CALCULUL PROCESELOR FUNCTIONALE ALE MOTORULUI PRINCIPAL

CALCULUL PROCESELOR FUNCTIONALE ALE MOTORULUI PRINCIPAL

Prin calculul termic al motoarelor diesel navale se urmareste determinarea marimilor de stare ale fluidului motor in evolutia sa in cadrul ciclului de functionare. Cu ajutorul acestor marimi de stare se pot determina principalele marimi caracteristice ale motorului: parametriii indicati si efectivi, principalele dimensiuni constructive, puterea si economicitatea motorului, precum si fortele care actioneaza asupra pieselor motorului.

In prezentul capitol, calculul termic se face prin metoda analitica de determinare bazata pe variatiile energiilor interne si entalpiile fluidului motor pe parcursul ciclului de functionare. Calculul se desfasoara utilizand o serie de ipoteze simplificatoare:

- fluidul motor este alcatuit dintr-un amestec de gaze semiideale, care respecta ecuatia universala de stare a gazelor

- ciclul de functionare este format din evolutii cunoscute din punct de vedere termodinamic (transformari politropice, izocore, izobare)

- in fiecare ciclu de functionare arde complet cantitatea de vun kilogram de combustibil - diagrama indicata astfel obtinuta este similara cu cea reala, pe baza acestei similitudini rezultand si parametrii reali ai motorului

- arderea combustibilului se desfasoara partial izocor si partial izobar

- comprimarea si destinderea reprezinta transformari politropice cu exponenti constanti

- modificarea compozitiei chimice a fluidului motor prin arderea combustibilului se realizeaza instantaneu la inceputul arderilor izocora si, respectiv, izobara

- evacuarea gazelor arse reprezinta un proces izocor ce se realizeaza prin cedarea de caldura catre mediul inconjurator.

1. ALEGEREA PARAMETRILOR INITIALI DE CALCUL

Alegerea parametrilor initiali de calcul se face in functie de caracteristicile tehnice ale motorului de referinta si de proprietatile fizico-chimice ale combustibilului utilizat. O parte insemnata din parametrii initiali de calcul nu este indicata insa in documentatia tehnica a motorului. De aceea, in functie de caracteristicile de baza ale motorului (numar de timpi, turatie, tipul admisiei etc.), acesti parametri se adopta in functie de valorile experimentale indicate in literatura de specialitate.

Parametrii initiali ai calculului termic

1. Puterea efectiva

P_e = 15540 [kW]

2. Numarul de timpi

= 2

3. Turatia

n = 113 [rot/min]

4. Numarul de cilindri

i = 7

Compozitia procentuala a combustibilului

- carbon c = 87 %

- hidrogen h = 13.3 %

- oxigen o = 1 %

Puterea calorifica inferioara a combustibilului

Q_i = 42120 [kJ/kg]

7. Presiunea mediului ambiant

In cazul motoarelor navale, presiunea mediului ambiant este presiunea atmosferica de la nivelul marii:

p₀ = 1atm = 1.0132510⁵ [Pa] = 1.03323 [kgf/cm²]

8. Temperatura mediului ambiant

Pentru motoarele navale aceasta temperatura depinde de anotimp, zona de navigatie, momentul zilei, conditiile de ventilatie ale compartimentului masini etc. In functie de aceste date temperatura mediului ambiant se adopta :

T₀ = 310 K

9. Presiunea de supraalimentare

Puterea motorului este proportionala cu consumul orar de fluid proaspat. Se poate obtine sporirea consumului orar de fluid proaspat, la aceeasi turatie si cilindree, prin marirea densitatii acestuia. Cresterea densitatii se obtine prin intermediul suflantei in care aerul din mediul ambiant de la presiunea p₀ ajunge la presiunea de supraalimentare p_s.

In functie de agregatul de supraalimentare utilizat la bordul navei, presiunea de supraalimentare se adopta :

p_s = 1.6 10⁵ Pa.

10. Presiunea de evacuare

Presiunae din colectorul gazelor de evacuare poate fi determinata prin calcul, plecand de la rezistentele gazodinamice ale sistemului de evacuare al motorului. Insa, pentru calculele preliminare, presiunea de evacuare se adopta : p_ev = 0.8 p_s = 1.28 10⁵ [Pa].

