FILE ENGLISH Torque and power output Torque The conrod converts the li dịch - FILE ENGLISH Torque and power output Torque The conrod converts the li Việt làm thế nào để nói

FILE ENGLISH Torque and power outpu

FILE ENGLISH

Torque and power output
Torque
The conrod converts the linear motion of the piston into rotational motion of the crankshaft. The force with which the expanding air/fuel mixture forces the piston downwards is thus translated into rotational force or torque by the leverage of the crankshaft.
The output torque M of the engine is, therefore, dependent on mean pressure pe (mean piston or operating pressure). It is expressed by the equation:
M = pe . VH /(4.).
Where
V¬H is the cubic capacity of the engine and.
The mean pressure can reach levels of 8…22 bar in small turbocharged diesel engines for cars. By comparison, gasonline engines achieve levels of 7…11 bar.

The maximum achievable torque, Mmax, that the engine can deliver is determind by its design (cubic capacity, method of aspiration, etc…). The torque output is adjusted to the requirements of the driving situation essentially by altering the fuel and air mass and mixing ratio.
Torque increasses in relation to engine speed, n, until maximum torque, Mmax, is reached (Fig.1). As the engine speed increases beyond that point, the torque begins to fall again ( maximum permissible engine load, desired performance, gearbox design ).
Engine design efforts are aimed at generating maximum torque at low engine speeds ( under 2,000 rpm ) because at those speeds fule consumption is at its most economical and the engine’s response characteristics are perceived as positive ( good “ pulling power”).
Power output
The power P ( work per unit of time) generated by the engine depends on torque M and engine speed n. Engine power output increases with engine speed unitl it reaches its maximum level, or rated power Prated at the engine’s rated speed, nrated. The following equation applies: P = 2 . . n . M
Figure 1.a shows a comparison between the power curves of diesel engines made in 1968 and in 1998 in relation to engine speed.
Due to their lower maximum engnine speeds, diesel engines have a lower displacement-related power output than gasonline engines. Modern diesel engines for cars have rated speeds of between 3,500 and 5,00000 rpm.
Fig 1: Torque and power curves for two diesel car engines with a capacity of approx.
Power curve
Torque curve
1968 Engine
1998 Engine
Mmax Maximum forques
Prated Rated power
nrated Rated speed

Engine efficiency
The internal-combustion engine does work by changing the pressure and volume of a working gas ( cylinder charge).
Effective efficiency of the engine is the ratio between input engrgy (fuel) and useful work. This results from the thermal efficiency of an ideal work process ( Seiliger process) and the percentage losses of a real process.

Seiliger process
Reference can be made to the Seiliger process as a thermodynamic comparison process for the reciprocating-piston engine. It describes the theoretically useful work under ideal conditions. This ideal process assumes the following simplifications:
Ideal gas as working medium
Gas with constant specific heat
No flow losses during gas exchange
Fig. 1: Seiliger process for diesel engines
1-2 Isentropic compression
2-3 Isochoric heat propagation
3-3’ Isobaric heat propagation
3’-4 Isentropic expansion
4-1 Isochoric heat dissipation
TDC Top dead center BDC Bottom dead center
qA Quantity of heat dissipated during gas exchange
qBp Combustion heat at constant pressure
qBV Combustion heart at constant volume
W Theoretical work
The state of the working gas can be described by specifying ( p) and volume (V). Changes in state are presented in the p-V chart (Fig.1), where the enclosed area corre-sponds to work that is carried out in an operating cycle.
In the Seiliger process, the following process steps take place:
Isentropic compression (1-2)
With isentropic comopression ( compression at constant entropy, i.e.without transfer of heat), pressure in the cylinder increases while the volume of the gas decreases.
Isochirc heat propagation (2-3)
The air/fuel mixture starts to burn. Heart propagation (qBV) takes place at a constant volume (isochoric). Gas pressure also increases.
Isobaric heat propagation (3-3’)
Further heat propagation (qBp) takes place at constant pressure ( isobaric) as the piston moves downwards and gas volume increases.
Isentropic expansion (3’-4)
The piston continuses to move downwards to bottom dead center. No further heat transfer takes place. Pressure drops as volume increases.
Isochoric heat dissipation (4-1)
During the gas-exchange phase, the remaining heat is removed (qA). This takes phace at a constant gas volume ( completely and at infinte speed). The initial situation is thus restored and a new operating cycle begins.
p-V chart of the real process
To determine the work done in the real process, the pressure curve in the cylinder is measured and presented in the p-V chart ( Fig. 2 ). The area of upper curve corresponds to the work present at the piston.
Fig. 2: Real process in a turocharged/supercharged diesel engine represented by p-V indicator diagram
EO Exhaust opens
EC Exhaust closes
SOC Start of combustion
IO Inlet opens
IC Inlel closes
TDC Top dead center
BDC Bottom dead center

