发动机进气量

发动机进气量(立方米/小时)=0.03*汽缸总容积（升）*转速（转/分）*充气系数（自然进气0.8，增压取1） 发动机进气量(立方米/小时)=0.03*汽缸总容积（升）*转速（转/分）*充气系数（自然进气0.8，增压取1） 发动机进气量(升/分)=汽缸总容积（升）*转速（转/分）/2*充气系数（自然进气0.8，增压取1） 柴油机供油量按比油耗，大约180~200克/马力*小时计算 汽油机供油量按比油耗，大约200~220克/马力*小时计算 关于排气管与涡轮机间加水套，我是直接将管路的温度降低算的，水套冷却我不会做，所以结果可能不准。 温度降到423k，功率、扭矩没什么变化，排气流速、涡轮效率等没什么变化 关于增加排气阻力，6000rpm时阻力增加1.9kpa (1)在热管总长度一定的情况下，随着蒸发侧长度增加，总的传热系数减小，但传热面积增加，在蒸发侧长度大约为100~时，换热量达到极大值; (2)采用小外径热管可以增强传热，提高换热器的紧凑性; (3)在一定范围内，翅片厚度对换热量和压力降的影响不大，翅片厚度应尽量选取较小值，从机械强度、制造工艺以及腐蚀和侵蚀等方面考虑选择翅片厚度为0.5111111; （4)翅片间距对换热量和压力降的影响比较大，翅片间距越小，换热量越大，压力降也越大。因此，翅片间距应综合考虑取中等值的范围。通过合理的选择这四个参数可以达到增加传热系数、减小流动阻力，进而达到减小换热器总体尺寸、提高换热器紧凑性的目的。 铜硬焊散热器具有铝散热器不可替代的优点，如:①铜硬钎焊技术使用极薄的铜合金，可以减少用材，降低重量和成本。管料采用铜带经激光焊接而成，厚度仅有0.085mm;带料采用导热性能好、强度高的铜合金，璧厚仅有0.025一0.O3mm。②铜硬钎焊工艺采用无铅低温焊接，不需要使用焊剂。工艺中不会产生废水、毒气等有害物质，改善了工作环境，减少了污染。③铜硬钎焊散热器比锡焊铜/黄铜散热器有更高的抗腐蚀能力，并且与铝散热器相比更有竞争力:铝散热器更倾向于局部腐蚀形式，而对于铜硬钎焊散热器腐蚀形式通常是均等的，不会产生局部腐蚀。 原始参数： 康明斯6BTA5.9-C180(P型泵) 额定功率：132kW/2200rpm, 最大功率：133kW/2300rpm 最大扭矩：750N.m/1300rpm 额定功率下的燃油消耗率：227g/kW.h 发动机燃烧所有燃料所产生的热量Q=ge.pe.hu/3600 其中 ge 为燃油消化率(kg/kW.h) pe 为发动机有效功率(kW) hu 为燃料的低热值，柴油为41870(kJ/kg) 因此，额定功率下的发动机总发热量Q=348.5kJ/s或Q=1254.6*103kJ/h 由发动机热平衡的一般经验我们知道， 汽油机 柴油机 有效功率% 25-30 35-40 冷却损失% 35-45 25-30 排气及辐射% 35-20 35-25 机械损失% 6-5 7-5 由柴油机的总发热量Q=348.5kJ/s，按照最大系数（冷却损失30%，排气及辐射35%）进行计算，可得出： 原柴油机以热量和辐射形式消耗的能量Qc最多为： Qc=Q*（30%+35%）=348.5*0.65=226.525kJ/s 即226.525kW 原机冷却系统热负荷QCo=348.5*0.3=104.55kW 再通过功率返求：（校核） 已知额定功率132kW，此处即认为是有效功率。取其极小值，占总热的35%。 则原柴油机以热量和辐射形式消耗的能量Qc最多为： Qc=132*0.65/0.35=245.143kW 两者误差不超过8% 当发动机进行防爆改造后，预计防爆后功率仅为100~105kW/2200rpm。假设改造对原柴油机的喷油系统没有变动（或对循环喷油量未作调整），则可以预见，额定功率下的燃油消耗率不会出现较大变化，仍为227g/kW.h。但是由于进气阻力及排气背压的增大，导致没有足够的空气进入气缸参与燃烧（虽然依旧是大于理论空燃比的混合），所以相对于原机，防爆发动机中将有一部分柴油不完全燃烧，这就会导致同样质量的燃油在单位时间内所放出的热量下降。如此，用燃油消耗率去估算这部分热量将会导致计算值大于实际值，从而产生较大偏差。 针对上述情况，对于防爆柴油机体和排气散热量的估算，应以防爆改造后的有效功率为基本参数。