ОСНОВЫ ТЕОРИИ РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ В ЦИЛИНДРЕ ДИЗЕЛЯ § 1.1. Идеальный цикл дизеля 12 страница

С учетом приведенных выше зависимостей: V = V_c + Vh а /2. Так как объем камеры сжатия не всегда известен, можно ис­

пользовать следующую зависимость:

Г ^ \

(6-8)

------------ К CL

\ ^£0 ~ 1 J

где £₀ — геометрическая (номинальная) степень сжатия. Про­дифференцировав уравнение (6.8), получим:

dV = -^——bdtp, (6.9)

180 2

где Ъ = sin <р{ 1 + Я_ш cos (р) - тригонометрическая функция, име­нуемая аналогом скорости поршня. Коэффициент 7г/180 веден в уравнение (6.9) в связи с переводом угла поворота коленчатого вала из радиан в градусы.

Разделив уравнение (6.7) на ^ и учитывая, что энтальпии

газовi_n =и_п+ p„v_n;i_m -и_т+ p_mv_m, получим дифференциальное

уравнение первого закона термодинамики в окончательном виде:

dT 1 dg_x dQ dG nV_h . dG„ . dG_n ^л Q_H-T^L+~^-cJ—-T±pb^n-r^L-h
состояния рабочего тела, определим кривую изменения давле­ния газов в цилиндре (т. е. индикаторную диаграмму), что и яв­ляется конечной целью процесса численного моделирования.

Уравнение состояния применительно к внутрицилиндро- вым процессам запишется так: pV = GRT' откуда

GRT

р=—> (^б-^п> где R - газовая постоянная смеси, кДж/(кг*К).

Численное решение уравнений (6.10) и (6.11) предполагает детальную расшифровку отдельных членов, входящих в их пра­вые части. Эти члены сами являются сложными функциями угла поворота коленчатого вала двигателя, поэтому рассмотрим каж­дый из них отдельно.

§ 6.2. Математическая модель сгорания топлива в цилиндре дизеля

Первое слагаемое в правой части уравнения (6.10) Q_H{dg_x!d(p) представляет собой скорость выделения тепла при сгорании топлива, кДж/(°п.к.в.) В свою очередь, dgjdcp называ­ют скоростью сгорания топлива, кг/(°п.к.в.). Текущую массу сгоревшего топлива g_x можно представить как g_x = g^x, где g₄ - цикловая подача топлива, кг/цикл; х = g_x !g_M - относительное количество сгоревшего топлива. Очевидно, что х изменяется от нуля в начале процесса сгорания до 1 в его конце (полагаем, что топливо сгорает полностью). Первая производная от х по углу поворота коленчатого вала dx!d(p называется относительной ско­ростью сгорания топлива и имеет размерность 1/(°п.к.в.).

Зависимости dx/d(p = fi(cp) и х = f₂((p) часто называют зако­ном сгорания топлива, записанным в дифференциальной и инте­гральной формах соответственно. Сгорание топлива в значи­тельной мере зависит от «закона» его подачи в цилиндр gj =f((p), где gr - масса впрыснутого в цилиндр топлива. По аналогии со сгоранием топлива введем понятие дифференциальной и инте­гральной характеристик впрыска топлива daldcp = fi((p) и а ⁼ f4<p)'

Здесь а = gr/g_M - относительная масса впрыснутого топлива. Ха­рактеристики впрыска определяются, главным образом, формой кривой давления топлива перед распылителем форсунки. Про­текание процессов впрыска и сгорания топлива существенно зависят от закона подачи топлива.

В настоящее время используется широкая гамма математи­ческих моделей процесса сгорания. В простейших из них пере­ход от характеристики впрыска к характеристике сгорания осу­ществляется непосредственно, минуя промежуточные стадии физико-химических превращений. В самых сложных в той или иной мере используются общие законы тепло- и массообмена, диффузии, химической кинетики. Разработаны многомерные модели нестационарной топливной струи с учетом теории тур­булентного горения и термодинамики многокомпонентных сред.

Однако ввиду чрезвычайной сложности применения физи­ко-химических законов к процессам смесеобразования и сгора­ния в условиях дизеля эти методы также включают ряд коэффи­циентов, подлежащих определению экспериментальным путем. Разработаны и модели среднего уровня сложности, доведенные до рабочих программ ЭВМ, например метод, разработанный Н.Ф. Разлейцевым для моделирования и оптимизации процесса сгорания в тепловозных дизелях.