pU Ambient pressure

pL Charge-air pressure

pZ Maximum cylinder pressure

Vc Compression volume

Vh Swept volume

WM Indexed work

WG Work during gas exchange ( turbocharger/supercharger)


Fig. 3: Pressure vs. crankshaft rotation curve (p-a diagram) for a turbocharge/supercharged diesel engine
EO Exhaust opens
EC Exhaust closes
SOC Start of combustion
IO Inlet opens
IC Inlet closes
TDC Top dead center
BDC Bottom dead center

pV Ambient pressure

pL Charge-air pressure

pZ Maximum cylinder pressure

For assisted-aspiration engines, the gas-ex-change area (WG) has to be added to this since the compressed air delivered by the turbocharger/supercharger also helps to press the piston downwards on the induction stroke.
Losses caused by exchange are over-compensated at many operating points by the supercharger/turbocharger, resulting in a positive contribution to the work done.
Representation of pressure by means of the crankshaft angle (Fig. 3, previous page) is used in the thrmodynamic pressure-curve analyis, for example.
Efficiency
Effictive efficiency of the diesel engine is defined as: ne = We / WB
We is the work effectively available at the crankshaft.
WB is the calorific value of the fuel supplied
Effective efficiency ne is representable as the product of the thermal efficiency of the ideal process and other efficiencies that include the influences of the real process:
ne = nth . ng . nb . nm = ni . nm
where
nth : thermal efficiency
nth is the thermal efficiency of the Seiliger process. This process considers heat losses occurring in the ideal process and is mainly dependent on compression ratio and excess-air factor.
As the diesel run at a higher compression ratio than a gasonline engine and high excess-air factor, it achieves higher efficiency.
ng : efficiency of cycle factor
ng specifies work done in the real high-pressure work process as a factor of the thearetical work of the Seiliger process.
Deviations between the real and the ideal processes mainly result from use of the real working gas, the finite velocity of heat propagation and dissipation, the position of heat propagation, wall heat loss, and flow losses during the gas-exchange process.

nb : fuel conversion factor
nb considers losses occurring due to incomplete fuel combustion in the sylinder.

nm : mechanical effciency

nm includers friction losses and losses arising from driving ancillary assemblies. Frictional and power-tranmission losses increase with engine speed. At nominal speed, frictional losses are composed of the following:

+ Pistons and piston rings approx. 50%
+ Bearing approx. 20%
+ Oil pump approx. 10%
+ Coolant pump approx. 5%
+ Valve-gear approx. 10%
+ Fule-injection pump approx. 5%

If the engine has a supercharger, this must also be included.

ni : efficiency index
The efficiency index is the ratio between ‘indexed’ work present at the piston Wi and the calorific value of the fuel supplied.
Work effectively avilable at the crankshaft We results from indexed work taking mechanical losses into consideration:
We = Wi . nm
Operating statuses
Starting
Staring an engine involves the following stages: cranking, ignition and running up to self-sustained operation.
The hot, compressed air produced by the compression stroke has to ignite the injected fuel (combustion start). The minimum ignition temperature requierd for diesel fule is approx. 250oC.
This temperature must also be reached in poor conditions. Low engine speeds, low outside temperature (Fig. 1: Compression pressure and ultimate temperature relative to engine speed). The reasons for this phenomenon are leakage losses through the piston ring gaps between the piston and the cylinder wall and the fact that when the engine is first started, there is no thermal expansion and an oil film has not formed. Due to heat loss during compression, maximum compression temperature is reached a few degrees before TDC (thermodynamic loss angle, Fig. 2)
Fig. 2: Compression pressure as a factor of crackshaft angle
+ fa Outside temperature
+ tZ Ignition temperature of diesel fuel
+ aT Thermodynamic loss angle
+ n = 200 rpm

