Индикаторная мощность Ni – это мощность, которая развивается газами внутри цилиндра.
Работа газов в цилиндрах двигателя за 1 мин рассчитывается по формуле
где n — частота вращения коленчатого вала;
τ — число тактов;
i — число цилиндров.
Тогда работа, совершаемая газами за 1 с, т. е. индикаторная мощность будет
(4.7)
Индикаторный КПД
Индикаторный КПД ηi — это отношение теплоты, преобразованной в индикаторную работу Qi: к общему количеству теплоты затраченного топлива Q1:
(4.8)
где Gтц— цикловая подача топлива;
Нu — низшая теплотворная способность топлива.
Индикаторный КПД характеризует экономичность действительного цикла. Он всегда меньше термодинамического вследствие дополнительных потерь в действительном цикле, которые не учитываются при определении ηt. К таким потерям относятся теплоотдача в стенки цилиндра, потери на неполноту и несвоевременность сгорания топлива, на диссоциацию (распад) продуктов сгорания.
Для оценки степени уменьшения использования теплоты в действительном цикле по сравнению с термодинамическим используют относительный КПД ηo:
Другим показателем, который характеризует экономичность действительного цикла, является индикаторный удельный расход топлива gi:
где GT — часовой расход топлива.
Удельный индикаторный расход топлива и индикаторный КПД связаны между собой отношением
(4.9)
Из уравнения (4.8) получим
Подставив это выражение в уравнение (4.2), получим
Выразив цикловую подачу топлива в зависимости от цикловой подачи воздуха и коэффициента избытка воздуха и подставив эти выражения в предыдущее уравнение, получим
(4.10)
На индикаторные показатели влияют следующие факторы:
1. Топливо. Изменение фракционного состава топлива в зависимости от способа смесеобразования приводит к ухудшению или улучшению индикаторных показателей.
2. Состав смеси. Для дизеля и карбюраторного двигателя состав смеси оказывает различное влияние (рис. 4.2).
Рис 4.2. Зависимости индикаторного КПД дизеля (а) и двигателя с искровым зажиганием (б) от коэффициента избытка воздуха
У карбюраторного двигателя наибольшие значения индикаторного КПД достигаются при а, равным 1,05—1,1, когда имеет место полное и еще достаточно быстрое сгорание топлива. У дизелей вследствие недостатков внутреннего смесеобразования топливо полностью сгорает, если а равно 2,5—4, чему соответствует наибольшее значение ηi. Уменьшение коэффициента избытка воздуха от указанных значений приводит к недогоранию, увеличению тепловых потерь с воздухом, не участвующим в горении.
3. Угол опережения зажигания. С увеличением угла опережения зажигания увеличивается максимальное давление сгорания, «жесткость» работы, потери теплоты (в окружающую среду). При позднем зажигании процесс сгорания смещается на процесс расширения, из-за чего падает давление и с ним индикаторная работа. Поэтому КПД снижает свои значения при любом отклонении угла опережения зажигания от оптимального.
4. Частота вращения коленчатого вала. Рост частоты вращения коленчатого вала приводит к увеличению индикаторного КПД, так как сокращается время цикла и суммарная теплоотдача в стенки цилиндра. Однако при некоторых максимальных значениях частоты вращения коленчатого вала ηi падает, так как догорание топлива все более завершается на линии расширения (по индикаторной диаграмме).
5. Нагрузка. У карбюраторных двигателей наибольшие значения ηi соответствуют средним нагрузкам при экономическом составе топлива (1,05<а<1,15). У дизелей экономический состав топлива соответствует 2,5<а<3,5, а диапазон средних нагрузок при максимальном значении ηi более широк и составляет 25—45 % максимальной нагрузки.
6. Тип камеры сгорания. В случае разделенных камер сгорания индикаторный КПД становится несколько меньше, так как возрастают тепловые и газодинамические потери, однако дизели с такими камерами сгорания имеют меньший период задержки воспламенения, работают бездымно с допустимой токсичностью при меньших значениях а, чем дизели с однополостными камерами сгорания. Поэтому, несмотря на меньшую величину ηi, среднее индикаторное давление двигателей с разделенными камерами сгорания не уступает среднему индикаторному давлению двигателей с неразделенной камерой сгорания.