В инженерной и исследовательской практике чаще всего используются наиболее простые модели сгорания, позволяющие экономить время счета ЭВМ. Хорошее соответствие опытных и расчетных данных достигается путем выбора коэффициентов в уравнениях, описывающих характеристики сгорания. Большое распространение получила формула И.И. Вибе, которая имеет вид

(6.12)

где (p_z - условная продолжительность сгорания топлива; т - по­казатель характера процесса сгорания.

Используются также формулы других авторов, именуемые «эмпирическими». Большим недостатком этих формул является то, что они не учитывают характеристику впрыска топлива.

Кроме того, эмпирические формулы носят частный характер и не могут применяться при моделировании рабочих процессов дизелей других типов без предварительных исследований.

При моделировании рабочих процессов судовых средне- и малооборотных дизелей используется метод расчета харак­теристик сгорания, разработанный автором в середине 70-х го­дов. По уровню сложности алгоритма метод близок к эмпи­рическим формулам, в то же время он более физично описывает основные закономерности сгорания в дизеле.

В этом методе между а их введена промежуточная функ­ция w =fs(<p), отражающая динамику подготовки топлива к сго­ранию. Параметр w = gjg₄ представляет собой текущее относи­тельное количество подготовленного к сгоранию топлива. Пола­гаем, что подготовленное к сгоранию топливо связывает воздух в объеме факела стехиометрическим соотношением. Положив также, что скорость протекания физических процессов пропор­циональна общей текущей поверхности капель распыленного топлива, запишем уравнение для относительной скорости под­готовки топлива к сгоранию в следующем виде:

(6.13)

величина, пропорциональная суммарной

поверхности капель топлива в камере сгорания; у = f₆((p) - корректирующая функция.

В уравнении (6.13) использованы также следующие обо­значения: х “ эмпирический показатель, учитывающий степень

неравномерности распыливания топлива; при абсолютно равно­мерном распыливании (все капли имеют одинаковый диаметр) X = 2/3, при неравномерном распыливании х ⁼ 0.8-1,0.

На основе анализа экспериментальных характеристик сго­рания в дизелях различных типов при их работе в широком диа­пазоне нагрузочных и скоростных режимов получена следую­щая эмпирическая формула для описания корректирующей функции в уравнении (6.13):
„ 1 f 0,62574190 Y у = В

р{ 273 J

Структурно формула (6.14) состоит из трех комплексов. Первый из них

1 f 0,62574190 V р{ 273 J

отражает влияние параметров рабочего тела в цилиндре на ско­рость взаимодиффузии паров топлива и воздуха в камере сгора­ния. По ходу процесса этот комплекс численно возрастает. Вто­рой комплекс выражается зависимостью

a-w

и отражает снижение скорости подготовки топлива к сгоранию по мере роста концентрации подготовленного топлива и сниже­ние массы «чистого» воздуха в среднем по объему камеры сго­рания.

В связи с тем, что в смесеобразовании участвует не весь воздушный заряд, а только часть его, необходимо учесть дина­мику развития топливных факелов. С этой целью использована экспоненциальная зависимость

(6.15)

представляющая собой третий комплекс. Здесь (р_нпф - угол нача­ла подачи топлива форсункой; (рф - условная продолжитель­ность развития топливных факелов в камере сгорания. Величина срф определяет темп возрастания и положение максимума скоро­сти сгорания. При больших (рф скорость сгорания растет мед­леннее, а ее максимум смещается к окончанию впрыска и на­оборот.

Формула (6.14) также содержит коэффициент пропорцио­нальности В, который учитывает физические свойства топлива, газодинамические условия в камере сгорания, мелкость распы- ливания топлива и другие факторы. В силу многофакторности его выбор возможен только на основе сопоставления (иденти­фикации) расчетных характеристик сгорания с эксперименталь­ными характеристиками. С увеличением В максимум скорости сгорания возрастает, продолжительность сгорания сокращается.

Рис. 6.1. Характеристики впрыска, подготовки и сгорания топлива

Схема расчета характеристик сгорания иллюстрируется рис. 6.1. Момент начала подачи топлива <р_нпф и характеристика впрыска должны быть заданы в исходных данных. Относитель­ная скорость подготовки к сгоранию рассчитывается по уравне­нию (6.13) с учетом зависимостей (6.14) и (6.15) на протяжении всех периодов процесса сгорания. Расчет dw/dcp ведется совме­стно с уравнениями (6.10) и (6.11), отражающими изменение параметров рабочего тела в цилиндре. Текущее количество под­готовленного к сгоранию топлива определяется интегрировани­ем уравнения (6.13) на каждом шаге счета.