When the engine is cold, heat loss occurs across the combustion-chamber surface area during the compression stroke. On indirect-injection (IDI) engines, this heat loss is particularly high due to the larger surface area.
Internal engine friction is higher viscosity of the engine oil. For this reason, and also due to low battery voltage, the starter-motor speed is only relatively low.
The speed of the starter motor is particularly low when it is cold because the battery voltage drops at low temperatures.

The following measu
0/5000
Từ: -
Sang: -
Kết quả (Việt) 1: [Sao chép]
Sao chép!
FILE ENGLISH Torque and power output Torque The conrod converts the linear motion of the piston into rotational motion of the crankshaft. The force with which the expanding air/fuel mixture forces the piston downwards is thus translated into rotational force or torque by the leverage of the crankshaft. The output torque M of the engine is, therefore, dependent on mean pressure pe (mean piston or operating pressure). It is expressed by the equation:M = pe . VH /(4.).WhereV¬H is the cubic capacity of the engine and. The mean pressure can reach levels of 8…22 bar in small turbocharged diesel engines for cars. By comparison, gasonline engines achieve levels of 7…11 bar. The maximum achievable torque, Mmax, that the engine can deliver is determind by its design (cubic capacity, method of aspiration, etc…). The torque output is adjusted to the requirements of the driving situation essentially by altering the fuel and air mass and mixing ratio. Torque increasses in relation to engine speed, n, until maximum torque, Mmax, is reached (Fig.1). As the engine speed increases beyond that point, the torque begins to fall again ( maximum permissible engine load, desired performance, gearbox design ). Engine design efforts are aimed at generating maximum torque at low engine speeds ( under 2,000 rpm ) because at those speeds fule consumption is at its most economical and the engine’s response characteristics are perceived as positive ( good “ pulling power”). Power output The power P ( work per unit of time) generated by the engine depends on torque M and engine speed n. Engine power output increases with engine speed unitl it reaches its maximum level, or rated power Prated at the engine’s rated speed, nrated. The following equation applies: P = 2 . . n . M Figure 1.a shows a comparison between the power curves of diesel engines made in 1968 and in 1998 in relation to engine speed. Due to their lower maximum engnine speeds, diesel engines have a lower displacement-related power output than gasonline engines. Modern diesel engines for cars have rated speeds of between 3,500 and 5,00000 rpm. Fig 1: Torque and power curves for two diesel car engines with a capacity of approx. Power curve Torque curve 1968 Engine 1998 EngineMmax Maximum forquesPrated Rated powernrated Rated speed Engine efficiencyThe internal-combustion engine does work by changing the pressure and volume of a working gas ( cylinder charge). Effective efficiency of the engine is the ratio between input engrgy (fuel) and useful work. This results from the thermal efficiency of an ideal work process ( Seiliger process) and the percentage losses of a real process. Seiliger process Reference can be made to the Seiliger process as a thermodynamic comparison process for the reciprocating-piston engine. It describes the theoretically useful work under ideal conditions. This ideal process assumes the following simplifications: Ideal gas as working medium Gas with constant specific heat No flow losses during gas exchangeFig. 1: Seiliger process for diesel engines 1-2 Isentropic compression 2-3 Isochoric heat propagation 3-3’ Isobaric heat propagation 3’-4 Isentropic expansion 4-1 Isochoric heat dissipationTDC Top dead center BDC Bottom dead centerqA Quantity of heat dissipated during gas exchangeqBp Combustion heat at constant pressureqBV Combustion heart at constant volumeW Theoretical work The state of the working gas can be described by specifying ( p) and volume (V). Changes in state are presented in the p-V chart (Fig.1), where the enclosed area corre-sponds to work that is carried out in an operating cycle. In the Seiliger process, the following process steps take place:Isentropic compression (1-2) With isentropic comopression ( compression at constant entropy, i.e.without transfer of heat), pressure in the cylinder increases while the volume of the gas decreases. Isochirc heat propagation (2-3) The air/fuel mixture starts to burn. Heart propagation (qBV) takes place at a constant volume (isochoric). Gas pressure also increases. Isobaric heat propagation (3-3’) Further heat propagation (qBp) takes place at constant pressure ( isobaric) as the piston moves downwards and gas volume increases. Isentropic expansion (3’-4) The piston continuses to move downwards to bottom dead center. No further heat transfer takes place. Pressure drops as volume increases. Isochoric heat dissipation (4-1) During the gas-exchange phase, the remaining heat is removed (qA). This takes phace at a constant gas volume ( completely and at infinte speed). The initial situation is thus restored and a new operating cycle begins.p-V chart of the real process To determine the work done in the real process, the pressure curve in the cylinder is measured and presented in the p-V chart ( Fig. 2 ). The area of upper curve corresponds to the work present at the piston.Fig. 2: Real process in a turocharged/supercharged diesel engine represented by p-V indicator diagram EO Exhaust opens EC Exhaust closes SOC Start of combustion IO Inlet opens IC Inlel closes TDC Top dead center BDC Bottom dead center pU Ambient pressure pL Charge-air pressure pZ Maximum cylinder pressure Vc Compression volume Vh Swept volume WM Indexed work WG Work during gas exchange ( turbocharger/supercharger) Fig. 3: Pressure vs. crankshaft rotation curve (p-a diagram) for a turbocharge/supercharged diesel engine EO Exhaust opens EC Exhaust closes SOC Start of combustion IO Inlet opens IC Inlet closes TDC Top dead center BDC Bottom dead center pV Ambient pressure pL Charge-air pressure pZ Maximum cylinder pressure For assisted-aspiration engines, the gas-ex-change area (WG) has to be added to this since the compressed air delivered by the turbocharger/supercharger also helps to press the piston downwards on the induction stroke. Losses caused by exchange are over-compensated at many operating points by the supercharger/turbocharger, resulting in a positive contribution to the work done.
Representation of pressure by means of the crankshaft angle (Fig. 3, previous page) is used in the thrmodynamic pressure-curve analyis, for example.
Efficiency
Effictive efficiency of the diesel engine is defined as: ne = We / WB
We is the work effectively available at the crankshaft.
WB is the calorific value of the fuel supplied
Effective efficiency ne is representable as the product of the thermal efficiency of the ideal process and other efficiencies that include the influences of the real process:
ne = nth . ng . nb . nm = ni . nm
where
nth : thermal efficiency
nth is the thermal efficiency of the Seiliger process. This process considers heat losses occurring in the ideal process and is mainly dependent on compression ratio and excess-air factor.
As the diesel run at a higher compression ratio than a gasonline engine and high excess-air factor, it achieves higher efficiency.
ng : efficiency of cycle factor
ng specifies work done in the real high-pressure work process as a factor of the thearetical work of the Seiliger process.
Deviations between the real and the ideal processes mainly result from use of the real working gas, the finite velocity of heat propagation and dissipation, the position of heat propagation, wall heat loss, and flow losses during the gas-exchange process.