11. Coeficientul de scadere a presiunii de admisie

Datorita rezistentelor gazodinamice ale sistemului de admisie, presiunea fluidului proaspat la intrarea in cilindru va fi mai mica. Astfel se adopta:

_a = p_a/p_s = 0.9

12. Temperatura gazelor arse reziduale

Temperatura gazelor arse reziduale pentru calculele preliminare se adopta:

T_r = 730 K.

13. Incalzirea aerului in contact cu motorul

Preincalzirea aerului T depinde de sarcina, de turatia si de conditiile de racire ale motorului si tinand cont de aceste cauze , se adopta :

T = 15 K.

14. Racirea intermediara a aerului de supraalimentare

In scopul maririi densitatii aerului de admisie, la motoarele supraalimentate se introduce racirea intermediara a aerului in racitoare speciale. Astfel se adopta:

T_rac = 60 K.

1 Coeficientul de exces de aer

Pentru asigurarea unei arderi de buna calitate a combustibilului, aceasta ardere se realizeaza cu o cantitate de aer in exces. Coeficientul de exces de aer reprezinta raportul dintre cantitatea reala de aer L si cantitatea de aer teoretica necesara L_t si se adopta ca fiind:

= 2.

1 Coeficientul gazelor arse reziduale

In momentul inchiderii organelor de evacuare, in cilindru mai raman gaze de ardere provenite din ciclul precedent. Coeficientul gazelor arse reziduale reprezinta raportul dintre cantitatea acestora si cantitatea de aer introdusa in cilindru si se adopta ca fiind :

_r

17. Coeficientii de utilizare a caldurii

Coeficientul de utilizare a caldurii reprezinta raportul dintre cantitatea de caldura utilizata pentru producerea de lucru mecanic exterior si pentru marirea energiei interne a fluidului motor si cantitatea de caldura degajata prin arderea combustibilului. Acesti coeficienti se adopta :

- pentru arderea izocora _v = 0.78 ;

- pentru arderea izobara _p = 0.68.

18. Coeficientul de rotunjire a diagramei indicate

Acest coeficient reprezinta raportul dintre aria diagramei indicate reale si cea a diagramei indicate teoretice si se adopta ca fiind :

_r

19. Coeficientul cursei utile

La motoarele in doi timpi, cursa utila S_u a pistonului corespunde deplasarii pistonului intre pozitia de pmi si pozitia in care acesta dezobtureaza ferestrele de baleaj. Raportul dintre acest parametru si cursa totala a pistonului S se numeste coeficient al cursei utile si se adopta :

_u = S_u/S = 0.85

20. Randamentul mecanic

Reprezinta raportul dintre lucrul mecanic efectiv L_e si lucrul mecanic indicat L_i masurate la acelasi regim de functionare al motorului. Acesta se adopta ca fiind :

_m

21. Raportul de comprimare

Reprezinta raportul dintre volumul maxim al camerei de ardere V_a si volumul minim al acesteia V_c. Pentru acest motor se adopta :

= 12.

22. Raportul dintre raza manivelei si lungimea bielei

Acest raport adimensional se adopta :

_d = R/L = 0.25

23. Raportul cursa /alezaj

Reprezinta raportul dintre cursa pistonului S si diametrul cilindrului (alezaj) D ce caracterizeaza constructia generala a motorului. Valoarea acestui raport este :

_d = S/D = 3,4677

24. Unghiul de avans la injectie

Unghiul de avans la injectie se adopta in functie de :

- turatia motorului ;

- arhitectura camerei de ardere;

- caracteristicile chimice ale motorului;

- perfectiunea sistemului de injectie.

Valoarea optima a acestui parametru se stabileste pe cale experimentala pe bancul de probe, insa pentru predimensionare se adopta :

= 10^o RAC.

2 Unghiul de corectie a duratei arderii

= + _{v q}

Se adopta _q = -3 ^o RAC.

2 Exponentul politropic al comprimarii in agregatul de supraalimentare

Ca agregat de supraalimentare se alege o suflanta centrifugala pentru care acest exponent politropic este :

n_s = 1.7.