7. Степень сжатиявлияет на индикаторный КПД так же, как и на термодинамический КПД, поэтому при проектировании двигателей стремятся к увеличению степени сжатия. Однако у карбюраторных двигателей увеличение степени сжатия ограничено детонацией. У дизелей индикаторный КПД при увеличении степени сжатия более тех значений, которые обычно используются, будет меняться незначительно.
8. Климатические условия. При увеличении температуры окружающей среды и снижении давления уменьшается наполнение цилиндров по массе. При неизменной подаче топлива уменьшается коэффициент избытка воздуха, что ведет к снижению показателей ηi и рi.
В табл. 4.1 представлены значения индикаторных показателей для различных двигателей.
Таблица 4.1. Значения индикаторных показателей различных двигателей "а номинальном режиме работы
| Двигатели | p, МПа | ηi | gi, г/(кВт•ч) |
| Четырехтактные с искровым зажиганием без наддува | 0,9-1,2 | 0,3-0,4 | 273-205 |
| Четырехтактные дизели без наддува | 0,75-1,05 | 0,42-0,5 | 202-170 |
| Четырехтактные дизели с наддувом | До 2,5 | 0,42-0,5 | 202-170 |
| Двухтактные дизели без наддува | 0,5-0,7 | 0,4-0,47 | 212-180 |
| Двухтактные дизели с наддувом | До1,5 | 0,4-0,47 | 212-180 |
poznayka.org
Количество просмотров публикации Индикаторный КПД - 310
Индикаторный расход топлива
Для оценки экономичности двигателя применяют параметр, который принято называть ʼʼчасовой расход топливаʼʼ. Этот параметр показывает, сколько топлива израсходовал двигатель за час работы. (Сh, кг/ч). Чем меньше часовой расход топлива у двигателя данной мощности, тем экономичнее работает двигатель. Чтобы сравнивать между собой экономичность двигателей разной мощности, определяют количество топлива, расходуемого двигателем на единицу мощности в час. Количество топлива, расходуемого двигателем на единицу мощности (одну лошадиную силу) в час принято называть удельным расходом топлива.
Удельный расход топлива, отнесенный к индикаторной мощности, принято называть индикаторным удельным расходом топлива или, сокращенно, индикаторным расходом. Индикаторный расход обозначается Сi и имеет размерность кг/л.с. ⋅ ч. Или г/л.с. ⋅ ч.
Τᴀᴋᴎᴍ ᴏϬᴩᴀᴈᴏᴍ, в случае если двигатель имеет часовой расход топлива Сh и развивает индикаторную мощность Ni , то его индикаторный удельный расход топлива будет равен
Величина индикаторного удельного расхода топлива для авиационных двигателей лежит примерно в пределах 0,170—0,210 кг/л.с.⋅ ч. Из всего тепла, внесенного в двигатель с топливом, только часть превращается в индикаторную работу. Чем большая доля внесенного тепла обращается в работу, тем выше экономичность двигателя.
Степень использования тепла, внесенного в двигатель топливом, для получения индикаторной работы определяется по индикаторному к. п. д.
Индикаторным КПД двигателя принято называть отношение тепла, обращенного в индикаторную работу, к теплу, внесенному в двигатель топливом. Индикаторный к. п. д. обозначается ηi и выражается в процентах или долях.
Τᴀᴋᴎᴍ ᴏϬᴩᴀᴈᴏᴍ, в случае если в двигатель было внесено тепло Q и за счёт этого тепла получена индикаторная работа Li, то его индикаторный КПД будет равен
Индикаторный КПД ηi, можно выразить через индикаторный удельный расход топлива Ci и рабочую теплотворность топлива Hu
Действительно, количество тепла, внесенного топливом в двигатель в течение часа, равняется
Q = Cu ⋅ Hh
При этом индикаторная работа должна быть определена по формуле Li = Ni ⋅τ ,
где τ— время в секундах, за ĸᴏᴛᴏᴩᴏᴇ была произведена индикаторная работа Li. В нашем случае
рассматривается интервал времени равный 1 час (3600 сек).