nb : fuel conversion factor
nb considers losses occurring due to incomplete fuel combustion in the sylinder.

nm : mechanical effciency

nm includers friction losses and losses arising from driving ancillary assemblies. Frictional and power-tranmission losses increase with engine speed. At nominal speed, frictional losses are composed of the following:

+ Pistons and piston rings approx. 50%
+ Bearing approx. 20%
+ Oil pump approx. 10%
+ Coolant pump approx. 5%
+ Valve-gear approx. 10%
+ Fule-injection pump approx. 5%

If the engine has a supercharger, this must also be included.

ni : efficiency index
The efficiency index is the ratio between ‘indexed’ work present at the piston Wi and the calorific value of the fuel supplied.
Work effectively avilable at the crankshaft We results from indexed work taking mechanical losses into consideration:
We = Wi . nm
Operating statuses
Starting
Staring an engine involves the following stages: cranking, ignition and running up to self-sustained operation.
The hot, compressed air produced by the compression stroke has to ignite the injected fuel (combustion start). The minimum ignition temperature requierd for diesel fule is approx. 250oC.
This temperature must also be reached in poor conditions. Low engine speeds, low outside temperature (Fig. 1: Compression pressure and ultimate temperature relative to engine speed). The reasons for this phenomenon are leakage losses through the piston ring gaps between the piston and the cylinder wall and the fact that when the engine is first started, there is no thermal expansion and an oil film has not formed. Due to heat loss during compression, maximum compression temperature is reached a few degrees before TDC (thermodynamic loss angle, Fig. 2)
Fig. 2: Compression pressure as a factor of crackshaft angle
+ fa Outside temperature
+ tZ Ignition temperature of diesel fuel
+ aT Thermodynamic loss angle
+ n = 200 rpm

When the engine is cold, heat loss occurs across the combustion-chamber surface area during the compression stroke. On indirect-injection (IDI) engines, this heat loss is particularly high due to the larger surface area.
Internal engine friction is higher viscosity of the engine oil. For this reason, and also due to low battery voltage, the starter-motor speed is only relatively low.
The speed of the starter motor is particularly low when it is cold because the battery voltage drops at low temperatures.