2. CALCULUL PROCESULUI DE ADMISIE

Admisia reprezinta asamblul fenomenelor ce realizeaza schimbul de gaze care trebuie condus in asa fel incat in cilindru sa se introduca o cantitate cat mai mare de gaze proaspete in raport cu volumul avut la dispozitie si sa se piarda o cantitate cat mai mica de gaze proaspete la spalarea cilindrului de gazele arse reziduale , fiind astfel posibila arderea unei cantitati suplimentare de combustibil si deci cresterea performantelor motorului la gabarite si mase cat mai mici posibile.

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, la care fluidul motor proaspat patrunde in cilindru datorita volumului eliberat si depresiunii create in acesta de deplasarea pistonului spre pme;

- procesul de admisie 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 acest procedeu se mai numeste si supraalimentare)

Deci, admisia fortata are loc atunci cand fluidul proaspat patrunde in cilindru sub actiunea unei suflante care il comprima in prealabil, actiunea fiind si ea asociata cu deplasarea pistonului. Inaintea patrunderii in sistemul de admisie, fluidul proaspat are presiunea p_s si temperatura T_s, care se stabilesc la iesirea din organul de refulare al suflantei.

Arderea completa a combustibilului este asigurata in prezenta cantitatii de oxigen O_t , participatiile gravimetrice ale combustibilului c, h, s, o fiind exprimate in procente. Se pot astfel determina, in functie de coeficientul de exces de aer si de compozitia volumetrica procentuala a aerului (21% oxigen si 79% azot) , cantitatile teoretica si reala de aer.

Se cunoaste constanta universala a gazelor ca fiind = 8314.34 [J/kmolgrd].

Calculul procesului de admisie

1. Cantitatea de oxigen necesara arderii complete a combustibilului :

O_t = = 0.104354 [kmoli]

2. Cantitatea de aer necesara arderii complete a combustibilului :

L_t = = 0.496925 [kmoli]

3. Cantitatea reala de aer necesara arderii complete a combustibilului:

L = L_t = 0.993849 [kmoli].

4. Cantitatile de gaze rezultate din arderea combustibilului:

- bioxid de carbon

_CO = 0.071417 [kmoli]

- vapori de apa

_HO = 0.0665 [kmoli]

- oxigen

_O = 0.104354 [kmoli]

- azot

_N= 0.79 L = 0.78514 [kmoli]

- cantitatea totala

_ga = = 1.027412 [kmoli] , unde j = CO₂, H₂O, O₂, N₂.

Cantitatile de gaze arse reziduale :

- bioxid de carbon

_rCO = _{r CO} = 0.001428 [kmoli]

- vapori de apa

_rHO= _{r HO} [kmoli]

- oxigen

_{rO r O} [kmoli]

- azot

_{rN r N} = 0.015703 [kmoli]

- cantitatea totala

_gar = = 0.020548 [kmoli]

Masa fluidului motor la sfarsitul admisiei :

m_am"a" = L M_aer+ , unde :

m_am"a" = 29.26638 [kg]

7. Constanta caracteristica a fluidului motor la sfarsitul admisiei :

R_am"a" = = 288.18209 [J/kg grd]

8. Temperatura aerului la iesirea din suflanta :

T_s = T₀ [K]

9. Temperatura aerului la intrarea in cilindru :

T_aer = T_s+T-T_rac = 329.15986 [K]

10. Entalpia fluidului motor la sfarsitul admisiei :

= 956080441 [kJ/kmol]

unde i_aer300 = 8714.21 si i_aer350 = 10174.9.

Prin interpolare se obtin urmatoarele entalpii pentru fluidul motor la temperatura T_r = 730 K cu formula:

unde:

Se obtin astfel urmatoarele valori :

Deci :

I_am"a" = i_aerTaer L + = 996964 [kJ]

11. Entalpia fluidului motor pentru temperaturi arbitrare :

Se adopta temperaturile arbitrare T₁ = 300 [K] si T₂ = 350 [K] , pentru care se determina entalpiile corespunzatoare.