С учетом сказанного можно записать:
В случае если мы определили при испытания двигателя его индикаторную мощность Ni, часовой расход топлива Сh и индикаторный расход топлива Сi, и знаем теплотворность топлива Hu то из последнего уравнения можем найти индикаторный КПД двигателя и, следовательно, установить степень использования тепла, внесенного в двигатель топливом. Этим уравнением пользуются в тех случаях, когда по величине индикаторного КПД, найденного расчетным путем, требуется оценить величину индикаторного удельного расхода топлива.
Из уравнений видно, что индикаторный КПД ηi и индикаторный удельный расход топлива Сi, обратно пропорциональны друг другу, ᴛ.ᴇ. чем больше ηi, тем меньше Сi и наоборот. Второй вывод, который мы можем сделать, состоит по сути в том, что если индикаторный КПД двигателя не меняется, то при работе на разных топливах индикаторный удельный расход топлива изменяется обратно пропорционально его теплотворности Hu. Так, к примеру, при переводе двигателя с работы на бензине (Hu = 10 500 ккал/кг) на бензол (Hu = 9600 ккал/кг) или на этиловый спирт (Hu = 6700 ккал/кг) удельный расход топлива возрастет соответственно в ~ 1,10 и ~ 1,57 раза.
Индикаторный КПД является величиной, определяющей собой основное свойство рабочего процесса двигателя — степень использования тепла, внесенного топливом. По этой причине крайне важно несколько подробнее рассмотреть, какой должна быть величина ηi, а также от чего зависит ηi . Прежде всего, отметим, что индикаторный к. п. д. практически не зависит от рода топлива, на котором работает двигатель. Объясняется это тем, что какова бы ни была теплотворность топлива, количество тепла, выделяющегося при сгорании 1 кг топливовоздушной смеси, практически одинаково для всех топлив. По этой причине на каком бы топливе ни работал двигатель, в случае если коэффициент избытка воздуха α остается постоянным, то Постоянными остаются давления и температуры рабочего процесса цикла, а следовательно, и получаемая работа и индикаторный КПД.
Основными величинами, от которых зависит индикаторный КПД, являются степень сжатия ε двигателя И. коэффициент избытка α.
С увеличением степени сжатия двигателя возрастает как работа͵ затрачиваемая на сжатие, так и работа͵ получаемая от расширения газов. При этом работа расширений возрастает на большую величину. По этой причине индикаторная работа Li, представляющая собой разность работ расширения и сжатия, с увеличением степени сжатия увеличивается. Зависимость ηi(ε) представлена графиком на рисунке 2-1. Из графика видно, что с увеличением степени сжатия индикаторный КПД сначала возрастает очень резко, а затем рост его постепенно замедляется. Так, к примеру, при увеличении степени сжатия на две единицы, от 3,0 до 5,0, ηi возрастает от 0,220 до 0,300, ᴛ.ᴇ. примерно на 38%, а при дальнейшем увеличении на две единицы, от 5,0 до 7,0, увеличивается от 0,300 до 0,360, т. е. всего на 20%.
Для авиационных двигателей, степень сжатия которых лежит в пределах ε =5,0÷7,5, индикаторный КПД при α=1,0 изменяется в пределах ηi=0,30÷0,37. Это значит, что в этих двигателях при теоретическом составе смеси (α=1,0) в индикаторную работу должна быть обращено от 30 до 37% от тепла, внесенного топливом.
Второй величиной, влияющей на индикаторный КПД, является коэффициент избытка воздуха α, на котором работает двигатель. В случае если обогащать смесь, на которой работает двигатель, т. Е. увеличивать количество топлива, поступающего в двигатель, то соответственно будет увеличиваться и количество вносимого им тепла. Вместе с тем поступающее в двигатель топливо ввиду недостатка воздуха не сможет сгорать полностью и часть заключенной в нем химической энергии не перейдет в тепло и останется неиспользованной. Неполнота сгорания топлива, вызванная недостатком воздуха, принято называть химической неполнотой сгорания. По мере обогащения смеси химическая неполнота сгорания топлива увеличивается, при этом общее количество выделившегося тепла уменьшается незначительно вследствие общего увеличения количества топлива.