The following measu
đang được dịch, vui lòng đợi..
Kết quả (Việt) 2:[Sao chép]
Sao chép!
FILE ENGLISH Torque và sản lượng điện Torque Các Conrod chuyển đổi chuyển động tuyến tính của piston thành chuyển động quay của trục khuỷu. Các lực lượng với đó hỗn hợp không khí / nhiên liệu mở rộng lực lượng piston xuống được do đó dịch ra lực quay hoặc mô-men xoắn của đòn bẩy của trục khuỷu. Các M mômen động cơ, do đó, phụ thuộc vào pe áp trung bình (có nghĩa là piston hoặc điều hành áp lực). Nó được biểu diễn bởi phương trình: M = pe. VH / (4.). Trường hợp V¬H là công suất khối động cơ và. Áp lực trung bình có thể đạt mức 8 ... 22 thanh trong các động cơ diesel tăng áp nhỏ cho xe ô tô. Bằng cách so sánh, động cơ gasonline đạt mức 7 ... 11 bar. Các mô-men xoắn tối đa đạt được, Mmax, mà động cơ có thể cung cấp là determind bởi thiết kế của nó (công suất khối, phương pháp của khát vọng, vv ...). Các đầu ra mô-men xoắn được điều chỉnh theo yêu cầu của tình hình lái xe cơ bản bằng cách thay đổi nhiên liệu và khối không khí và tỷ lệ pha trộn. Increasses Torque liên quan đến tốc độ động cơ, n, cho đến khi mô-men xoắn tối đa, Mmax, là đạt (Hình 1). Khi tăng tốc độ động cơ vượt quá điểm này, mô-men xoắn bắt đầu rơi một lần nữa (tải động cơ cho phép tối đa, hiệu quả mong muốn, thiết kế hộp số). Nỗ lực thiết kế động cơ là nhằm mục đích tạo ra mô-men xoắn tối đa ở tốc độ động cơ thấp (dưới 2.000 rpm) vì ở những tốc độ tiêu thụ Fule là nó tiết kiệm nhất và đặc điểm đáp ứng của động cơ được cho là tích cực (tốt "sức kéo"). Sản lượng điện Các điện P (làm việc trên một đơn vị thời gian) được tạo ra bởi các công cụ phụ thuộc vào mô-men xoắn M và tốc độ động cơ n. Động cơ tăng sản lượng điện với tốc độ động cơ unitl nó đạt đến mức tối đa của nó, hoặc quyền lực đánh giá Prated ở tốc độ định mức của động cơ, nrated. Các phương trình sau đây được áp dụng: P = 2. . n. M Hình 1.a thấy sự so sánh giữa các đường cong sức mạnh của động cơ diesel được thực hiện trong năm 1968 và năm 1998 liên quan đến tốc độ động cơ. Do tốc độ engnine tối đa của họ thấp hơn, động cơ diesel có một sản lượng điện chuyển liên quan thấp hơn so với động cơ gasonline. Động cơ diesel hiện đại cho xe ô tô đã đánh giá tốc độ từ 3.500 rpm và 5,00000. Hình 1: Mô-men xoắn và các đường cong điện cho hai động cơ xe diesel có công suất xấp xỉ. Đường cong điện đường cong Torque 1968 động cơ 1.998 cơ Mmax tối đa forques điện Prated Xếp hạng nrated Xếp hạng tốc độ hiệu quả động cơ Động cơ đốt trong làm việc bằng cách thay đổi áp suất và thể tích của một chất khí làm việc (phụ trách trụ). hiệu quả hiệu quả của động cơ là tỉ số giữa engrgy đầu vào (nhiên liệu) và công việc hữu ích. Đây là kết quả hiệu suất nhiệt của một quá trình làm việc lý tưởng (quá trình Seiliger) và tỷ lệ tổn thất của một quá trình thực. Seiliger quá trình chạy có thể được thực hiện cho các quá trình Seiliger như một quá trình so sánh nhiệt động lực học cho các động cơ pittông-piston. Nó mô tả các công việc về mặt lý thuyết hữu ích trong điều kiện lý tưởng. Quá trình lý tưởng này giả định đơn giản hóa sau đây: khí lý như làm việc trung bình gas với nhiệt dung riêng không đổi Không có tổn thất dòng chảy trong quá trình trao đổi khí Fig. 1: Quá trình Seiliger cho động cơ diesel 1-2 đẳng entropy