Период задержки самовоспламенения может быть рассчи­тан по одной из эмпирических формул. Для судовых дизелей используется формула

где р_н, Т_н - давление и температура газов в цилиндре в момент начала подачи топлива; ЦЧ- цетановое число топлива.

Формула (6.16) получена из зависимости А.И.Толстова для периода задержки самовоспламенения и дополнена экспоненци­альной функцией, приближенно отражающей влияние на це- танового числа.

Момент начала сгорания <р_нвс определяется как сумма (Рнвс - <рнпф + (pi• В точке начала видимого сгорания (НВС) фикси­руется относительное количество топлива, подготовленного к сгоранию за первую фазу процесса, w* = gwi/gu• После воспламе­нения доля топлива w, сгорает по кинетическому механизму. Расчет характеристик сгорания этой части топлива осуществля­ется по уравнению И.И. Вибе, записанному в виде

где dxj/dcp - кинетическая составляющая скорости сгорания; срл- условная продолжительность сгорания топлива по кинетиче­скому механизму (т. е. продолжительность фазы быстрого сго­рания топлива - второй фазы процесса сгорания); m - показа­тель характера сгорания; (p_om » ((p-<p_Hec)/<Pzk - относительное изме­нение угла поворота коленчатого вала.

Допускаем, что после начала сгорания подготавливаемое топливо мгновенно воспламеняется и сгорает. Таким образом, вторая (диффузионная) составляющая относительной скорости сгорания, существующая с момента НВС и до конца сгорания в точке z (т. е. в течение третьей фазы процесса сгорания), при­равнивается к dw/d<p.

На участке от НВС до zk скорость сгорания определяется как сумма двух составляющих:

dx dx_t dw

— 1 .

d(p dcp d(p

После выгорания w. dx_k / dip = 0, поэтому с данного мо­мента и до конца сгорания dx! dcp = dw I dcp.

Относительное количество сгоревшего топлива вычисляет­ся путем численного интегрирования дифференциального урав­нения для скорости сгорания.

Рассматриваемая методика позволяет рассчитать характе­ристики сгорания при различных законах подачи топлива, в том числе при ступенчатом или двойном впрыске, так как

а = /₄ {<р) является исходной функцией, трансформируемой посредством переходной функции w = f₅ ((р) в конечную ^x~fi (Ф) > ^как показано на рис. 6.1.

Величины настроечных параметров В₉<Рф^т^<р_А^х^ ^как

уже отмечалось, определяем путем идентификации расчетных и экспериментальных характеристик сгорания.

Опыт расчетов для судовых дизелей показывает, что пара­метр В лежит в пределах 0,15-0,35. Столь широкий диапазон обусловлен тем, что в этом параметре сконцентрирован учет большого числа факторов, не получивших отражения в матема­тической модели сгорания.

Параметр (р_ф можно определить из установленного диапа­зона (р_ф / <р^н = 0,3 -г- 0,8, где (р^н_тр - продолжительность впры­ска топлива на номинальном режиме.

Показатель % для всех исследованных типов дизелей при­нимался равным 0,9. Значения <р_А лежат в пределах 10-20° п.к.в.

Точная идентификация этого параметра возможна лишь в дизе­лях, имеющих два максимума скорости сгорания (параметры т

и ^величину и положение первого максимума). В судовых

дизелях в силу высокой управляемости процесса сгорания за период задержки самовоспламенения к сгоранию успевает под­
готовиться не более 10% цикловой подачи топлива, поэтому точность определения т и (p_zk мало отражается на расчете ха­рактеристик сгорания в целом. Однако для долевых режимов работы доля подготовленного топлива w_t значительно возраста­ет, и роль параметров тифж становится более существенной.

§ 6.3. Расчет теплообмена со стенками цилиндра

Расчет процесса теплообмена в цилиндре является не менее сложной задачей, чем расчет сгорания топлива. Однако погреш­ность в определении количества теплоты, отводимой в стенки цилиндра, значительно меньше отражается на итоге расчета - индикаторной диаграмме и основных показателях работы дизе­ля. Это объясняется тем, что доля тепла, отводимая в стенки ци­линдра, составляет в современных дизелях 8-15% от выделив­шегося тепла при сгорании цикловой подачи топлива.