Entalpiile componentelor fluidului motor la cele doua temperaturi sunt :

Deci entalpiile fluidului motor la cele doua temperaturi arbitrare sunt :

I_am1 = i_aerT1 L+ = 8842.586 [kJ] I_am2 = i_aerT2 L+=103214 [kJ]

Cum I_am1<I_am"a"<I_am2 rezulta ca alegerea celor doua temperaturi arbitrare este corecta.

12. Temperatura fluidului motor la sfarsitul admisiei :

Pe baza temperaturilor componentelor se calculeaza temperatura :

T_a = = 337.01947 [K]

Pe baza entalpiilor se calculeaza temperatura :

T`_a=T₁ + = 337.8865 [K]

Apoi se calculeaza eroarea procentuala :

T_a = 100 = 0.25726407 % < 2%

si rezulta ca valoarea erorii procentuale obtinuta intre cele doua valori nu depaseste limita admisibila de doua procente.

13. Presiunea de admisie a fluidului proaspat :

p_a = _a p_s = 1.44 10⁵ [Pa]

14. Volumul fluidului motor la sfarsitul admisiei :

V_a = m_am"a" R_am"a" = 19.739156 [m³]

1 Coeficientul de umplere :

_v

3. CALCULUL PROCESULUI DE COMPRIMARE

In conditiile ciclului teoretic, comprimarea este considerata drept un proces adiabatic, care se desfasoara pe intreaga durata a cursei pistonului din pme in pmi, 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 al 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. Cresterea transformarii caldurii in lucru mecanic, analizata din punct de vedere termodinamic, reclama marirea valorii gradului de comprimare . Aceasta dependenta se explica prin faptul ca, odata cu cresterea gradului de comprimare, creste temperatura gazelor proaspete la inceputul procesului de ardere si astfel, pentru aceeasi cantitate de combustibil introdusa in cilindru, temperatura maxima a ciclului creste.

Precomprimarea amestecului proaspat are de asemenea un impact favorabil asupra cresterii suprafetei utile a diagramei indicate si a reducerii caldurii pierdute pe ciclu prin ridicarea eficacitatii procesului de ardere si prin cresterea gradului total de destindere al ciclului, ca si prin micsorarea temperaturii gazelor evacuate.

Procesul de comprimare are urmatoarele patru implicatii asupra functionarii motorului :

- sporeste randementul termic prin comprimarea prealabila a fluidului motor datorita maririi diferentei de temperaturi intre care se desfasoara ciclul motor ;

- realizeaza un grad de expansiune ridicat. Cu cat va fi mai mare, cu atat va fi mai mare gradul de expansiune, marindu-se astfel suprafata diagramei indicate ;

- asigura intr-o mare masura aprinderea combustibilului in contact cu aerul cald si arderea fluidului in conditii optime. In timpul acestui proces se intensifica miscarea organizata a aerului creindu-se conditii favorabile pentru formarea ulterioara a amestecului si arderii. Totodata se realizeaza si temperatura de autoaprindere a combustibilului, fara de care nu este posibila functionarea motorului ;

- intensifica miscarile organizate ale fluidului motor, generate in camera de ardere, acestea fiind hotaratoare pentru reducerea timpului de formare a amestecului si a coeficientului de exces de aer.

In consecinta, datorita tuturor factorilor care influenteaza procesul comprimarii fluidului motor acesta se desfasoara politropic.

Calculul procesului de comprimare

1. Coeficientii caldurii specifice medii molare a fluidului motor :

a_am = a_aer+ = 20.077923 [kJ/kmol grd]

b_am = b_aer+ = 0.002581 [kJ/kmol grd²]

2. Ecuatia de determinare a exponentului mediu politropic al comprimarii

Se considera M_S = si M_D = a_am+b_am T_a (

Valoarea exponentului mediu politropic al comprimarii pentru care diferenta dintre cei doi membrii ai ecuatiei sa fie cat mai mica posibil, adica : M = M_S - M_D 0 este : n_c = 1.36645

Pentru aceasta valoare a exponentului mediu politropic se obtin:

M_S = 23.142657

M_D = 23.142674

de unde rezulta ca diferenta este : M = -0.000017

3. Presiunea fluidului motor la sfarsitul comprimarii :

p_c= = 441875 10⁵ [Pa]

4. Temperatura fluidului motor la sfarsitul comprimarii :

T_c= = 850.38906 [K]

Volumul fluidului motor la sfarsitul comprimarii :

V_c= [m³]

4. CALCULUL PROCESULUI DE ARDERE IZOCORA

Dependenta indicatorilor energetici, economici si de durabilitate ai motorului din acest proces face ca arderea in motorul naval, ca in orice motor cu ardere interna, sa constituie procesul cel mai complex, dintre toate evolutiile termice din cilindrii motorului.