Рис.1-28. Зависимость индикаторного КПД (ηi ) от степени сжатия (ε)
Благодаря этому, а также вследствие того, что с обогащением смеси увеличивается скорость сгорания, индикаторная работа Li, почти не изменяется. Τᴀᴋᴎᴍ ᴏϬᴩᴀᴈᴏᴍ, мы видим, что по мере обогащения смеси, с одной стороны, непрерывно увеличивается количество тепла, внесенного в двигатель топливом, а с другой, почти не меняется величина развиваемой двигателем индикаторной работы. Отсюда следует, что индикаторный КПД с обогащением смеси должен уменьшаться.
При обеднений смеси индикаторный КПД сначала несколько возрастает. При этом уже при значениях α=1,05÷1,15 он достигает наибольшего значения и затем резко падает. Объясняется то тем, что при дальнейшем обеднении смеси резко снижается скорость ее сгорания, что приводит сначала к уменьшению индикаторной работы, а затем к пропускам в зажигании и неустойчивой работе двигателя.
Зависимость индикаторного КПД от коэффициента избытка воздуха для всех двигателей легкого топлива с принудительным зажиганием практически одинакова и на основании опытных данных должна быть представлена графиком, приведенным на рис.2-2.
На этом же графике пунктирной линией показано процентное изменение среднего индикаторного давления двигателя pi исходя из коэффициента избытка воздуха. Точно так же будет изменяться и индикаторная мощность, развиваемая двигателем при постоянном числе оборотов.
Рис. 1-29. Процентное изменение ηi и pi, исходя из α
referatwork.ru
| Рабочий цикл, как это уже отмечалось ранее, имеет тепловые потери, к числу которых относятся: потеря тепла с охлаждающей водой, потеря тепла с отработавшими газами, потеря тепла вследствие неполноты сгорания топлива и потеря тепла вследствие диссоциации продуктов сгорания. Степень использования тепла в реальном двигателе оценивается так называемым индикаторным к. п. д. ?i, который равен отношению количества тепла, преобразованного в работу в цилиндре реального двигателя, к количеству тепла, затраченному на получение этой работы. Если количество подведенного тепла за рабочий цикл равно Qi ккал, то
где Li— работа, совершаемая газами за один цикл, в кг-м. Величина Qi на один моль воздуха будет равна
Из полученной формулы следует, что ?i зависит от ряда параметров, которые между собой взаимосвязаны, но одновременно следует заметить, что при работе двигателя с постоянными давлением и температурой воздуха перед впускным органом будем иметь
так как значения других параметров (L0, Qн) мало изменяются. Из рассмотрения зависимости (144) следует, что величина ?i главным образом определяется значениями рi, ? и ?н. Чем больше pi при данном значении ?, тем больше ?i. Необходимо обратить внимание на то, что при увеличении ?н возрастает pi, а если у дизеля сохранить при этом количество топлива, подаваемого за цикл неизменным, то ? также возрастет, а потому произведение р1? увеличится больше, чем величина ?н, и, следовательно, ?i при этом повысится. Влияние рi, ? и ?н на ?i и их взаимосвязь объясняются влиянием на протекание процесса сгорания значений ?, ?, качества смесеобразования, нагрузки и числа оборотов двигателя, угла опережения подачи топлива и др. С увеличением в дизелях ? примерно от 1,2 до 2,5—3,0 индикаторный к. п. д. быстро увеличивается, а при дальнейшем увеличении ? рост ?i происходит медленно. Такое увеличение ?i при увеличении ?, как это происходит вследствие более благоприятных условий для протекания процесса сгорания и по причине снижения теплоемкости рабочего тела. При увеличении числа оборотов двигателя ?н снижается, а потому при сохранении подачи топлива за цикл неизменной ? и pi уменьшаются, ?i также уменьшается. При работе двигателя с наддувом повышение ?i происходит, кроме того, за счет более совершенного протекания процесса сгорания и увеличения ? за счет промежуточного охлаждения наддувочного воздуха. Если ?i выразить через работу, совершаемую в цилиндре в течение часа, равную 1 л. с., то