В упрощенной методике расчета теплоообмена количество теплоты, отводимой от газов к стенкам цилиндра, находится из уравнения Ньютона-Рихмана, которое в дифференциальной форме записывается следующим образом:

dQ_w=a_!F_x(T_w-T)dr,

где а_г - коэффициент теплоотдачи от газов к стенкам; F_x - те­кущая поверхность теплообмена; T_w - средняя условная темпе­ратура стенок; т - время теплообмена.

При постоянной частоте вращения коленчатого вала двига­теля d(p = 6nr, поэтому dr = dq)l(6n\ С учетом последней зависимости преобразуем уравнение теплообмена к виду

= 7-<*,F_X(T_W-T). (6.17)

Ьп

Уравнение (6.17) представляет скорость теплообмена меж­ду газами и стенками цилиндра - второе слагаемое правой части дифференциального уравнения (6.10).

Величина F_x включает в себя постоянную поверхность ка­меры сгорания и переменную величину поверхности цилиндро­
вой втулки, открываемую (закрываемую) при перемещении поршня. Учитывая формулы, приведенные для S_x в разделе 6.1, запишем:

~1 if 2 ^Л —I—--- ь а

S D{Ј₀ -1 J

где D - диаметр цилиндра.

Для расчета dQ_w/ d(p необходимо определить а_г. В рас­сматриваемой методике для этой цели используется формула Эйхельберга:

^аг=С₃ \[С^'у[рТ> (6-18)

где С_э - эмпирический коэффициент; С_т - Sn/ЗО - средняя ско­рость поршня, м/с.

Средняя условная температура стенок цилиндра в уравне­нии (6.17) представляет собой постоянную, осредненную по по­верхности теплообмена и времени температуру, которая дает при расчете величину теплоотдачи в охлаждающую среду за цикл, равную величине теплоотдачи, полученной опытным путем.

Величина T_w может быть рассчитана, если известны: доля тепла, отводимого в стенки цилиндра, средняя толщина и коэф­фициент теплопроводности материала стенок, коэффициент те­плоотдачи от стенок в охлаждающую жидкость и температура жидкости.

Расчеты показывают, что T_w изменяется в довольно узких пределах для дизелей различного класса: для номинального ре­жима T_w = 450-520 К; для долевых режимов в зависимости от нагрузки и типа дизеля T_w = 350-450 К. Ошибка в задании T_w на 100 К приводит к погрешности расчета величины Q_w примерно 10%, погрешность расчетной индикаторной работы и производ­ных от нее показателей работы дизеля не превышает при этом 2%.

В связи с определенными трудностями в подборе исходных данных для расчета T_w в тех случаях, когда не требуется иссле­довать собственно процесс теплообмена, величину T_w можно выбирать в соответствии с указанными выше пределами. При
этом следует иметь в виду, что большие значения T_w характерны для высокофорсированных дизелей.

Коэффициент пропорциональности С_э в уравнении (6.18) для судовых дизелей лежит в пределах 1,5-2,5. Меньшие его значения характерны для сверхдлинноходных малооборотных судовых дизелей, у которых доля тепла, отводимого в охлаж­дающую среду, составляет 8-10 %. Верхний диапазон С_э=2,0-2,5 характерен для среднеоборотных четырехтактных дизелей с до­лей отводимого в охлаждающую среду тепла 15-20 %. Точное определение С_э возможно путем проведения пробных расчетов и сопоставления расчетного значения Q_w данным теплобалансо­вых испытаний дизеля.

§ 6.4. Уравнения массового баланса

В большинстве известных замкнутых численных моделей рабочих процессов дизелей рассматривается двухкомпонентная смесь газов, состоящая из воздуха и чистых продуктов сгорания (см. раздел 1.5).

Исследования показывают, что для судовых дизелей, часто эксплуатирующихся в климатических зонах с высокими темпе­ратурой и влажностью атмосферного воздуха, необходимо учи­тывать наличие водяного пара в свежем заряде. Кроме того, во­дяной пар как компонент газовой смеси в цилиндре добавляется к рабочему телу в значительно больших количествах при при­менении специальных методов для снижения образования окси­дов азота: работе двигателя на водотопливной эмульсии, при непосредственном впрыске воды в камеру сгорания или увлаж­нении надувочного воздуха (подробно об этом см. главу 15).