按照此功率按以上步骤返求机体和排气散热量（即发动机以热量和辐射形式消耗的能量Qc）. Qc=105*0.65/0.35=195kW 此处计算出的结果为防爆发动机以热量和辐射形式所能散发的最大能量。 防爆柴油机冷却系统热负荷QC=195kW。 原机冷却系统热负荷QCo=348.5*0.3=104.55kW 基本上增加了一倍以上！所以原机的水泵，散热器和风扇强度一定不能满足要求，想在不更换冷却系统元件的情况下，仅仅通过增加水泵转速和风扇转速增加强制散热量达到散热目的基本不可能实现。 因此，在设计时，我们的冷却水需要每秒带走195kJ的热量。以此为依据设计冷却水循环量。 冷却水的循环量 实际需要的冷却水循环量为V P .，则： V P =V W/η V w =Qc/(Δtwγw cw)。 其中： η为水泵的容积效率，一般取0.85 V P 实际需要的冷却水循环量 V w 理论需要的冷却水循环量 Δtw 为冷却水在内燃机中循环时的容许温升, 取Δtw = 6～12 ℃，经验一般取8 ℃或9 ℃; γw为水的体积质量,可近似取γw = 1 000 kg/ m3 ; Cw为水的比热,可近似取Cw = 4.187 kJ / (kg ·℃) 。 将Qc=195kJ/s, Δtw = 8 ℃ γw = 1 000 kg/ m3 ; Cw = 4.187 kJ / (kg ·℃) 带入计算 得出Vw=5.82*10-3(m3/s), Vp=6.85*10-3(m3/s) 实际的冷却水需要量会比实际计算值低，原因如下： 考虑了水泵的容积效率。 发动机机体及排气系统的散热量不可能完全传递给冷却水，一部分通过废气（70℃）带走，一部分以热辐射，噪声、振动的形式散失。一部分通过自然对流换热被空气带走（温度不大于150℃的热表面） 通过机油带走的热量虽然最终需要通过冷却水冷却，但在循环的过程中会通过辐射和自然对流换热的形式散失一部分。 水泵 冷却液流经缸体、水管和节温器等部分时要消耗部分压力。所以水泵必须具备足够大的扬程，以保证冷却液的流速。一般而言，对未增加排气冷却系统的原发动机冷却系统有： 1.发动机缸体、缸盖水套的阻力一般为1.25～1.5mH2O， 2.散热器的流通阻力一般为2 ～2.5mH2O， 3.水管阻力一般为0.75～1.25mH2O， 4.节温器节流损失取2mH2O 通过求出总的压力损失，将其与原机实际水泵扬程相比较，压力损失之和必须小于水泵扬程，这样可以判断原机所带水泵是否满足扬程要求。 冷却液在冷却管中的流速" 一般取0.6-0.8r/min。水泵在工作的过程中要消耗部分能量，可以根据下式求出，以备计算发动机的总的功耗。 Np=Vp·Pp/ηp (Kw) 其中： Vp 为冷却液的流速(m/s)； Pp 为冷却液的压力(Pa)； ηp 为水泵功率损失系数，可取0.17。 单回路冷却方式分析——水泵 1.由于冷却系统需要带走的热量由原来的占总热量30%增加到占总热量的65%，循环冷却水量的需求也相应增加了一倍以上。 2.由于在原有冷却系统的基础上，对排气系统部分的冷却需要额外的水套，由此带来沿程阻力损失的增加。水泵需相应提高泵水压力。 3.当车辆爬坡或下坡时，以车长6.5m计，改造后冷却系统沿车身纵向布置的长度约为6m，以坡度30°计，则爬坡或下坡时冷却系统最高点与最低点的高度差为3m（这还是排除冷却系统本身高度差的情况下），如果不改变原冷却系统水泵的位置，且只有单水泵的话，由于原水泵布置在发动机处，而发动机在车体前部，其扬程需增加3m! 4.由于单冷却系统沿车身纵向布置的长度过长，循环冷却水量增加了一倍以上，冷却水道的体积也相应增加了一倍以上。爬坡或下坡时，单冷却系统上部容易形成气囊，不仅会降低冷却效果，甚至可能引发事故。 二．双回路冷却方式分析——水泵 1.第二回路（排气系统冷却回路）的水泵最好设计在冷却系统沿车身纵向的中部，如此无论爬坡或者下坡，由坡度倾斜带来的冷却水泵扬程的增加量可控制在最小。 2.第二回路冷却系统需要带走的热量占总热量的35%，因此循环水量需要相应提高。 3.由于排气系统本身结构较之于发动机内部更为简单，就冷却系统的沿程阻力损失这部分而言，排气冷却系统会小于发动机冷却系统。这意味着泵水压力可以不需要那么高。 4.