Combustibilul lichid, uzual la motoarele navale, este injectat in cilindru spre sfarsitul cursei de comprimare, asfel incat combustibilul este distribuit printr-unul sau mai multe jeturi ce ocupa partial camera de ardere. Pulverizarea combustibilului, amestecarea cu aerul, vaporizarea si difuzia, ca si reactiile chimice de ardere trebuie efectuate intr-un interval foarte scurt de timp pentru realizarea unui proces eficient.

Principala caracteristica a introducerii prin injectie a combustibilului catre sfarsitul cursei de comprimare o constituie formarea de amestecuri eterogene, iar existenta gazelor arse, rezultate din arderea primelor fractiuni de combustibil injectat, ca si cele rezidente din ciclul arderii, conduc la necesitatea utilizarii unor excese de aer mari. O alta caracteristica importanta a arderii in motoarele cu aprindere prin comprimare o constituie aparitia nucleului de flacara inainte cda amestecarea combustibilului cu aerul sa fi avut loc complet.

Procesul de ardere poate fi studiat atat sub aspect termodinamic, cat si din punct de vedere cinetic. Prin analiza termodinamica se obtin informatii asupra starii initiale si finale ale transformarii, se constata daca arderea este sau nu posibila, se specifica sensul in care va decurge procesul si se determina conditiile de presiune si temperatura, sau de concentratie, in care arderea eventual se va oprii.

Prin studiul cinetic se poate cunoaste daca reactia posibila se va produce in realitate, se determina viteza de desfasurare a arderii, se descifreaza mecanismul intern al reactiei, se evidentiaza fazele intermediare si se lamureste semnificatia fizica a aspectelor particulare ale fenomenelor care se produc in decursul arderii. Studiul procesului de ardere permite sa se stabileasca evolutia parametrilor fluidului de lucru din cilindru si sa se determine elementele asupra carora trebuie actionat asfel ca motorul sa realizeze parametrii scontati.

Prin ardere se intelege o reactie chimica, produsa prin oxidarea substantelor combustibile. Etapele arderii sunt:

In prima perioada, perioada de intarziere la autoaprindere, o cantitate considerabila de combustibil patrunde in camera de ardere si, partial se incalzeste, vaporizeaza si se amesteca cu aerul fiind pregatit sa se aprinda. Procesul care are loc in aceasta faza poate fi, generic, denumit ca pregatire a amestecului carburant. Aparitia unui nucleu de flacara este succedata, foarte rapid, de aparitia unor noi nucle, in numar tot mai mare, in zonele de amestec in care reactiile pregatitoare iau sfarsit.

Elementul caracteristic al celei dea doua perioade il constituie dezvoltarea rapida a arderii in amestecuri preformate in care se dezvolta reactii chimice prealabile de oxidare, de tipul flacarilor reci si albastre. Perioada aceasta este deci a arderii in amestecuri preformate, cu radiatie termica si emisii poluante reduse. Pe masura ce amestecul pregatit in perioada de intarziere se consuma prin ardere, rata de consum de combustibil atinge o valoare ce se mentine prin rata de pregatire a unor noi cantitati de amestec, principalul factor ce guverneaza procesul, fiind necesara gasirea cantitatii adecvate de oxigen de catre combustibil, care poate fi in continuare injectat in amestecul ce arde astfel incat, in aceasta faza, arderea este controlata de catre procesul de injectie, ca si de catre procesele de amestecare si difuzie.

Spre final, dupa ce injectia de combustibil s-a incheiat, arderea continua intr-o maniera moderata, atat aerul cat si oxigenul consumandu-se complet. Cea de-a treia perioada, ca si cea anteriora este caracterizata prin ardere difuza, prodecere de particule de carbon (funingine) si intensificare a transferului radiant de caldura.