nén 2-3 tuyên truyền nhiệt Isochoric truyền nhiệt đẳng áp 3-3 '3'-4 mở rộng đẳng entropy 4-1 tản nhiệt Isochoric điểm chết TDC Top BDC dưới điểm chết QA Số lượng nhiệt tiêu tan trong quá trình trao đổi khí qBp Combustion nhiệt ở áp suất không đổi qBV đốt tim ở thể tích không đổi W việc lý thuyết Nhà nước của các khí làm việc có thể được mô tả bằng cách xác định (p) và thể tích (V). Những thay đổi trong trạng thái được thể hiện trong biểu đồ pV (Hình 1), nơi các khu vực kèm theo Corre-sponds để làm việc đó được thực hiện trong một chu kỳ kinh doanh. Trong quá trình Seiliger, các bước quy trình sau đây sẽ diễn ra: đẳng entropy nén (1- 2) Với comopression đẳng entropy (nén tại entropy không đổi, iewithout truyền nhiệt), áp suất trong xi lanh tăng trong khi khối lượng của khí giảm. truyền nhiệt Isochirc (2-3) Các hỗn hợp / nhiên liệu không khí bắt đầu ghi. Tuyên truyền tim (qBV) diễn ra tại một khối lượng không đổi (isochoric). Áp suất khí cũng tăng. Truyền nhiệt đẳng áp (3-3 ') truyền nhiệt tiếp (qBp) diễn ra ở áp suất không đổi (đẳng áp) như các piston di chuyển xuống dưới và khối lượng khí tăng. Mở rộng đẳng entropy (3'-4) Các continuses piston để di chuyển xuống đến điểm chết dưới. Không truyền nhiệt tiếp tục diễn ra. Áp lực giảm khi khối lượng tăng. Tản nhiệt Isochoric (4-1) Trong giai đoạn trao đổi khí, lượng nhiệt còn lại được lấy ra (QA). Này có phace tại một lượng khí không đổi (hoàn toàn và ở tốc độ infinte). Do đó tình hình ban đầu được phục hồi và một chu kỳ kinh doanh mới bắt đầu. Biểu đồ pV của quá trình thực Để xác định các công việc thực hiện trong quá trình thực tế, các đường cong áp suất trong xi lanh được đo và thể hiện trong biểu đồ pV (Fig. 2). Các khu vực của đường cong trên tương ứng với hiện tại làm việc tại các piston. Fig. 2: Bất quá trình trong một công cụ turocharged / tăng áp diesel đại diện bởi pV biểu đồ thị EO Exhaust mở EC Exhaust đóng SOC Bắt đầu đốt IO Inlet mở IC Inlel đóng TDC Top chết trung tâm BDC dưới điểm chết pU Ambient áp PL áp Charge-khí pZ tối đa áp suất xi lanh Vc nén khối lượng Vh lượng Swept WM chỉ mục công việc WG làm việc trong quá trình trao đổi khí (turbocharger / supercharger) Fig. 3: Áp lực so với đường cong quay trục khuỷu (sơ đồ pa) cho một Turbocharge / tăng áp động cơ diesel EO Exhaust mở EC Exhaust đóng SOC Bắt đầu đốt IO Inlet mở IC Inlet đóng TDC Top chết trung tâm BDC dưới điểm chết pV Ambient áp PL Charge-không khí áp pZ xi lanh áp suất tối đa cho động cơ hỗ trợ, nguyện vọng, các khu vực khí-ex-change (WG) đã được thêm vào này kể từ khí nén cung cấp bởi các turbo tăng áp / supercharger cũng giúp nhấn piston xuống trên đột quỵ cảm ứng. Trận do trao đổi được hơn bù tại nhiều điểm hoạt động của bộ siêu tăng áp / turbo tăng áp, kết quả là một đóng góp tích cực cho công việc thực hiện. Đại diện của áp lực bằng các phương tiện của các góc trục khuỷu (Fig. 3, trang trước) được sử dụng trong áp lực thrmodynamic . analyis -curve, ví dụ hiệu quả Effictive hiệu quả của động cơ diesel được định nghĩa là: ne = Chúng tôi / WB Chúng tôi là công việc có hiệu quả có sẵn tại các trục khuỷu. WB là các giá trị năng lượng của nhiên liệu cung cấp hiệu quả hiệu quả ne thể được biểu diễn sản phẩm của hiệu suất nhiệt của các quá trình lý tưởng và hiệu quả khác