采用双回路冷却方式，两个循环系统的冷却水道的体积相差不大，且沿车身纵向的长度降低，将第二回路冷却系统的出水口开在前上方，上部容易形成气囊的问题可以得到有效缓解。 冷却空气需要量。 计算公式为: U a =Qw/(Δtaγa cp) 其中, Δta 为空气进入散热器以前与通过散热器以后的的温度差,根据车辆实际行驶环境及状况的不同，一般Δta = 10～30 ℃，由于矿井环境温度常年在20 ℃左右，井下车辆行驶速度一般不超过40km/h。此处取20 ℃。 γa 为空气的密度, 取γa = 1.01 kg/ m3 ; Cp 为空气定压比热,取cp = 1.047 kJ / (kg ·℃) 。 通过计算，得出Ua=9.22(m3/s) 实际的冷却空气需要量会比计算值低，此处不用设置安全系数。原因如下： 发动机机体及排气系统的散热量传递给冷却水后，在冷却水循环的过程中即有部分通过辐射和自然对流换热的形式散失一部分。 冷却水本身并未将所有的发动机机体及排气系统的散热量吸收。 注意：(风速带来的增益显著大于Δta 增加带来的增益！) 风扇 以上计算的冷却空气需要量Ua=9.22(m3/s)，此即为空气通过散热器的体积流量。 设目前柴油选用的风扇外径为D2 ;内径为D1散热器迎风面积A已知。 通过公式Va=Ua/A可以求出空气通过散热器的流速Va 而风扇掠过散热器面积百分比为N=π*( D22- D12) / 4A（参考值：46 %～60 %,）。 由此可以算出空气通过风扇加速后的速度Vf=Va/N 再由Vf、D1、D2算出风扇的转速。（与散热器的空气流通阻力，风扇本身空气动力性能，风扇距离散热器的位置，护风圈的形状及其与风扇的相对位置都有关系） 要通过体积流量计算出风扇所需要的转速，必须对风扇进行风洞试验，获得相关风扇空气动力性能方面的参数。由于风扇的相关参数未给出，不能计算出转速数值。（参考值：60转/s） 注意： 1.风扇外径D2 处的圆周速度为:u2 =πnD2/60 000 。此值一般控制在小于70 m/ s ; 如 果计算值偏高,噪音相对较大。风扇外露护风圈一段距离可以减轻涡流噪声。 2.尽量选用大直径，低转速的风扇。 因为风扇消耗的功率与转速的3次方成正比，所以在保证散热风量的条件下降低风扇转速可以明显地降低风扇消耗的功率。 散热器 散热器的进风温度为根据使用条件确定的最高临界温度，即沸腾风温，散热器的沸腾风温为40℃，即散热器的进风温度Tal 为40℃。散热器的进水温度Tw1 一般大于85℃，可根据实际情况对其进行确定。散热器的进出水温差△ Tw 可取6℃。这样可得到散热器的出水温度Tw2。散热器内的冷却液的平均温度Twm 为（Tw1+Tw2 ）/2，经过散热器的空气的升温为△ Ta，则散热器的出气温度为Ta2，散热器的空气平均温度T am 为（T a l+T a2 ）/ 2 。散热器的平均水气温差△Tm=Twm-Tam。在初选散热器的散热面积时用到该数据。 3.3 散热器散热面积的计算 散热器的散热面积可以根据如下公式计算： A = 1/κ[ΔTw/ Q max- （1 /2GwCw+1/2GaWa）] (m2) κ为散热器的传热系数可以按如下公式进行计算： κ = 1/ [（1/αw）+ （δ/λ）+ （1/αa ）] αw 为冷却液的放热系数，αw=f（Vw ）；Vw -冷却液流量 λ为散热器材料的传热系数； δ为散热器材料的厚度（m）； αa 为空气的放热系数，αa = f（Va ）；Va -冷却空气流量 △ T m 为散热器的平均水气温差（℃），计算方法上已述及； G w 为冷却水流量（Kg/h ）； Ga 为冷却空气的流量（Kg/h）； Cw 为冷却水的比热（KJ/Kg）； Cw 为空气的比热（KJ/Kg）； 如此可以确定散热器的面积。也可以选定某厂家某型号的散热器，根据上述计算过程进行校核。此次设计由于涉及到两大部分的散热，应考虑通过增加散热器的数量来增加散热器面积。 注意： 1.散热器迎风面积应根据整机的几何空间，尽可能设计最大的正面积。 2.散热器的散热能力应该有所储备，储备系数ζ一般在1.15～1.25 范围内。 3.工程机械作业工况往往比较恶劣，灰尘多，容易造成芯子堵塞， 散热性能大大下降， 因此在满足散热量的前提下， 应尽量增加片距，一般推荐工程机械散热器片距为2.7-4mm