In cadrul calculului termic se considera ca procesul de ardere se desfasoara initial izocor si apoi izobar. In cadrul arderii izocore se considera convenctional ca este arsa cantitatea de combustibil g_v injectata in cilindru pe durata de intarziere la autoaprindere _aa , injectia decurgand dupa o lege liniara.

Calculul procesului de ardere izocora

1. Volumul fluidului motor in momentul declansarii injectiei :

= 1.751303 [m³]

2. Presiunea fluidului motor in momentul declansarii injectiei :

= 39.429682 10⁵ [Pa] = 40.207235 [kgf/cm²]

3. Temperatura fluidului motor in momentul declansarii injectiei :

= 818.74456 [K]

4. Intarzierea la autoaprindere a combustibilului :

= 0.003677 [s]

Unghiul de rotatie corespunzator intarzierii la autoaprindere :

= 3.3097 [^o RAC]

Unghiul de rotatie corespunzator duratei totale a arderii :

= 10.30977 [^o RAC]

7. Cantitatea de combustibil arsa la volum constant (pentru g_tot=1 kg combustibil) :

= 0.321032 [kg]

8. Cantitatile de gaze rezultate din arderea izocora a combustibilului :

- bioxid de carbon

= 0.022927 [kmoli]

- vapori de apa

= 0.021348 [kmoli]

- oxigen

= 0.175207 [kmoli]

- azot

= 0.78514 [kmoli]

- cantitatea totala

= 1.004624 [kmoli]

9. Cantitatile de gaze arse existente la sfarsitul arderii izocore :

- bioxid de carbon

= 0.024355 [kmoli]

- vapori de apa

= 0.022678 [kmoli]

- oxigen

= 0.177294 [kmoli]

- azot

= 0.800844 [kmoli]

- cantitatea totala

= 1.0251724 [kmoli]

10. Masa fluidului motor la sfarsitul arderii izocore

= 29.588003 [kg]

11. Constanta caracteristica a fluidului motor la sfarsitul arderii izocore :

= 288.077313 [J/kg grd]

12. Energia interna a fluidului motor la sfarsitul comprimarii :

Prin interpolari se determina energiile specifice ale componentelor fluidului motor pentru temperatura T_c = 850.38906 K , cu ajutorul relatiei :

unde :

Si se obtin urmatoarele valori :

Deci energia interna a fluidului motor la sfarsitul comprimarii este :

= 19173.38524 [kJ]

13. Energia interna a fluidului motor la sfarsitul arderii izocore :

= 29720.45729 [kJ]

14. Energia interna a fluidului motor pentru temperaturi arbitrare :

Se aleg urmatoarele temperaturi arbitrare T₁= 1250 K si T₂=1300 K , pentru care energiile interne ale componentelor fluidului motor sunt :

Deci :

= 29709.78 [kJ]

= 31083.44 [kJ]

Cum , rezulta ca alegerea temperaturilor este corecta.

1 Temperatura fluidului motor la sfarsitul arderii izocore:

= 1250.3884 [K]

1 Volumul fluidului motor la sfarsitul arderii izocore:

V_y=V_c= 1.5791324 [m³]

17. Presiunea fluidului motor la sfarsitul arderii izocore:

= 72.491815 10⁵ [Pa]

18. Raportul de crestere al presiunii:

= 1.48599

CALCULUL PROCESULUI DE ARDERE IZOBARA

In cadrul celei de-a doua faze a arderii - arderea izobara - este arsa cantitatea g_p de combustibil. Prin urmare , la sfarsitul procesului, intreaga cantitate de combustibil este arsa, astfel incat in compozitia fluidului motor intra cantitatile de gaze rezultate in urma arderii si cele de gaze arse reziduale. Arderea izobara produce cresterea entalpiei fluidului motor.