mà bao gồm những ảnh hưởng của quá trình thực: ne = n. ng. nb. nm = ni. nm nơi thứ n: nhiệt hiệu quả thứ n là hiệu quả nhiệt của quá trình Seiliger. Quá trình này xem xét tổn thất nhiệt xảy ra trong quá trình lý tưởng và chủ yếu phụ thuộc vào tỉ lệ nén và yếu tố dư thừa không khí. Khi diesel chạy ở một tỉ lệ nén cao hơn so với động cơ gasonline và yếu tố dư thừa không khí cao, nó đạt được cao hơn hiệu quả. Ng: hiệu quả của yếu tố chu kỳ ng quy định cụ thể việc thực hiện trong quá trình làm việc với áp lực cao thực sự là một yếu tố của công việc thearetical của quá trình Seiliger. Độ lệch giữa thực tế và các quá trình lý tưởng chủ yếu là kết quả từ việc sử dụng khí làm việc thực tế, vận tốc hữu hạn của tuyên truyền nhiệt và tản, vị trí của công tác tuyên truyền nhiệt, mất nhiệt thành, và tổn thất dòng chảy trong quá trình trao đổi khí. nb: nhiên liệu chuyển đổi yếu tố nb xem xét thiệt hại xảy ra do quá trình đốt cháy nhiên liệu không đầy đủ trong sylinder. nm: cơ khí effciency includers nm ma sát tổn thất và thiệt hại phát sinh từ các lái xe lắp ráp phụ trợ. Tổn thất ma sát và lực-tranmission tăng với tốc độ động cơ. Ở tốc độ danh định, tổn thất ma sát được cấu tạo như sau: + Pistons và vòng piston approx. 50% + Mang approx. 20% + Dầu bơm approx. 10% + bơm nước làm mát khoảng. 5% + Van-gear approx. 10% + bơm Fule phun approx. 5% Nếu động cơ có một bộ siêu tăng áp, điều này cũng phải được bao gồm. Ni: hiệu quả index Chỉ số hiệu quả là tỷ lệ giữa 'lập chỉ mục' công việc hiện tại piston Wi và nhiệt trị của nhiên liệu cung cấp. Làm việc hiệu quả avilable tại trục khuỷu Chúng tôi kết quả từ việc lập chỉ mục lấy tổn thất cơ khí xem xét: Chúng tôi = Wi. nm trạng thái điều hành Bắt đầu Nhìn chằm chằm một động cơ bao gồm các giai đoạn sau đây:. cranking, đánh lửa và chạy lên đến hoạt động tự duy trì độ nóng, khí nén được sản xuất bởi các cơn đột quỵ nén có để đốt cháy các nhiên liệu tiêm (đầu đốt). Các requierd nhiệt độ lửa tối thiểu cho Fule diesel là xấp xỉ. 250oC. Nhiệt độ này cũng phải đạt được trong điều kiện nghèo. Tốc độ động cơ thấp, nhiệt độ bên ngoài thấp (Hình 1: áp lực nén và nhiệt độ cuối cùng liên quan đến tốc độ động cơ.). Những lý do cho hiện tượng này là lỗ rò rỉ thông qua các khoảng trống vòng piston giữa pit-tông và tường xi lanh và thực tế là khi động cơ đầu tiên bắt đầu, không có sự giãn nở nhiệt và một màng dầu chưa hình thành. Do mất nhiệt trong quá trình nén, nhiệt độ nén tối đa đạt được một vài độ trước TDC (góc tổn thất nhiệt, 2 hình.) Hình. 2: áp suất nén như là một yếu tố của góc crackshaft + fa Nhiệt độ bên ngoài + nhiệt độ TZ đánh lửa của nhiên liệu diesel + aT góc tổn thất nhiệt động + n = 200 rpm Khi động cơ lạnh, mất nhiệt xảy ra trên diện tích bề mặt đốt buồng trong nén đột quỵ. Trên gián tiếp-injection (IDI) Động cơ, mất nhiệt này là đặc biệt cao do diện tích bề mặt lớn hơn. Động cơ nội ma sát là độ nhớt cao hơn dầu động cơ. Vì lý do này, và cũng do điện áp pin thấp, tốc độ khởi động cơ chỉ là tương đối thấp. Tốc độ của động cơ khởi động đặc biệt thấp khi trời lạnh bởi vì điện áp pin xuống ở nhiệt độ thấp. Các measu sau























































































































