В соответствии с отмеченным положим, что в любой мо­мент времени масса рабочего тела в цилиндре состоит из трех компонентов: G = G' + G^rr + G^nt, где G\Gⁿ,G^m- массы сухого

воздуха, чистых продуктов сгорания и водяного пара соответст­венно. Разделив обе части последнего уравнения на М₉ получим:

r4r4r^w = l,rfle r' = G’IG\r^tf = G”IG\r^m = G^mIG - массовые доли сухого воздуха, чистых продуктов сгорания и водяного пара в смеси газов.

В течение рабочего цикла изменение массы рабочего тела вызвано: сгоранием топлива (приращение массы равно g^x); по­ступлением продувочного воздуха в цилиндр и удалением из него отработавших газов в период газообмена. При сгорании топлива масса воздуха уменьшается на величину Gog^x, а масса чистых продуктов сгорания увеличивается на величину

(с₀⁺¹к,*-

Состав смеси газов в начале сжатия G_a = G'_a + Gⁿ_a + G™

определяется с учетом влагосодержания атмосферного воздуха и остаточных газов в цилиндре. Кроме известных в уравнениях массового баланса используются следующие обозначения: г'_п , r^fг'"_п> - массовые доли сухого воздуха, чистых продуктов сго­рания и водяного пара в смеси газов, поступающих в цилиндр через впускные органы (г „+ r"_n + r^m_n = 1); г'_т, г”_т, г^,п _т - то же Для смеси газов, удаляемых из цилиндра через выпускные орга-

Атмосферный воздух, поступающий в систему воздухо- снабжения, содержит 1/(1 +d) часть сухого воздуха и d/(\+d) во­дяного пара. Большая часть водяного пара поступает в цилиндр, меньшая - конденсируется на трубках воздухоохладителя, за­держивается во влагосборнике и удаляется из него в льяла или специальную емкость при периодических продуваниях (см. раз­дел 1.4).

Дифференциальное уравнение (6.10) помимо текущих зна­чений масс газов включает в себя также скорости их изменения по углу поворота коленчатого вала, поэтому с учетом выраже­
ний (6.19) запишем систему уравнений массового баланса в дифференциальной форме:

dG dx dG dG_m

----- — g----------- 1------ 2---------- 2L;

dcp ⁴ dip dcp dcp

_____ m

m

dcp " ⁴ dcp " dcp dcp dG _(q , i \ dx „ dG_n „ dG_m

—— - (Cr₀ + i )g — + Г„ — Г_т ——

dcp dcp dcp dcp

dG^m JG_n dG_m

n i m

d(p d(p d(p

При моделировании рабочего процесса на влажном воздухе необходимо задать величину влагосодержания d. В том случае, если моделируется работа дизеля на водотопливной эмульсии или с непосредственным впрыском воды в цилиндр, в уравнения массового баланса для водяного пара нужно добавить соответ­ствующие члены. Кроме того, в уравнение (6.10) также необ­ходимо добавить члены, учитывающие потерю тепла на испа­рение воды.

Расходы газов через органы газораспределения определя­ются по уравнению истечения установившегося потока с ис­пользованием упрощенной зависимости

dG_: - “

— = 0,23645 I— 1 -£2- (6.20)

dcp Jrt_x ’ va

где Gj = G_n для впускных органов, G. = G_m - для выпускных; /- проходное сечение органов газораспределения; ju - коэффи­циент расхода; р_х, 7J - давление и температура в потоке газов перед проходным сечением; р\ - условное давление за проход­ным сечением; R - газовая постоянная; со = тг/30- угловая скорость коленчатого вала дизеля.

Текущие массы газов, поступающих в цилиндр и уходящих из него в процессе газообмена, определяются численным интег­
рированием дифференциальных уравнений, записанных на ос­нове зависимости (6.20) отдельно для впускных и выпускных органов.

Величина р₂ определяется в зависимости от соотношения

Рг ^ Р\ ’ ^гД^е ~ реальное давление за проходным сечением. Из

теории ДВС известно, что величина критического отношения давлений выражается формулой

к-1

, где к = с _ / с - показатель адиабаты.

\к + 1 j

кр

Если р₂ / р_х <Р_кр принимается р’₂ = Р_крр₂ (надкритическое

истечение); при докритическом истеченииp^r2 = Р2 •

В реализованном нами алгоритме газообмен рассчитывает­ся при переменных R и /г, определяемых по тем же формулам, что и для участков сжатия, сгорания и расширения. Для фазы продувки рассчитывается обратное истечение (заброс) газов из цилиндра в продувочный ресивер, если складывается обратное нормальному соотношение давлений.