Calculul procesului de ardere izobara

1. Cantitatea de combustibil arsa la presiune constanta (pentru g_tot = 1 kg de combustibil) :

g_p = g_tot - g_v = 1-g_v = 0.678967 [kg]

2. Cantitatile de gaze arse existente la sfarsitul arderii izobare :

- bioxid de carbon

= 0.072845 [kmoli]

- vapori de apa

= 0.06783 [kmoli]

- oxigen

= 0.10644 [kmoli]

- azot

= 0.800844 [kmoli]

- cantitatea totala

= 1.04796 [kmoli]

3. Masa fluidului motor la sfarsitul arderii izobare :

= 30.26821 [kg]

4. Constanta caracteristica a fluidului motor la sfarsitul arderii izobare :

= 287.863045 [J/kggrd]

Entalpia fluidului motor la sfarsitul arderii izocore :

Prin interpolari se determina entalpiile specifice ale componentelor fluidului motor pentru temperatura T_y = 1250.3884 K cu formula :

unde :

Si se obtin urmatoarele valori :

Deci entalpia fluidului motor la sfarsitul arderii izocore este :

= 42390.30695 [kJ]

Entalpia fluidului motor la sfarsitul arderii izobare :

= 61837.02363 [kJ]

7. Entalpia fluidului motor pentru temperaturi arbitrare :

Se aleg urmatoarele temperaturi arbitrare T₁ = 1700 K si T₂ = 1750 K pentru care entalpiile specifice ale componentelor fluidului motor sunt :

Deci :

= 599716 [kJ]

= 61978.81 [kJ]

Cum , rezulta ca alegerea temperaturilor s-a facut corect

8. Temperatura fluidului motor la sfarsitul arderii izobare :

= 17446011 [K]

9. Presiunea fluidului motor la sfarsitul arderii izobare :

p_z = p_y = 72.491815310⁵ [Pa]

10. Volumul fluidului motor la sfarsitul arderii izobare :

= 2.254655 [m³]

11. Raportul de destindere prealabila :

= 1.42778

CALCULUL PROCESULUI DE DESTINDERE

Procesul de destindere reprezinta, in desfasurarea ciclului motor, principala evolutie producatoare de lucru mecanic disponibil, realizata prin transformarea energiei gazelor de ardere in energie mecanica, efectul fiind deplasarea pistonului de la pmi la pme. Aceasta se explica prin acumularea de energie interna de catre fluidul motor in timpul arderii, prin cresterea de temperatura, dupa incheierea careia fluidul motor degajeaza partial aceasta energie sub forma lucrului mecanic al pistonului.

Teoretic, destinderea poate fi considerata ca incepand in momentul scaderii presiunii gazelor dupa atingerea presiunii maxime pe ciclu; tot teoretic se poate considera ca atat masa cat si compozitia fluidului motor raman invariabile in timpul procesului de destindere. In realitate, arderea continua pe o anumita durata a inceputului destinderii, datorita imperfectiunii formarii amestecului in interiorul motorului cu aprindere prin comprimare, iar acest fenomen de postardere conduce la modificarea compozitiei chimice a amestecului final si degajarea unei cantitati de caldura posterioara ce scade continuu pana la anulare in momentul terminarii reactiilor de ardere. Sfarsitul procesului de ardere se considera teoretic, la pme, in realitate insa incheierea producandu-se in momentul deschiderii ferestrei de evacuare.

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 celei a peretilor cilindrului, procesul de destindere se desfasoara in conditiile unei cedari permanente 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 pme, se ajunge la cresterea suprafetei laterale de schimb de caldura si la reducerea temperaturii gazelor.

Asemenea comprimarii, procesul de destindere reprezinta un proces politropic cu exponent variabil. Si in acest caz, se considera o valoare constanta n_d a exponentului politropic, valoare care asigura realizarea aceluiasi lucru mecanic ca si in cazul procesului real.

Calculul procesului de destindere.

