde cu nd s-a notat exponentul politropic aparent de destindere, iar variatia energiei interne prin:

(101)

In relatiile anterioare, cu vz s-a notat numarul de kmoli din starea z, iar Aj si Bj sunt coeficientii polinomiali ai caldurilor specifice, limitate la functii liniare cu temperatura. Introducerea expresiilor (101) si (100) in (99) conduce la ecuatia transcendenta:

   

unde coeficientii A_b si B_b sunt:

   

A_b = 293088739

B_b = 0.001999658

cu ajutorul carora exponentul politropic aparent n_d se poate determina prin calcul numeric metoda iteratiei sau prin metoda grafica. Valori de start pentru aceasta marime: 1.25-1.30.

6. Volumul la sfarsitul destinderii

V_b =10.143190418

  (105)

p= 1.43212359

6.3. Presiunea la sfarsitul destinderii

   

p_b = 805.6344406

6.4. Temperatura la sfarsitul destinderii

T_b = 966.310762

6.5. Verificarea incadrarii in valorile uzuale

p_b = ..8 bar

T_b =900 1300 K

6.6. Verificarea temperaturii gazelor arse reziduale

Temperatura este estimata cu relatia:

   

T_r = 764.6532981379

Calculul parametrilor din starile caracteristice ale ciclului este considerat corect atunci cand conditia urmatoare este verificata.

ΔT_r = 0.35

7. Ciclul motor care lucreaza cu 1 kg de combustibil

7.1. Tabel recapitulativ al parametrilor de stare

In continuare vom prezenta parametrii de intrare alesi pentru motorul prezentat AT 25 si tabelele cu valorile ce vor fi folosite si in capitolele urmatoare pentru efectuarea de comparatii intre diversele metode de calcul a ciclului motor.

Parametrii de alesi initiali se gasesc in tabelul 5

Tab. 5

Parametrii de stare ai motorului se gasesc in tabelul 6.Acestia difera de cei ce vor fi calculati in capitol anterior deoarece programul de calcul a fost imbunatatit si s-a completat si cu date ce iau in considerare fenomenele gazodinamice de la procesul de admisie.

Tab .6

7. Lucrul mecanic indicat (metoda analitica)

Acesta se estimeaza cu relatia:

(110)

Li = 20194.97

8. Parametrii indicati ai motorului

8.1. Presinea medie indicata

Pi = [bar]  (111)

Pi = 21372

Verificare: pi=10 . 25 bar

8. Randamentul indicat

= 0.47

Verificare: = 0.38 0.47.

8.3. Consumul specific indicat de combustibil

 

= 0.18

Verificare: Ci=0.160 0.225 kg/kwh

9. Parametrii efectivi ai motorului

9.1. Presiunea medie efectiva

Pe=ePi[bar]  

Pe= 19.11

Valori curente: p_e=7.5 20 bar

9. Randamentul efectiv

   

=0.4

Valori curente: =0.30

9.3. Consumul specific efectiv de combustibil

(116)

c_e = 0.129 kg/kwh.

Valori curente: c_e=0.215 0.285 kg/kwh.

10. Parametrii motorului real

10.1. Puterea indicata ceruta

Pi = 3733.33

10. Lucrul mecanic pe cilindru necesar

Li cerut = 186.67

10.3. Coeficientul de similitudine

 

k = 0.01

10.4. Volumele in punctele caracteristice ale ciclului real

V'a=kV_a

V'a= 0.09

V'_b= kV_b

V'_b=0.09

V'_c=kV_c

V'_c= 0.01

V'y'=kVy

V'y'

V'_z kV_z

V'_z =0.01

10.5. Tabel recapitulativ al parametrilor de stare reali

Parametrii de stare calculati sunt centralizati in tabelul 7:

Tab .7

10.6. Lucrul mecanic dezvoltat de motor

Li =188.55

11. Dimensionarea motorului

11.1. Cilindreea motorului (unitara)

V_s=V'_a-V'_c[m³]  

V_s=

11. Diametrul pistonului (alezajul)

D'=

11.3. Calculul erorii in determinarea diametrului pistonului

unde D^ref este alezajul motorului de referinta

ΔD= 1.27529733714285

11.4. Cursa pistonului

S=D [m]  

S=1.05

11.5. Raza manivelei

R=S/2 [m]

R = 0.53

L=R/λ [m]

l = 13

11.6. Lungimea motorului

L_m=cixDxi[m] 

unde ci=2/9.

L_m=5.25

11.7. Latimea motorului

B=c_bxS[m] 

B= 5.65

unde Cb=4.34/6.3.

11.8.Inaltimea motorului

H=c_hxS[m]

unde Ch=6 8.5.

H = 7.35