Геометрические проходные сечения органов газораспреде­ления задаются в табличной (или в иной) форме в зависимости от угла поворота коленчатого вала. Коэффициенты расхода ори­ентировочно принимаются по литературным данным, а затем уточняются в процессе идентификации численной модели дизеля.

Допущение о равенстве температур и компонентов газовой смеси в каждой точке рабочего цилиндра становится неверным для участка газообмена, так как при продувке (особенно в двух­тактных дизелях) эти параметры существенно отличаются по объему цилиндра. В упрощенных математических моделях предполагается двухстадийный характер взаимодействия проду­вочного воздуха с газами в цилиндре. Считается, что в начале продувки продувочный воздух, поступая в цилиндр, не смеши­вается с газами. Обычно полагают, что разделяющая поверх­ность непроницаема для теплоты и вещества, но абсолютно эла­стична, т. е. в объеме цилиндра соблюдается механическое рав­
новесие (давление одинаково), однако температура и состав га­зов в зонах различны.

Такое допущение позволяет с начала свободного выпуска и до некоторого момента в фазе принудительного выпуска - про­дувки принимать, что через выпускные органы в выпускной коллектор удаляются только отработавшие газы, состав которых определяется соотношениями: г' _т = г'; г”_т = г"; г"’_т= г”\ Темпе­ратура этих (остаточных) газов определяется по уравнению со­хранения энергии, записанному для зоны. Давление газов в зоне равно текущему давлению в цилиндре, рассчитываемому по уравнению состояния (6.11), в котором аргументом является те­кущая среднемассовая температура рабочего тела в цилиндре.

Для конца продувки принимают гипотезу полного переме­шивания газов. Она предполагает, что продувочный воздух об­разует однородную смесь с газами, находящимися в цилиндре, поэтому в каждой точке объема цилиндра давление, температу­ра и концентрации компонентов одинаковы.

В реальных процессах полного перемешивания не проис­ходит, поэтому в математической модели для заключительной стадии необходимо задать закон перехода от послойного вытес­нения к полному перемешиванию.

В реализованной нами методике этот закон опре­деляется задаваемой в ис­ходных данных экспери­ментальной кривой

7, =/(?,). где JJ_S=G'/G -

КПД продувки (коэффици­ент очистки цилиндра); <p_s -GJG - коэффициент

избытка продувочного воз­духа. Эта зависимость (за­кон очистки) приведена на рис.6.1.

Линия 1 соответствует гипотезе послойного вытес­
нения. До момента, отмеченного точкой а на линии У, имеем ра­венство Т]₅ = (р₅. Это означает, что весь воздух, поступающий

через впускные органы, остается в цилиндре (G = GJ. Как уже отмечалось, на этом участке в выпускной коллектор удаляются только газы. После точки Ъ в выпускной тракт начинает посту­пать только продувочный воздух. Линией 1 можно аппроксими­ровать схему очистки четырехтактного дизеля.

Кривая 2 соответствует опытному закону очистки цилинд­ра судовых малооборотных дизелей с прямоточно-клапанным газообменом. До точки а эта кривая совпадает с линией 7, а за­тем отклоняется вниз. Правее точки a Tj_s < cp_s , а это означает,

что часть воздуха начинает уходить в выпускной тракт вследст­вие частичного перемешивания с газами. Для дизелей с контур­ными схемами газообмена точка а располагается левее, а кривая смещена ниже.

Состав отработавших газов и их температура для заключи­тельной фазы продувки цилиндра определяются на основе за­данного закона очистки цилиндра.

§ 6.5. Расчет теплоемкостей, газовых постоянных и теоретической массы воздуха

В численных моделях рабочих процессов ДВС принято пользоваться табличными данными для вычисления истинных изохорных теплоемкостей воздуха и чистых продуктов сгора­ния. В упрощенных алгоритмах вместо таблиц используют ап­проксимирующие зависимости, типа c_v = а + ЪТ + с/7*, где а, Ь, с - постоянные коэффициенты. Как уже отмечалось, влагосо­держание воздуха при этом не учитывается.

Расчет теплоемкости чистых продуктов сгорания осущест­вляется по аппроксимирующей зависимости с коэффициентами а, Ь, с, определенными для углеводородного топлива среднего состава С = 0,87; Н = 0,126; О = 0,004 при стехиометрическом соотношении воздух/топливо.