1. Coeficientii caldurii specifice medii molare a fluidului motor:

= 22.865912 [kJ/kmol grd]

= 0.0020036 [kJ/kmol grd²]

2. Ecuatia de determinare a exponentului mediu politropic al destinderii :

Se considera M`<sub>S</sub> = si M`_D =

Valoarea exponentului mediu politropic al destinderii pentru care diferenta dintre cei doi membrii ai ecuatiei sa fie cat mai mica posibil, adica : M = M_S - M_D 0 este : n_d = 1.29468

Pentru aceasta valoare a exponentului mediu politropic se obtin:

M`_S = 28.21162

M`_D = 28.21147

De unde rezulta valoarea diferentei :

M` = 1.5 10^-4

3. Volumul fluidului motor la sfarsitul destinderii:

V_b=V_a= 19.739156 [m³]

4. Presiunea fluidului motor la sfarsitul destinderii:

= 4.067625 10⁵ [Pa]

Temperatura fluidului motor la sfarsitul destinderii:

= 921.503334 [K]

Raportul de destindere :

= 8.754844

7. Raportul de scadere al presiunii:

= 2.824739

8. Temperatura gazelor arse reziduale:

= 727.52922 [K]

Verificare: = 0.3396122 %

Cum T_r < 2 % , rezulta ca alegerea facuta este corecta

7. DETERMINAREA PARAMETRILOR INDICATI , EFECTIVI SI

CONSTRUCTIVI

Cunoscandu-se marimile de stare ale fluidului motor in punctele caracteristice ale ciclului de functionare, se poate trece la determinarea valorilor parametrilor indicati si efectivi ai ciclului de functionare, precum si a principalelor dimensiuni constructive ale motorului.

Determinarea parametrilor

1. Lucrul mecanic indicat realizat intr-un cilindru:

= 1.713606543 10⁷ [J]

2. Presiunea medie indicata:

= 9.0587013 10⁵ [Pa]

3. Randamentul indicat:

= 0.390307

4. Consumul specific indicat de combustibil:

= 0.198124 [kg/kWh]

Presiunea medie efectiva:

p_e = _m p_i = 18.152831 10⁵ [Pa]

Randamentul efectiv:

_e = _{m i} = 0.3512764

7. Consumul specific efectiv de combustibil:

= 0.217138 [kg/kWh]

8. Lucrul mecanic indicat necesar a fi dezvoltat intr-un cilindru:

= 4.0 10⁵ [J]

9. Coeficientul de similitudine:

= 0.24315189

10. Volumele reale ale fluidului motor in punctele caracteristice ale ciclului de functionare:

V`<sub>a</sub> = V`_b = k V_a = 0.479961303 [m³]

V`<sub>c</sub> = V`_y = k V_c = 0.038396904 [m³]

V`_z = k V_z = 0.54822372 [m³]

11. Presiunea fluidului motor pe parcursul proceselor de comprimare si destindere :

TABEL .1.

Cu ajutorul valorilor din tabelul de mai sus se traseaza diagrama indicata a ciclului de functionare. Aceasta diagrama este prezentata in figura 2.1.

12. Lucrul mecanic indicat real dezvoltat intr-un cilindru :

= 4.1666667 10⁵ [J]

13. Diametrul cilindrului :

= 620.75382 [mm]

14. Calculul erorii:

= 0.918605 % < 2 %

1 Cursa pistonului:

S = _d D = 2150.51743 [mm]

1 Cursa utila a pistonului:

S_u = _u S = 1827,5 [mm]

17. Raza manivelei:

= 1075 [mm]

18. Lungimea bielei:

= 4300 [mm]

19. Cilindreea unitara:

= 649,1 [dm³]

20. Cilindreea totala:

V_t = I V_s = 4543,7 [dm³]

21. Viteza medie a pistonului:

= 8,1 [m/s]

22. Viteza unghiulara de rotatie a arborelui cotit:

w = = 11.83 [rad/s]

23. Puterea efectiva a motorului:

= 15540 [kW]

= 15540 [kW]

Se calculeaza = 1.693679 [kg/m³] , unde :

R_aer = 287 [J/kg grd]

= 15540 [kW]

Erorile de determinare sunt nesemnificative, in cele trei relatii obtinandu-se valoarea impusa prin tema de proiectare.

Eroarea cea mai mare obtinuta la cele trei relatii ale puterii este:

= 2.223 10^-13 % < 2 %

24. Puterea indicata:

= 15857 [kW]

2 Puterea pe cilindru:

= 2220 [kW/cil]

2 Puterea specifica de arie a pistonului:

= 7358 [kW/m²]

27. Puterea specifica volumica:

= 3422,3 [kW/m³]

28. Gradul de solicitare al motorului:

= 14,7 10⁶ [N/ms]