Для сравнения степени использования теплоты в рабочем и в идеальном циклах применяется так называемый относительный к. п. д., который равен отношению индикаторного к. п. д. рабочего цикла к термическому к. п. д. идеального цикла:
У выполненных двигателей ?g колеблется от 0,75 до 0,85. |
vdvizhke.ru
Г.Р. Рикардо рассчитал и проверил на экспериментальном двигателе зависимость индикаторного КПД от степени сжатия для чистого воздуха . Результаты его опытов изображены на рис. 1. При этом делается допущение, что рабочее тело – чистый воздух и что при сгорании углеводородного топлива в среде чистого воздуха образуются только CO2 и h3O. Другое допущение предполагает, что в течение всего цикла отсутствует теплообмен со стенками цилиндра. При этих допущениях КПД такого теоретического цикла: η = 1 - (1/ε)k-1 где ε – степень сжатия; k – показатель адиабаты (отношение теплоемкости при постоянном давлении к теплоемкости при постоянном объеме), равный 1,4 для воздуха. Этот КПД можно использовать для сравнения, но он значительно отличается от реально достижимых, поскольку:
В двигателе идеальные условия не могут быть выдержаны и поэтому его КПД значительно ниже. На рис. 2 кривой а обозначен КПД теоретического цикла с подводом теплоты при постоянном объёме согласно рис. 1. Кривая бпоказывает расчётный КПД этого же цикла для бензовоздушной смеси с 50 %-ным недостатком топлива, кривая в – с 20 %-ным недостатком топлива. Кривая г рассчитана для стехиометрической смеси бензин-воздух. Во всех расчётах циклы считались термодинамическими идеальными, т. е. принималось, что теплота подводится мгновенно в ВМТ, а теплообмен со стенками цилиндра отсутствует. Нижняя кривая д показывает результаты измерения индикаторного КПД на опытном двигателе при степени сжатия 4 – 7. Опыты проводились на смеси с недостатком 15 % топлива, поэтому их можно сравнить с расчетной кривой е при 20 %-ном недостатке топлива. Хорошо видна разница между кривыми в и д, характеризующая потери теплоты за счет излучения, теплопередачи через стенки цилиндра и неполноты процесса сгорания. Кривая д показывает зависимость индикаторного КПД от степени сжатия у реальных двигателей. Для всех кривых расчетом или измерением был определен показатель k. Средняя теплоемкость газов увеличивается с ростом их температуры. Объём цилиндра после полного сгорания топлива заполнен смесью азота, углекислого газа и водяных паров. У азота, составляющего основную часть этой смеси, средняя теплоемкость увеличивается медленней, чем у других газов (таблица ниже). Быстрее всего она растет у водяного пара. Топливо, содержащее большой процент углерода, который сгорит до СО2, выгоднее, чем топливо с большим процентом содержания водорода. Большее значение средней теплоёмкости газа, входящего в состав рабочего тела, способствует тому, что теплота, подводимая к нему, повысит его температуру в меньшей степени, поскольку значительная часть этой теплоты уйдет на нагрев газа. Меньшая же максимальная температура рабочего тела снижает его давление и индикаторный КПД.
При температуре выше 2000 °C начинается диссоциация водяного пара на h3 и O2, а углекислого газа – на CO и O2. На этот процесс расходуется значительное количество теплоты, вследствие чего рост максимальной температуры рабочего тела тормозится. При охлаждении водород и кислород опять соединяются и образуют воду, а CO вновь превращается в CO2. Эти процессы протекают с выделением теплоты, однако полностью она не используется, так как возвращается в цикл в течение достаточно продолжительного процесса расширения.