đang được dịch, vui lòng đợi..
　
Các ngôn ngữ khác
Hỗ trợ công cụ dịch thuật: Albania, Amharic, Anh, Armenia, Azerbaijan, Ba Lan, Ba Tư, Bantu, Basque, Belarus, Bengal, Bosnia, Bulgaria, Bồ Đào Nha, Catalan, Cebuano, Chichewa, Corsi, Creole (Haiti), Croatia, Do Thái, Estonia, Filipino, Frisia, Gael Scotland, Galicia, George, Gujarat, Hausa, Hawaii, Hindi, Hmong, Hungary, Hy Lạp, Hà Lan, Hà Lan (Nam Phi), Hàn, Iceland, Igbo, Ireland, Java, Kannada, Kazakh, Khmer, Kinyarwanda, Klingon, Kurd, Kyrgyz, Latinh, Latvia, Litva, Luxembourg, Lào, Macedonia, Malagasy, Malayalam, Malta, Maori, Marathi, Myanmar, Mã Lai, Mông Cổ, Na Uy, Nepal, Nga, Nhật, Odia (Oriya), Pashto, Pháp, Phát hiện ngôn ngữ, Phần Lan, Punjab, Quốc tế ngữ, Rumani, Samoa, Serbia, Sesotho, Shona, Sindhi, Sinhala, Slovak, Slovenia, Somali, Sunda, Swahili, Séc, Tajik, Tamil, Tatar, Telugu, Thái, Thổ Nhĩ Kỳ, Thụy Điển, Tiếng Indonesia, Tiếng Ý, Trung, Trung (Phồn thể), Turkmen, Tây Ban Nha, Ukraina, Urdu, Uyghur, Uzbek, Việt, Xứ Wales, Yiddish, Yoruba, Zulu, Đan Mạch, Đức, Ả Rập, dịch ngôn ngữ.

Copyright ©2025 I Love Translation. All reserved.

E-mail: