Процесс расширения (линия z—b, см. рис. 79). Он осуществляется при движении поршня от ВМТ к НМТ, и начинается он в момент конца подачи топлива (конец видимого процесса сгорания, точка z). Заканчивается процесс расширения (точка b), как это принимают в идеальных и расчетных циклах, в момент достижения поршнем НМТ. В действительности в рабочих циклах процесс расширения заканчивается в момент открытия выпускного органа, т. е. раньше НМТ.
Вначале процесс расширения, по причине догорания топлива, происходит с подводом и с отводом тепла. Вследствие значительного догорания топлива в начальной стадии процесса расширения подвод тепла превалирует над отводом в стенки цилиндра, а потому на этом участке процесс расширения приближается к изотермическому расширению. Температура газов на участке процесса сгорания снижается незначительно. В дальнейшем, по мере уменьшения догорания топлива, наступает момент, когда количество тепла, выделяемого догораемым топливом, будет равно количеству тепла, отдаваемому стенкам цилиндра, т. е. когда точка процесса расширения будет совпадать с адиабатным процессом. Вслед за этим, а особенно когда догорание топлива закончится, процесс расширения будет протекать с интенсивным отводом тепла в стенки цилиндра, а потому со значительным понижением температуры и давления газов.
Таким образом, процесс расширения в течение всего времени протекает с переменным теплообменом, что в значительной степени усложняет определение баланса тепла за этот процесс. Для определения параметров газа в конце процесса расширения принимают процесс расширения, так же как и процесс сжатия, политропным процессом с постоянным значением показателя п2, равным среднему значению. При такой замене действительного процесса расширения определение давления и температуры газов в конце расширения рb и Тb значительно упрощается, а точность зависит от того, насколько правильно и обоснованно определено значение п2.
Наряду с этим на величину п2 влияют значение числа оборотов, величина относительной поверхности цилиндра и состояние изношенности деталей цилиндро-поршневой группы. С увеличением числа оборотов вала двигателя, как это было показано ранее, коэффициент ?z уменьшается, а потому будет уменьшаться и п2.
С увеличением относительной поверхности цилиндра, а также изношенности деталей цилиндро-поршневой группы теплоотвод от газов в процессе расширения возрастает и п2 возрастает.
Ниже приведены значения п2 для различных типов двигателей:
Таким образом, рассматривая процесс расширения как политропный с постоянным показателем п2 и принимая, что в процессе расширения не происходит изменения числа молей газовой смеси, (т. е. ?2 = ?), давление и температура в конце расширения определяются следующим образом: для цикла смешанного подвода тепла
Давление и температура в конце расширения для цикла с изохорным подводом тепла:
Полученные выражения показывают, что с увеличением степени сжатия и показателя политропы расширения п2, а также с уменьшением степени предварительного расширения давление и температура газов в конце расширения уменьшаются. А так как значения ?; п2 и ? главным образом определяются быстроходностью двигателя, то давление ?b и температура Тb также зависят от этого и примерно составляют:
Высокие давление и температура газов в конце расширения позволяют эффективно использовать энергию отработавших газов в газовыпускной турбине и тем самым повысить теплоиспользование в двигателе. Однако при значительном повышении температуры происходит обгорание выпускных клапанов и донышка поршня, а также пригорание поршневых колец двигателя.
vdvizhke.ru
Целью термодинамического расчета является определение основных параметров состояния рабочего тела в узловых точках цикла, расхода воздуха и отработавших газов в выхлопном патрубке двигателя.
Наличие таких расчетов позволяет определить пути более рационального использования тепловой энергии, отводимой от системы охлаждения двигателя и выхлопных газов при различных режимах его работы.
В ДВС величина степени сжатия 
является паспортной характеристикой и зависит от типа двигателя.
Для достижения наибольшей мощности коэффициент избытка воздуха 
для двигателей с искровым зажиганием должен лежать в пределах 0,85 – 0,96.
Смесь топлива и воздуха в теории ДВС называют зарядом. В качестве параметров исходного состояния заряда на впуске для двигателей без наддува принимают параметры окружающей среды То = 288 К, Ро = 0,1 МПа.
При применении турбонаддува температура воздуха после компрессора Тк определяется по уравнению политропы:
Тк = 
, 
(7.14)
где n – показатель политропы сжатия.
Расчет процессов газообмена, связанного с очисткой рабочих цилиндров от продуктов сгорания и наполнением цилиндра свежим зарядом, сводится к определению давления и температуры остаточных газов Рг, Тг, величины подогрева свежего заряда ΔТ, давления заряда в конце впуска Ра.
Давление остаточных газов определяется давлением среды, в которую происходит выпуск отработавших газов. В установках с утилизацией теплоты отработавших газов величина Рг зависит от сопротивления теплоутилизационного оборудования и в первом приближении может быть принята равной (1,15 – 1,25)Ро.
Для двигателей с искровым зажиганием величина Тг может лежать в диапазоне 800 – 1100 К.
Величина подогрева свежего заряда ΔТ зависит от конструкции впускного трубопровода и может быть принята равной ΔТ= 8 К.
Давление заряда в конце впуска является основным фактором, определяющим количество свежего заряда, поступающего в рабочий цилиндр. Потери давления ΔР по сравнению с давлением окружающей среды определяются гидравлическими сопротивлениями воздушного фильтра, впускного трубопровода и клапана, охладителя надувочного воздуха.
Для ДВС с искровым зажиганием ΔР = (0,05-0,2)Ро. Как правило, ΔР= 0,008 МПа и Ра=0,092 МПа.
Коэффициент остаточных газов характеризует качество очистки цилиндров от продуктов сгорания и может быть найден по формуле
При номинальном режиме работы двигателя 
.
Температура заряда в конце впуска Та может быть оценена по уравнению
. (7.16)
Величина Та для двигателей с искровым зажиганием при номинальных параметрах работы может лежать в пределах Та=320 – 370 К.
Коэффициент наполнения 
представляет собой отношение действительного количества свежего заряда, поступающего в цилиндр в процессе впуска, к тому количеству, которое могло бы поместиться в рабочем объеме цилиндра при условии, что температура и давление в нем равны температуре и давлению среды при впуске.
Снижение гидравлического сопротивления тракта впуска приводит к увеличению 
, величина которого может быть определена по формуле
Для четырехтактных двигателей при работе на номинальном режиме = 0,7 – 0,9.
Расчет процесса сжатия сводится к определению параметров заряда Рс и Тс в конце данного процесса:
; (7.18)
. (7.19)
Показатель политропы n1 зависит от теплообмена между зарядом и стенками камеры сгорания. При увеличении отвода теплоты от заряда происходит снижение показателя политропы n1. Возможные значения n1, Рс и Тс при работе на номинальных режимах:
n1= 1,28 – 1,38; Рс=0,8 – 2,0 МПа; Тс= 550 – 800 К.
В процессе сгорания топлива химическая энергия превращается в теплоту, которая расходуется на повышение внутренней энергии рабочего тела и совершение полезной работы. В результате расчета определяется количество рабочего тела и его параметры в конце процесса горения топлива.
Количество заряда Мс, находящегося в рабочем цилиндре в конце процесса сжатия, определяется количеством свежего заряда М1 и остаточных газов Мг:
. (7.20)
Расчет процесса сгорания выполняется на 1 кг сжигаемого топлива. Количество воздуха 
, рассчитываемое в киломолях, необходимое для полного сгорания 1 кг топлива, зависит от элементарного состава топлива:
, (7.21)
где С, Н, О – массовые доли углерода, водорода и кислорода в 1 кг. Для бензина 
=0,517 кмоль/кг. Элементарный состав бензина: C = 0,855; H = 0,145; О = 0.
– низшая теплота сгорания топлива.
Количество свежего заряда М1, выраженное в киломолях:
, кмоль.
Количество остаточных газов 
, кмоль.
Количество заряда в рабочем цилиндре в конце процесса сгорания Мz на 1 кг топлива:
, кмоль,
где М2 – количество продуктов, образующееся при сгорании 1 кг топлива.
Для бедных смесей
. (7.22)
Величина М2 =0,528 кмоль/кг для номинальных параметров работы двигателя на жидком топливе – бензине.
В результате сгорания происходит относительное изменение объема рабочего тела. Данное изменение может быть учтено коэффициентом молярного изменения μ0 горючей смеси или действительным коэффициентом молярного изменения μД:
; 
. (7.23)
Величина μД для двигателей с искровым зажиганием составляет – 1,02…1,12.
Величина температуры в конце процесса сгорания топлива лежит в пределах Тz = 2400÷2900 К, меньшее значение соответствует топливу с меньшей теплотворной способностью.
Давление газов в конце сгорания Pz определяется из уравнения
(7.24)
и затем уточняется по уравнению
, (7.25)
где U = 0,85÷0,88 – коэффициент скругления (или полноты индикаторной диаграммы), учитывающий уменьшение максимально-
го давления вследствие движения поршня и увеличения объема камеры к концу процесса сгорания.
Объем газов в конце сгорания 
принимается равным объему камеры сгорания:
. (7.26)
В процессе расширения продуктов сгорания топлива происходит преобразование тепловой энергии в механическую.
Расчетными параметрами являются давление Рв и температура Тв в конце процесса расширения. Для упрощения принимается средний показатель политропы n2, значение которого возрастает с увеличением коэффициента использования теплоты.
; 
. (7.27)
Для карбюраторных двигателей Рв ≈ 0,47÷0,5 МПа; Тв ≈ 1500-1700 К.
Оценка эффективности цикла ДВС осуществляется по индикаторным показателям. Среднее индикаторное давление Рi – это условное постоянное давление, при котором за один ход поршня совершается работа, равная индикаторной работе цикла Li. Величина Рi численно равна работе, получаемой с единицы рабочего объема цилиндра Vh:
. (7.28)
Действительное среднее индикаторное давление для четырехтактного двигателя может составлять величину 1,10÷1,15 МПа.
Индикаторный КПД ηi характеризует степень использования теплоты топлива для получения индикаторной работы. Названный КПД представляет отношение количества теплоты, эквивалентного индикаторной работе цикла Li, ко всему количеству теплоты, внесенному в цилиндр при воспламенении топлива. При расчетах на 1 кг топлива индикаторный КПД, учитывающий все тепловые потери действительного цикла, может быть определен по формуле
. (7.29)
Совершенство цикла оценивается величиной удельного расхода топлива, представляющей отношение расхода топлива в граммах на получение мощности 1 кВт при работе в течение 1 ч.
г/кВт·ч. (7.30)
Расчет эффективных показателей двигателей требует оценки внутренних (механических) потерь в двигателе.
Механические потери оцениваются величиной механического КПД, который составляет ηм ≈ 0,8.
Эффективная мощность, учитывающая механические потери:
. (7.31)
Электрическая мощность, с учетом потерь в генераторе,
, (7.32)
где 
КПД генератора.
При проведении тепловых расчетов циклов ДВС значительный интерес представляет составление теплового баланса двигателя, характеризующего распределение теплоты топлива, сжигаемого в цилиндрах двигателя.
Уравнение теплового баланса может быть записано в следующем виде:
, (7.33)
где Qт – теплота, вносимая в двигатель с топливом, кДж/ч;
Qп- полезно используемая теплота, кДж/ч;
Qохл- теплота, отведенная в систему охлаждения, кДж/ч;
Qг- теплота, выносимая отработавшими газами, кДж/ч;
Qне – теплота, потерянная из-за химической неполноты сгорания (при 
), кДж/ч;
Qост - неучтенные потери теплоты, кДж/ч.
Полезно используемая теплота 
эквивалентна мощности, снимаемой с клемм генератора.
Теплота, отведенная в систему охлаждения, определяется по следующему уравнению:
, (7.34)
где С=1,85 – эмпирический коэффициент;
i - число цилиндров ДВС;
D - диаметр цилиндра, см;
n - частота вращения коленчатого вала, об/мин;
m = 0,61 – эмпирический коэффициент;
- потеря теплоты на химическую неполноту сгорания, отнесенная к 1 кг топлива, кДж/кг;
- коэффициент избытка воздуха.
Теплота, выносимая из двигателя с отработавшими газами, определяется по следующему соотношению:
Qг = 
, (7.35)
где Срn, Срз – теплоемкость продуктов сгорания и свежего заряда;
Вт – часовой расход топлива, кг/ч;
Тr , Тк – температура отработавшего газа и свежего заряда;
М1, М2 – количество свежего заряда и продуктов сгорания на 1 кг топлива, кмоль/кг.
Тепловой баланс целесообразно представлять в относительных единицах от количества теплоты, затраченной при сжигании топлива.
(7.36)
или
qп + qохл + qг + qне + qост = 100 %. (7.37)
Как показывает практика, средние значения представленных величин для ДВС составляют: qп=27 %; qохл = 18 %; qг = 38 %; qне = 8 %; qост = 9 %.
poznayka.org
Свежий заряд с примесью остаточных газов после процесса впуска подергается сжатию.
Назначение процесса сжатия:
Процесс сжатия происходит при движении поршня от НМТ к ВМТ после закрытия впускного клапана. Но если в термодинамических циклах сжатие происходило без теплообмена (адиабатическое сжатие), то в действительных циклах этот процесс сопровождается непрерывным, переменным по величине и направлению теплообменом между рабочим телом и окружающими ею деталями, частичной потере рабочею тела через неплотности в сопряжениях деталей и испарением части находящегося в цилиндре в капельножидком состоянии топлива. Таким образом, процесс сжатия носит политропный характер.
Рис. Зависимости изменения давления (а) и показателя политропы сжатия (б) от объема полости цилиндра
В начале сжатия происходит теплопередача от деталей к рабочему телу, так как температура Та рабочего тела в этот момент ниже температуры стенок полости цилиндра. В результате кривая процесса сжатия в р—V координатах проходит несколько круче кривой адиабатного сжатия, и показатель n1 политропы сжатия больше показателя к адиабаты сжатия.
При дальнейшем сжатии температура рабочего тела увеличивается, и теплообмен между рабочим телом и окружающими его деталями снижается. В какой-то момент температура рабочего тела становится равной температуре стенок цилиндра, и наступает мгновенный адиабатный процесс. Показатели политропы и адиабаты сжатия становятся равными: n1 = к (точка d).
При продолжении сжатия температура рабочего тела становится выше средней температуры окружающих его деталей, и теплота начинает переходить от рабочего тела к деталям двигателя. В этом случае кривая сжатия проходит выше кривой адиабаты сжатия, n1 < к. Причем разность значений увеличивается по мере приближения поршня к ВМТ.
При расчетах использовать переменные значения показателя политропы затруднительно. Поэтому применяют постоянное значение показателя n1, которое находится от 1,2 до 1,4 и называется средним. Большие значения показатель политропы сжатия принимает при более высоких частотах вращения коленчатого вала, при этом процесс сжатия приближается к адиабатному. Это же наблюдается и при увеличении размеров цилиндра. так как уменьшается относительная величина поверхности охлаждения цилиндра. По этим же причинам пуск двигателей с небольшими габаритными размерами цилиндров вызывает определенные сложности.
Величина относительной поверхности охлаждения цилиндра показывает значительное влияние на теплообмен, а значит и на показатель n1 в процессе сжатия, которая представляет собой отношение площади контактной поверхности рабочего тела и деталей в процессе сжатия к рабочему объему цилиндра.
При неизменном рабочем объеме цилиндров относительная величина поверхности охлаждения уменьшается с увеличением диаметра цилиндра. Поэтому чем диаметр D больше хода поршня S, тем больше значение среднего показателя политропы сжатия.
Значения n1 увеличиваются при использовании наддува и алюминиевых сплавов вместо чугуна при изготовлении деталей цилиндропоршневой группы, а также камеры сгорания небольших габаритных размеров.
При износе цилиндропоршневой группы возрастают утечки рабочего тела, и значения n1 уменьшаются. Этим объясняются затруднения пуска при значительных износах деталей двигателя.
ustroistvo-avtomobilya.ru
Чтобы исключить эксергетические потери за счет неравновесного теплообмена с горячим источником теплоты, целесообразно использовать в качестве рабочего тела газы, получающиеся при сгорании топлива. Это удается осуществить в двигателе внутреннего сгорания (ДВС), сжигая топливо непосредственно в его цилиндрах.
Рисунок 8.2 - Циклы ДВС:
а — в p,v-координатах; б — в T,s-координатах;
в — схема цилиндра с поршнем
Теоретический цикл ДВС состоит из адиабатного сжатия 1-2 рабочего тела в цилиндре, изохорного 2-3 или изобарного 2-7 подвода теплоты, адиабатного расширения 3-4 или 7-4 и изохорного отвода теплоты 4-1 . В реальных двигателях подвод теплоты осуществляется путем сжигания топлива. Если пары бензина перемешаны с необходимым для горения воздухом до попадания в цилиндр, смесь сгорает в цилиндре практически мгновенно, подвод теплоты оказывается близким к изохорному. Если же в цилиндре сжимается только воздух и уже затем впрыскивается топливо, то его подачу можно отрегулировать таким образом, чтобы давление в процессе сгорания оставалось приблизительно постоянным, и условно можно говорить об изобарном подводе теплоты.
Чтобы не делать цилиндр двигателя очень длинным, а ход поршня слишком большим, расширение продуктов сгорания в ДВС осуществляют не до атмосферного давления 
а до более высокого давления
, а затем открывают выпускной клапан и выбрасывают горячие (с температурой 
) продукты сгорания в атмосферу. Избыточное давление 
при этом теряется бесполезно.В идеальном цикле этот процесс заменяется изобарным отводом теплоты 4-1.
Отношение полного объема цилиндра к объему камеры сгорания называется степенью сжатия двигателя
.Применительно к идеальному циклу
Степень сжатия является основным параметром, определяющим термический КПД цикла. Рассмотрим два цикла с одинаковыми точками 1 я 4, один из которых (1'-2'-3'-4) имеет большую степень сжатия 
, чем другой (1-2-3-4). Большему значению 
соответствует более высокая температура в конце сжатия 1-2. Следовательно, изохора 2'-3' расположена в T,s-диаграмме выше, чем изохора 2-3. Из рисунка видно, что количество теплоты 
, подведенной в цикле 1-2'-3'-4 (площадь 2'-3'-5-6), больше, чем количество теплоты 
, подведенной в цикле 1-2-3-4 (площадь 2-3-5-6). Количество отведенной теплоты в обоих циклах одинаково (площадь 4-5-6-1). Следовательно, термический КПД 
больше в цикле 1-2'-3'-4.
Термический КПД цикла двигателя внутреннего сгорания увеличивается с ростом степени сжатия е. При постоянной теплоемкости 
При одинаковых показателях адиабаты k процессов сжатия и расширения
Тогда для рассматриваемого цикла
На рисунке приведены кривые зависимости термического КПД цикла со сгоранием при 
от степени сжатияпри различных показателях адиабаты.
Рисунок 8.3 - Изменение с подводом теплоты при в зависимости от степени сжатия при различных значениях показателя адиабаты k
Увеличение КПД ДВС с ростом степени сжатия 
объясняется связаннымс этим повышением максимальной температуры цикла, т. е. уменьшением потерь эксергии от неравновесного горения. Максимальная степень сжатия в карбюраторных двигателях ограничивается самовоспламенением топливовоздушной смеси и не превышает 9—10. В дизелях, в которых поршень сжимает воздух, 
, что позволяет существенно повысить КПД цикла. Однако при одинаковых степенях сжатия цикл с подводом теплоты при 
, реализуемый в дизелях, имеет меньший КПД, чем цикл с подводом теплоты при 
, поскольку при одинаковом количестве отданной холодному источнику теплоты количество подведенной при 
(по линии 2-3 на рисунке б) теплоты больше, чем при 
(линия2-7). При сгорании при 
максимальная температура горения, как это видно из рисунка б, оказывается меньше, чем при 
, а значит, потери эксергии от неравновесного горения выше.
Используя в качестве рабочего тела неразбавленные продукты сгорания (с максимальной эксергией), ДВС имеют самый высокий из всех тепловых машин КПД. Однако инерционные силы, связанные с возвратно-поступательным движением поршня, возрастают с увеличением как размеров цилиндра, так и частоты вращения вала, что затрудняет создание ДВС большой мощности. Большим их недостатком являются и высокие требования к качеству потребляемого топлива (жидкого или газа).
ДВС оказываются незаменимыми на транспортных установках (прежде всего автомобили, тепловозы и небольшие самолеты) и применяются в качестве небольших стационарных двигателей.
studfiles.net
Чтобы исключить эксергетические потери за счет неравновесного теплообмена с горячим источником теплоты, целесообразно использовать в качестве рабочего тела газы, получающиеся при сгорании топлива. Это удается осуществить в двигателе внутреннего сгорания (ДВС), сжигая топливо непосредственно в его цилиндрах.
Рисунок 8.2 - Циклы ДВС:
а — в p,v-координатах; б — в T,s-координатах;
в — схема цилиндра с поршнем
Теоретический цикл ДВС состоит из адиабатного сжатия 1-2 рабочего тела в цилиндре, изохорного 2-3 или изобарного 2-7 подвода теплоты, адиабатного расширения 3-4 или 7-4 и изохорного отвода теплоты 4-1 . В реальных двигателях подвод теплоты осуществляется путем сжигания топлива. Если пары бензина перемешаны с необходимым для горения воздухом до попадания в цилиндр, смесь сгорает в цилиндре практически мгновенно, подвод теплоты оказывается близким к изохорному. Если же в цилиндре сжимается только воздух и уже затем впрыскивается топливо, то его подачу можно отрегулировать таким образом, чтобы давление в процессе сгорания оставалось приблизительно постоянным, и условно можно говорить об изобарном подводе теплоты.
Чтобы не делать цилиндр двигателя очень длинным, а ход поршня слишком большим, расширение продуктов сгорания в ДВС осуществляют не до атмосферного давления 
а до более высокого давления
, а затем открывают выпускной клапан и выбрасывают горячие (с температурой 
) продукты сгорания в атмосферу. Избыточное давление 
при этом теряется бесполезно.В идеальном цикле этот процесс заменяется изобарным отводом теплоты 4-1.
Отношение полного объема цилиндра к объему камеры сгорания называется степенью сжатия двигателя
.Применительно к идеальному циклу
Степень сжатия является основным параметром, определяющим термический КПД цикла. Рассмотрим два цикла с одинаковыми точками 1 я 4, один из которых (1'-2'-3'-4) имеет большую степень сжатия 
, чем другой (1-2-3-4). Большему значению 
соответствует более высокая температура в конце сжатия 1-2. Следовательно, изохора 2'-3' расположена в T,s-диаграмме выше, чем изохора 2-3. Из рисунка видно, что количество теплоты 
, подведенной в цикле 1-2'-3'-4 (площадь 2'-3'-5-6), больше, чем количество теплоты 
, подведенной в цикле 1-2-3-4 (площадь 2-3-5-6). Количество отведенной теплоты в обоих циклах одинаково (площадь 4-5-6-1). Следовательно, термический КПД 
больше в цикле 1-2'-3'-4.
Термический КПД цикла двигателя внутреннего сгорания увеличивается с ростом степени сжатия е. При постоянной теплоемкости 
При одинаковых показателях адиабаты k процессов сжатия и расширения
Тогда для рассматриваемого цикла
На рисунке приведены кривые зависимости термического КПД цикла со сгоранием при 
от степени сжатияпри различных показателях адиабаты.
Рисунок 8.3 - Изменение с подводом теплоты при в зависимости от степени сжатия при различных значениях показателя адиабаты k
Увеличение КПД ДВС с ростом степени сжатия 
объясняется связаннымс этим повышением максимальной температуры цикла, т. е. уменьшением потерь эксергии от неравновесного горения. Максимальная степень сжатия в карбюраторных двигателях ограничивается самовоспламенением топливовоздушной смеси и не превышает 9—10. В дизелях, в которых поршень сжимает воздух, 
, что позволяет существенно повысить КПД цикла. Однако при одинаковых степенях сжатия цикл с подводом теплоты при 
, реализуемый в дизелях, имеет меньший КПД, чем цикл с подводом теплоты при 
, поскольку при одинаковом количестве отданной холодному источнику теплоты количество подведенной при 
(по линии 2-3 на рисунке б) теплоты больше, чем при 
(линия2-7). При сгорании при 
максимальная температура горения, как это видно из рисунка б, оказывается меньше, чем при 
, а значит, потери эксергии от неравновесного горения выше.
Используя в качестве рабочего тела неразбавленные продукты сгорания (с максимальной эксергией), ДВС имеют самый высокий из всех тепловых машин КПД. Однако инерционные силы, связанные с возвратно-поступательным движением поршня, возрастают с увеличением как размеров цилиндра, так и частоты вращения вала, что затрудняет создание ДВС большой мощности. Большим их недостатком являются и высокие требования к качеству потребляемого топлива (жидкого или газа).
ДВС оказываются незаменимыми на транспортных установках (прежде всего автомобили, тепловозы и небольшие самолеты) и применяются в качестве небольших стационарных двигателей.
studfiles.net
Термодинамический метод определения параметров цикла двигателей внутреннего сгорания впервые был разработан В. И. Гриневецким и усовершенствован впоследствии Е. К. Мазингом.
Если принять, что процесс сгорания в цилиндре двигателя протекает вначале при постоянном объеме, а потом при постоянном давлении, т. е. по линии СZ'Z (рис. 79), и допустить равенство температур и давлений по пространству сгорания цилиндра, то количество тепла, выделенного от неполного сгорания 1 кг топлива, в соответствии с первым законом термодинамики, распределяется так:
Работа за процесс с — z' равна нулю, а потому за рассматриваемый процесс сгорания с—z будет равна совершаемой работе за изобарный процесс z' — z:
В данном выражении работы произведем замену, для чего воспользуемся уравнением состояния газа:
Разделим и умножим первый член правой части этого выражения на (L+Mr), а кроме того, в первом и во втором членах вынесен L за скобку:
Подставляя значения приращений внутренней энергии газов, получим уравнение сгорания цикла со смешанным подводом тепла
В этом уравнении С?m', и Cpт" — средние мольные теплоемкости продуктов сгорания (точка 1), а С?m' — средняя мольная теплоемкость воздуха. В целях упрощения расчета для двигателей с небольшим коэффициентом остаточных газов (?r <С 0,05) можно принять, что теплоемкость остаточных газов, обозначенная в уравнении (71) Cpт", равна теплоемкости воздуха, и. если принять что процесс сгорания заканчивается в точке z, то ?z — ? и уравнение сгорания примет упрощенный вид
Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания срт" определяется по формуле (64), а теплоемкости срт отдельных газов, входящих в состав продуктов сгорания, определяются по формулам (5.9), (61) и (63) с подстановкой температуры Тz° К. Средняя мольная теплоемкость воздуха определяется по формуле (58), если ввести в формулу значение температуры Тс° К.
Степень повышения давления при сгорании ?, входящая в уравнение сгорания, определяется в зависимости от принимаемой величины максимального давления цикла рz;
Для малооборотных и среднеоборотных дизелей без наддува рz принимается 50—60 кГ/см2, а у дизелей с наддувом достигает 70—85 кГ/см2.
Для многооборотных дизелей без наддува рz принимают 60—80 кГ/слг, а с наддувом 100—120 кГ 1см2.
Следует заметить, что повышение давления рz утяжеляет конструкцию двигателя, но теплоиспользование в цилиндре и мощность его при этом возрастают. Значением коэффициента ?z для определения температуры Tz из уравнения (71 а) задаются, руководствуясь при этом соображениями, изложенными ранее.
После подстановки численных значений уравнение сгорания принимает вид квадратного уравнения относительно искомой температуры цикла Тz (в точке z):
Решение этого уравнения позволяет определить максимальную температуру цикла Тz, которая для цикла смешанного подвода тепла при режиме полной нагрузки составляет 1750—2000° К.
После определения температуры Тz можно определить и степень предварительного расширения:
Значение ? колеблется от 1,2 до 1,6.
Для цикла с изохорным подводом тепла (цикл карбюраторных двигателей) в уравнении (70) работа АLсz = 0 и потому уравнение сгорания в развернутом виде будет иметь вид
Здесь средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания определяется согласно известной зависимости С?m" — Сpm"— 1,986 с подстановкой температуры Тс для определения теплоемкости остаточных газов [второй член в левой части уравнения (73) ] и температуры Тz для определения теплоемкости продуктов сгорания [правая часть уравнения (73)].
Степень повышения давления в этом цикле определяется по формуле
откуда рz =? ? рс.
Величина температуры Тz цикла с изохорным подводом тепла достигает 2300—2500? К и давление рz = 30—45 кГ/см2.
Как это было изложено ранее, процесс сгорания в цилиндре двигателя протекает при изменяющихся давлении, температуре и объеме газов (рабочего тела). К тому же температура газа в пространстве сгорания не является одинаковой. Наибольшего значения она достигает во фронте пламени. Отсюда следует, что термодинамический метод определения температуры сгорания является приближенным. Погрешность этого метода исправляется введением в уравнение сгорания коэффициента использования тепла. Правильность выбора значения коэффициента в значительной мере определяет соответствие температуры, полученной из уравнения, действительной.
Выполненные экспериментальные исследования К. Нейманом, Н. В. Иноземцевым, В. К. Кошкиным, И. И. Вибе, Б. М. Гончаром и др. позволили составить различные уравнения, наиболее полно отражающие физико-химическую сущность процесса сгорания, протекающего в цилиндре дизеля.
Для практического применения указанных уравнений необходимо иметь опытные данные по изменению скорости сгорания и другие величины, что значительно ограничивает возможность использования их.
Уравнение сгорания, предложенное Б. М. Гончаром (ЦНИДИ) [4], имеет следующий вид:
После некоторых преобразований уравнение сгорания принимает окончательный вид
Относительная скорость сгорания, входящая в уравнение (75), принимается по экспериментальным данным или определяется по эмпирическим формулам.
В частности, может быть рекомендовано следующее уравнение:
Текущее значение поверхности теплообмена определяется из выражения
Здесь D и S — диаметр цилиндра и ход поршня в м.
Все расчеты по приведенному уравнению следует производить на ЭВЦМ.
Динамика тепловыделения. Анализ снятых индикаторных диаграмм позволяет установить процесс тепловыделения в цилиндре двигателя.
На рис. 80 приведены типичные кривые тепловыделения в зависимости от угла поворота коленчатого вала. Кривые х = f(?) и dx/d? =f(?) выражают долю сгоревшего топлива от цикловой подачи и относительную скорость сгорания топлива; кривые хm = f(?) и dxm /d? = f(?) — отдачу тепла от рабочего тела (газа) стенкам цилиндра; кривые хi = f(?) и dxi /d? = f(?) — использованное тепло в цилиндре двигателя; их называют кривыми активного тепловыделения
Разбивая индикаторную диаграмму на отдельные участки (длиной до 5°) и используя уравнение первого закона термодинамики, Н. В. Иноземцев [8 ] впервые предложил следующее выражение для определения относительной доли сгоревшего топлива:
Как показывают опытные данные, величина xi/x по ходу процесса сгорания колеблется в ограниченных пределах (0,92—0,96), а потому при определении доли сгоревшего топлива можно принять, что
Таким образом, по индикаторной диаграмме определяется вначале зависимость
где ?т — кажущийся молекулярный вес топлива;
V — текущий объем цилиндра двигателя.
В процессе сгорания топлива в цилиндре двигателя происходит изменение внутренней химической энергии рабочего тела, поэтому для определения полного изменения внутренней энергии необходимо иметь состав газа в каждый рассматриваемый момент времени. В связи с этим З. С. Мац [10] предложил для определения доли сгоревшего топлива следующую, более уточненную, формулу:
Работу, совершаемую газами, определяют из индикаторной диаграммы, рассматривая каждый участок ее как политропный процесс с постоянным показателем п:
Указанную работу каждого участка можно определить и непосредственно из индикаторной диаграммы (в координатах р—V), если рассматривать их как площадь, ограниченную линией процесса сгорания, осью абсцисс и ординатами начала и конца рассматриваемого участка диаграммы.
vdvizhke.ru
Категория:
Автомобили и трактора
Процесс сжатияПроцесс сжатия в двигателях внутреннего сгорания служит для создания лучших условий сгорания рабочей смеси, а также для увеличения температурного перепада цикла и степени расширения продуктов сгорания. Это создает благоприятные условия для увеличения КПД двигателя.
Процесс сжатия изображается на индикаторной диаграмме линией. В начальный период сжатия температура газов ниже температуры стенок цилиндра, поэтому газы дополнительно нагреваются от них. По мере сжатия смеси ее температура повышается и теплопередача от стенок цилиндра к газам уменьшается. В какой-то бесконечно малый период времени температуры газов и отенок цилиндра будут равны и теплообмена не будет. Дальнейшее сжатие происходит с отводом тепла от газов к стенкам цилиндра.
Процесс сжатия протекает в условиях непрерывного изменения температуры рабочей смеси или воздуха. Теплообмен имеет сложный характер и не может быть выражен точно при помощи термодинамических соотношений, поэтому считают, что весь процесс сжатия протекает поли-тропно с постоянным показателем nv
Данные испытаний показывают, что показатель политропы пх имеет различные значения для различных двигателей и для одного и того же двигателя изменяется с изменением режима и условий его работы. Его значение будет тем больше, чем больше объем цилиндра, так как при этом меньше относительная площадь охлаждения. При интенсивном охлаждении увеличивается теплоотдача от газов к стенкам цилиндра и, следовательно, снижается величина показателя nv С повышением частоты вращения коленчатого вала время соприкосновения газов со стенками цилиндра за период сжатия сокращается и показатель политропы п1 увеличивается. Кроме того, величина пх зависит от продолжительности открытия впускного клапана, опережения зажигания и других факторов. Среднее значение показателя политропы сжатия пх для карбюраторных двигателей колеблется в пределах 1,32—1,39, для дизельных 1,36—1,40.
Давление рс и температура Тс в конце сжатия тем выше, чем больше степень сжатия е и средний показатель политропы, в результате чего выше мощность и экономичность двигателя.
Читать далее: Процесс сгорания в карбюраторных двигателях
Категория: - Автомобили и трактора
stroy-technics.ru