Зависимость КПД ηтеоретического цикла от соотношения долей топлива, сгоревшего при постоянном объёме V и давлении p, показана на рис. 3. Если сгорает 100 % топлива при постоянном объёме, то достигается максимальное значение КПД. Если 100 % топлива сгорает при постоянном давлении, то этот КПД минимален, так как топливо, которое догорает в процессе продолжительного расширения, для совершения работы имеет в своем распоряжении только малую часть пути, проходимого поршнем. Падение КПД особенно заметно, если при постоянном объеме сгорает менее 60 % топлива. Влияние степени сжатия на КПД и мощность двигателя весьма значительно. Вплоть до степени сжатия ε = 10 КПД увеличивается особенно быстро. Расчетные значения КПД хотя и служат только для сравнения, но наглядно показывают замедление роста КПД при высоких степенях сжатия. Дросселирование воздуха во впускном трубопроводе бензинового двигателя при частичной нагрузке приводит к тому, что давление конца сжатия в цилиндре значительно снижается. Так называемую реальную степень сжатия можно определить по величине давления в конце сжатия [3]. На рис. 4, а показано поле реальных степеней сжатия, полученное путем измерения давлений конца сжатия в карбюраторном двигателе с геометрической степенью сжатияε = 8,5. Верхняя граничная кривая показывает реальную степень сжатия при полностью открытой дроссельной заслонке в зависимости от частоты вращения двигателя n. Ниже этой кривой показано все поле реальных степеней сжатия при различных открытиях дроссельной заслонки. При большом дросселировании заряда во впускном трубопроводе значение реальной степени сжатия падает до ε = 3,5, вследствие чего значительно уменьшается КПД. Это оказывает большое влияние на средний расход топлива при частичных нагрузках бензинового двигателя.
Дросселирование заряда или воздуха, являющееся в бензиновом двигателе способом регулирования его нагрузки, необходимо для сохранения примерно постоянного состава топливовоздушной смеси, что обеспечивает ее надежное зажигание. С другой стороны, желательное повышение степени сжатия ограничено опасностью возникновения детонации, зависящей от давления и температуры смеси в конце хода сжатия. На рис. 5 показано изменение температур сжатой смеси в цилиндре в зависимости от частоты вращенияn и степени открытия дроссельной заслонки двигателя со степенью сжатия ε = 8,5.
Автомобильный двигатель работает большую часть времени при частичной нагрузке и поэтому очень важно улучшить расход топлива именно в этих условиях. На рис. 4, б показано поле реальных степеней сжатия при увеличении геометрической степени сжатия до ε = 12,5. При малой нагрузке реальная степень сжатия повышается на 2,5 единицы, что соответствует улучшению КПД на 10 %. Поршневой двигатель с простым кривошипным механизмом имеет равные между собой геометрические степень сжатия и степень расширения. Однако это свойство невыгодно при использовании энергии давления газов, которая в момент открытия выпускного клапана еще довольно высока. Поэтому еще на начальном этапе развития двигателей внутреннего сгорания искались пути использования давления газов в конце рабочего хода увеличением степени расширения. Одно из таких решений было реализовано в виде специального кривошипного механизма с тремя шатунами и двумя коленчатыми валами. Однако такие сложные механизмы имеют низкиймеханический КПД из-за увеличения числа подшипников, вращающихся и колеблющихся масс. Кроме того, они неработоспособны при высоких частотах вращения, поэтому их использование не принесло ожидаемого улучшения КПД. По этой причине более выгодно использовать повторное расширение газа после его выхода из цилиндра. В настоящее время повторное расширение проводится главным образом в турбине, работающей на отработавших газах. Различных степеней сжатия и расширения можно частично добиться регулированием моментов открытия и закрытия клапанов. Процесс сжатия начинается только после закрытия впускного клапана, поэтому большое запаздывание закрытия впускного клапана после НМТ вызывает снижение фактической степени сжатия. В то же время открытие выпускного клапана непосредственно перёд НМТ повышает степень расширения. Однако его нужно открывать заранее с тем, чтобы давление газов в цилиндре успело снизиться и при последующем выталкивании газов поршнем при его ходе вверх от НМТ к ВМТ не оказывалось большого сопротивления движению поршня. Из этого примера видно, что таким способом нельзя достичь большой разности степеней сжатия и расширения. Если бы впускной клапан закрывался на половине хода поршня, то фактический рабочий объем двигателя (поступающее количество воздуха) снизился бы наполовину. Двигатель с объемом 2000 см3 имел бы мощность, равную двигателю с объемом 1000 см3, но его масса, размеры и стоимость остались бы неизменными. Уменьшилось бы только среднее потребление топлива автомобилем, на котором он установлен. |
ldsto.ru
 Автор: Юлиюс Мацкерле (Julius Mackerle)Источник: «Современный экономичный автомобиль» [1] 18228  0
Г.Р. Рикардо рассчитал и проверил на экспериментальном двигателе зависимость индикаторного КПД от степени сжатия для чистого воздуха [2]. Результаты его опытов изображены на рис. 1. При этом делается допущение, что рабочее тело – чистый воздух и что при сгорании углеводородного топлива в среде чистого воздуха образуются только CO2 и h3O. Другое допущение предполагает, что в течение всего цикла отсутствует теплообмен со стенками цилиндра. При этих допущениях КПД такого теоретического цикла: η = 1 - (1/ε)k-1 где ε – степень сжатия; k – показатель адиабаты (отношение теплоемкости при постоянном давлении к теплоемкости при постоянном объеме), равный 1,4 для воздуха. Этот КПД можно использовать для сравнения, но он значительно отличается от реально достижимых, поскольку:
В двигателе идеальные условия не могут быть выдержаны и поэтому его КПД значительно ниже. На рис. 2 кривой а обозначен КПД теоретического цикла с подводом теплоты при постоянном объёме согласно рис. 1. Кривая б показывает расчётный КПД этого же цикла для бензовоздушной смеси с 50 %-ным недостатком топлива, кривая в – с 20 %-ным недостатком топлива. Кривая г рассчитана для стехиометрической смеси бензин-воздух. Во всех расчётах циклы считались термодинамическими идеальными, т. е. принималось, что теплота подводится мгновенно в ВМТ, а теплообмен со стенками цилиндра отсутствует. Нижняя кривая д показывает результаты измерения индикаторного КПД на опытном двигателе при степени сжатия 4 – 7. Опыты проводились на смеси с недостатком 15 % топлива, поэтому их можно сравнить с расчетной кривой е при 20 %-ном недостатке топлива. Хорошо видна разница между кривыми в и д, характеризующая потери теплоты за счет излучения, теплопередачи через стенки цилиндра и неполноты процесса сгорания. Кривая д показывает зависимость индикаторного КПД от степени сжатия у реальных двигателей. Для всех кривых расчетом или измерением был определен показатель k. Средняя теплоемкость газов увеличивается с ростом их температуры. Объём цилиндра после полного сгорания топлива заполнен смесью азота, углекислого газа и водяных паров. У азота, составляющего основную часть этой смеси, средняя теплоемкость увеличивается медленней, чем у других газов (таблица ниже). Быстрее всего она растет у водяного пара. Топливо, содержащее большой процент углерода, который сгорит до СО2, выгоднее, чем топливо с большим процентом содержания водорода. Большее значение средней теплоёмкости газа, входящего в состав рабочего тела, способствует тому, что теплота, подводимая к нему, повысит его температуру в меньшей степени, поскольку значительная часть этой теплоты уйдет на нагрев газа. Меньшая же максимальная температура рабочего тела снижает его давление и индикаторный КПД.
При температуре выше 2000 °C начинается диссоциация водяного пара на h3 и O2, а углекислого газа – на CO и O2. На этот процесс расходуется значительное количество теплоты, вследствие чего рост максимальной температуры рабочего тела тормозится. При охлаждении водород и кислород опять соединяются и образуют воду, а CO вновь превращается в CO2. Эти процессы протекают с выделением теплоты, однако полностью она не используется, так как возвращается в цикл в течение достаточно продолжительного процесса расширения.
Зависимость КПД η теоретического цикла от соотношения долей топлива, сгоревшего при постоянном объёме V и давлении p, показана на рис. 3. Если сгорает 100 % топлива при постоянном объёме, то достигается максимальное значение КПД. Если 100 % топлива сгорает при постоянном давлении, то этот КПД минимален, так как топливо, которое догорает в процессе продолжительного расширения, для совершения работы имеет в своем распоряжении только малую часть пути, проходимого поршнем. Падение КПД особенно заметно, если при постоянном объеме сгорает менее 60 % топлива. Влияние степени сжатия на КПД и мощность двигателя весьма значительно. Вплоть до степени сжатия ε = 10 КПД увеличивается особенно быстро. Расчетные значения КПД хотя и служат только для сравнения, но наглядно показывают замедление роста КПД при высоких степенях сжатия. Дросселирование воздуха во впускном трубопроводе бензинового двигателя при частичной нагрузке приводит к тому, что давление конца сжатия в цилиндре значительно снижается. Так называемую реальную степень сжатия можно определить по величине давления в конце сжатия [3]. На рис. 4, а показано поле реальных степеней сжатия, полученное путем измерения давлений конца сжатия в карбюраторном двигателе с геометрической степенью сжатия ε = 8,5. Верхняя граничная кривая показывает реальную степень сжатия при полностью открытой дроссельной заслонке в зависимости от частоты вращения двигателя n. Ниже этой кривой показано все поле реальных степеней сжатия при различных открытиях дроссельной заслонки. При большом дросселировании заряда во впускном трубопроводе значение реальной степени сжатия падает до ε = 3,5, вследствие чего значительно уменьшается КПД. Это оказывает большое влияние на средний расход топлива при частичных нагрузках бензинового двигателя.
Дросселирование заряда или воздуха, являющееся в бензиновом двигателе способом регулирования его нагрузки, необходимо для сохранения примерно постоянного состава топливовоздушной смеси, что обеспечивает ее надежное зажигание. С другой стороны, желательное повышение степени сжатия ограничено опасностью возникновения детонации, зависящей от давления и температуры смеси в конце хода сжатия. На рис. 5 показано изменение температур сжатой смеси в цилиндре в зависимости от частоты вращения n и степени открытия дроссельной заслонки двигателя со степенью сжатия ε = 8,5.
Автомобильный двигатель работает большую часть времени при частичной нагрузке и поэтому очень важно улучшить расход топлива именно в этих условиях. На рис. 4, б показано поле реальных степеней сжатия при увеличении геометрической степени сжатия до ε = 12,5. При малой нагрузке реальная степень сжатия повышается на 2,5 единицы, что соответствует улучшению КПД на 10 %. Поршневой двигатель с простым кривошипным механизмом имеет равные между собой геометрические степень сжатия и степень расширения. Однако это свойство невыгодно при использовании энергии давления газов, которая в момент открытия выпускного клапана еще довольно высока. Поэтому еще на начальном этапе развития двигателей внутреннего сгорания искались пути использования давления газов в конце рабочего хода увеличением степени расширения. Одно из таких решений было реализовано в виде специального кривошипного механизма с тремя шатунами и двумя коленчатыми валами. Однако такие сложные механизмы имеют низкий механический КПД из-за увеличения числа подшипников, вращающихся и колеблющихся масс. Кроме того, они неработоспособны при высоких частотах вращения, поэтому их использование не принесло ожидаемого улучшения КПД. По этой причине более выгодно использовать повторное расширение газа после его выхода из цилиндра. В настоящее время повторное расширение проводится главным образом в турбине, работающей на отработавших газах. Различных степеней сжатия и расширения можно частично добиться регулированием моментов открытия и закрытия клапанов. Процесс сжатия начинается только после закрытия впускного клапана, поэтому большое запаздывание закрытия впускного клапана после НМТ вызывает снижение фактической степени сжатия. В то же время открытие выпускного клапана непосредственно перёд НМТ повышает степень расширения. Однако его нужно открывать заранее с тем, чтобы давление газов в цилиндре успело снизиться и при последующем выталкивании газов поршнем при его ходе вверх от НМТ к ВМТ не оказывалось большого сопротивления движению поршня. Из этого примера видно, что таким способом нельзя достичь большой разности степеней сжатия и расширения. Если бы впускной клапан закрывался на половине хода поршня, то фактический рабочий объем двигателя (поступающее количество воздуха) снизился бы наполовину. Двигатель с объемом 2000 см3 имел бы мощность, равную двигателю с объемом 1000 см3, но его масса, размеры и стоимость остались бы неизменными. Уменьшилось бы только среднее потребление топлива автомобилем, на котором он установлен. Последнее обновление 02.03.2012Опубликовано 11.05.2011Читайте также
Сноски
Комментарии |
icarbio.ru
