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

Kết quả (Việt) 1:

TẬP TIN TIẾNG ANH Mô-men xoắn và điện đầu ra Mô-men xoắn Conrod chuyển đổi chuyển vị tuyến tính của động cơ piston vào các chuyển động quay của crankshaft. Lực lượng mà mở rộng khí/nhiên liệu hỗn hợp lực lượng xuống piston do đó được dịch sang lực lượng quay hoặc mô-men xoắn bằng cách tận dụng crankshaft. Đầu ra mô-men xoắn M của động cơ là, do đó, có nghĩa là áp suất pe (có nghĩa là động cơ piston hoặc áp lực hoạt động). Nó được thể hiện bởi phương trình:M = pe. VH /(4.).NơiV¬H là khối công suất của động cơ và. Áp lực có nghĩa là có thể đạt được cấp 8... 22 thanh trong nhỏ cơ diesel động cho xe ô tô. Bằng cách so sánh, động cơ gasonline đạt được cấp độ 7... 11 bar. Mô-men xoắn đạt được tối đa, Mmax, động cơ có thể cung cấp là determind bởi thiết kế của nó (khối công suất, các phương pháp của khát vọng, vv...). Đầu ra mô-men xoắn được điều chỉnh để các yêu cầu của tình hình lái xe về cơ bản bằng cách thay đổi các nhiên liệu và khối khí và pha trộn tỷ lệ. Mô-men xoắn increasses trong quan hệ với tốc độ động cơ, n, cho đến khi mô-men xoắn tối đa, Mmax, đạt (Fig.1). Khi tốc độ động cơ tăng vượt ra ngoài thời điểm đó, mô-men xoắn bắt đầu rơi một lần nữa (động cơ cho phép tối đa tải, hiệu quả mong muốn, thiết kế hộp số). Động cơ thiết kế nỗ lực nhằm tạo ra mô-men xoắn tối đa ở tốc độ động cơ thấp (dưới 2.000 rpm) bởi vì ở những tốc độ tiêu thụ fule là lúc của nó tiết kiệm nhất và của động cơ phản ứng đặc điểm được coi là tích cực (tốt "kéo quyền lực"). Sản lượng điện Sức mạnh P (làm việc cho một đơn vị thời gian) được tạo ra bởi động cơ phụ thuộc vào mô-men xoắn M và sản lượng điện động cơ n. động cơ tốc độ tăng với động cơ tốc độ unitl nó đạt đến mức tối đa của nó, hoặc suất Prated tại tốc độ đánh giá cao của động cơ, nrated. Phương trình sau đây áp dụng: P = 2. . n. M Tìm 1.a cho thấy một so sánh giữa các đường cong sức mạnh của thực hiện vào năm 1968, và vào năm 1998 trong quan hệ với tốc độ động cơ động cơ diesel. Do tốc độ tối đa engnine thấp của họ, động cơ diesel có một sản lượng điện liên quan đến trọng lượng rẽ nước thấp hơn so với động cơ gasonline. Động cơ diesel hiện đại cho xe ô tô đã đánh giá cao tốc độ giữa 3.500 và 5,00000 vòng/phút. Hình 1: Mô-men xoắn và quyền lực đường cong cho hai động cơ động cơ diesel xe với sức chứa khoảng Đường cong điện Đường cong mô-men xoắn Động cơ 1968 Động cơ 1998Tối đa Mmax forquesPrated xếp hạng điệnnrated xếp hạng tốc độ Động cơ hiệu quảNội bộ - đốt cháy động cơ làm việc bằng cách thay đổi áp lực và khối lượng của khí làm việc (xi lanh phí). Các hiệu quả hiệu quả của động cơ là tỷ lệ giữa đầu vào engrgy (nhiên liệu) và hữu ích làm việc. Kết quả từ hiệu quả nhiệt của một quá trình làm việc lý tưởng (Seiliger quá trình) và các thiệt hại tỷ lệ phần trăm của một quá trình thực sự. Quá trình Seiliger Tham chiếu có thể được thực hiện cho trình Seiliger như là một quá trình so sánh thăng giáng nhiệt động cơ reciprocating piston. Nó mô tả công việc lý thuyết hữu ích trong điều kiện lý tưởng. Quá trình lý tưởng này giả định simplifications sau đây: Khí lý tưởng như là phương tiện làm việc Khí liên tục nhiệt Không có thiệt hại dòng chảy trong trao đổi khíHình 1: Seiliger quá trình cho động cơ diesel 1-2 isentropic nén Tuyên truyền nhiệt quá 2-3 3-3' quá nhiệt tuyên truyền 3'-4 isentropic mở rộng 4-1 quá tản nhiệtLà TDC đầu chết Trung tâm phía dưới BDC chết Trung tâmbảo đảm chất lượng số lượng nhiệt ăn chơi trong trao đổi khíqBp đốt nóng ở áp suất liên tụcqBV đốt tim tại khối lượng liên tụcCông trình lý thuyết W Bang khí làm việc có thể được mô tả bởi chỉ định (p) và khối lượng (V). Những thay đổi trong trạng thái được trình bày trong biểu đồ p-V (Fig.1), nơi kèm theo lá corre-sponds để làm việc đó là thực hiện trong một chu kỳ hoạt động. Trong quá trình Seiliger, quá trình bước sau diễn ra:Isentropic nén (1 - 2) Với isentropic comopression (nén tại dữ liệu ngẫu nhiên liên tục, i.e.without chuyển nhiệt), áp lực trong xi-lanh tăng trong khi khối lượng giảm khí. Tuyên truyền nhiệt Isochirc (2-3) Hỗn hợp khí/nhiên liệu bắt đầu để ghi. Tim tuyên truyền (qBV) diễn ra tại một khối lượng liên tục (quá). Khí áp suất cũng tăng. Tuyên truyền nhiệt quá (3-3') Tiếp tục tuyên truyền nhiệt (qBp) diễn ra ở liên tục áp suất (quá) là động cơ piston di chuyển xuống dưới và khối lượng khí tăng. Isentropic mở rộng (3'-4) Continuses piston để di chuyển xuống dưới cùng chết Trung tâm. Không có thêm truyền nhiệt diễn ra. Áp lực giảm khi khối lượng tăng lên. 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 suppliedEffective 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 . nmwhere 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 indexThe 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 rpmWhen 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