
- •И.В. Кузнецов, а.Л. Буров термодинамика рабочего процесса и показатели работы поршневых двигателей
- •Список основных обозначений
- •Основные индексы
- •Введение
- •1. Рабочие тела для поршневых двигателей и их свойства
- •1.1. Технические характеристики топлив
- •1.2. Материальный баланс при горении
- •1.3. Реакции горения и продукты сгорания топлива
- •1.3.1. Полное сгорание топлива при ,0
- •1.4. Термодинамические свойства горючей смеси и продуктов ее сгорания
- •1.5. Теплота сгорания горючих смесей
- •1.6. Примеры решения задач
- •0,4946 Кмоль.
- •2. Принцип работы и термодинамические циклы поршневых двигателей
- •2.1. Термодинамические циклы тепловых двигателей
- •2.2. Термодинамические циклы двс без наддува
- •2.3. Термодинамические циклы двс с наддувом
- •2.3.1. Циклы двс с наддувом и турбиной постоянного давления
- •2.3.2. Циклы двс с наддувом и импульсной турбиной
- •2.3.3. Циклы двс с наддувом и охлаждением воздуха после компрессора
- •2.4. Примеры решения задач
- •3. Процессы газообмена в цилиндре поршневого двигателя
- •3.1. Термодинамика процессов газообмена
- •3.2. Коэффициент наполнения
- •3.3. Коэффициент остаточных газов
- •3.4. Коэффициент продувки
- •3.5. Коэффициент избытка продувочного воздуха и его влияние на показатели газообмена
- •3.6. Примеры решения задач
- •4. Процесс сжатия в цилиндре поршневого двигателя
- •4.1. Определение параметров рабочего тела в конце сжатия
- •4.2. Примеры решения задач
- •21,677 КДж/(кмоль∙к);
- •21,672 КДж/(кмоль∙к);
- •22,358 КДж/(кмоль∙к);
- •21,859 КДж/(кмоль∙к);
- •8099,7 КДж/кмоль.
- •8. По формуле (4.6) определим Тс2 во втором приближении:
- •5.2. Процесс смесеобразования в дизелях
- •5.3. Процессы, происходящие в заряде при воспламенении
- •6. Процесс сгорания в поршневых двигателях
- •6.1. Фазы процесса сгорания в двс с искровым зажиганием
- •6.1.1. Детонация
- •6.2. Улучшение эффективности работы двс с искровым зажиганием
- •6.3. Фазы процесса сгорания и жесткость работы в дизелях
- •6.4. Характеристики тепловыделения в двс с искровым зажиганием
- •6.5. Характеристики тепловыделения в дизеле
- •6.6. Термодинамика процесса сгорания
- •6.7. Расчет процесса сгорания методом Гриневицкого – Мазинга
- •6.8. Примеры решения задач
- •7. Процесс расширения в цилиндре
- •7.1. Термодинамика процесса расширения
- •7.2. Примеры решения задач
- •8. Показатели действительного цикла поршневых двигателей
- •8.1. Среднее индикаторное давление
- •8.2. Индикаторная мощность, индикаторный кпд и удельный индикаторный расход топлива
- •8.3. Влияние различных факторов на индикаторные показатели двигателя
- •8.4. Эффективная мощность, эффективный кпд и удельный эффективный расход топлива
- •8.5. Характеристики поршневых двигателей
- •8.6. Примеры решения задач
- •Заключение
- •Литература
- •Термодинамика рабочего процесса и показатели работы поршневых двигателей
1.5. Теплота сгорания горючих смесей
Тепловой баланс процесса горения составляется для определения температуры газов после сгорания. При адиабатных условиях горения все тепло передается газам, и они нагреваются от исходной температуры до максимальной (для данного топлива и при определенном α) температуры, которая называется теоретической температурой горения.
Точный расчет этой температуры должен проводиться с учетом зависимости теплоемкости газов от температуры. Наиболее просто теоретическая температура горения определяется при условии, когда можно пренебречь влиянием температуры на теплоемкость.
Если мы имеем один продукт сгорания (например, при сгорании водорода с кислородом получается водяной пар), то можно приближенно принять:
,
(1.45)
где Та – теоретическая температура горения; То – температура подаваемого воздуха; Со – исходная концентрация горючего; Qp – тепловой эффект реакции при постоянном давлении, отнесенный к единице массы горючего; ρ – плотность смеси; ср – средняя теплоемкость смеси при постоянном давлении.
Если горение имеет место при постоянном объеме, то в формуле (1.45) используют Qv и cv.
В ДВС топливо сгорает в замкнутом объеме цилиндра, поэтому эффективность использования объема цилиндра характеризуется количеством получаемой работы или количеством теплоты, выделяющейся в цилиндре при сжигании горючей смеси. Исходя из этого, эффективность использования объема цилиндра зависит от объемной теплоты сгорания горючей смеси Нсм, т.е. от количества теплоты, выделяющейся при полном сгорании. Если теплоту сгорания горючей смеси отнести к 1 кмоль, то мы получим:
,
(1.46)
где Hu – низшая теплота сгорания 1 кг жидкого или 1 м3 газообразного топлива.
Теплоту сгорания смеси, отнесенную к 1 м3 ее объема при t = 0 oC и давлении р = 0,1013 МПа, определяют по формуле:
.
(1.47)
В соответствии с
формулами (1.46) и (1.47) для увеличения
мощности двигателя выбирают топливо и
окислитель, обеспечивающие максимальные
значения Нсм
и
(табл. 1.3).
Таблица 1.3.
Теплота сгорания горючих смесей при α = 1,0
Топливо |
Нсм, кДж/кмоль |
Н'см, кДж/кмоль |
Дизельное топливо |
84150 |
3755 |
Керосин |
83900 |
3747 |
Бензин |
83860 |
3739 |
Этиловый спирт |
81180 |
3626 |
Бутан |
80180 |
3580 |
Пропан |
79130 |
З534 |
Природный газ |
76200 |
3404 |
Генераторный газ: - из антрацита - из древесины |
58010 52335 |
2587 2324 |
Кроме того, теплота
сгорания горючей смеси зависит от
элементарного состава топлива и
коэффициента избытка воздуха α, который
для расчета по этим формулам должен
быть
Для случая α < 1,
при котором невозможно полное сгорание
топлива, в формулы (1.46) и (1.47) вместо
теплоты сгорания топлива должно входить
количество теплоты, которое может
выделиться при полном использовании
О2
в смеси, т.е.
,
где
-
теплота сгорания продуктов неполного
сгорания.
Из уравнений сгорания получим:
- для сгорания окиси углерода: СО + О2 = 2СО2 + 565220 кДж;
- для сгорания водорода: 2Н2 + О2 = 2Н2О + 481480 кДж.
Таким образом, наличие 1 кмоль СО в продуктах сгорания приводит к неполному использованию химической энергии равной 565220: 2 = 282610 кДж на 1 моль СО, а наличие 1 кмоль Н2 – к неполному использованию химической энергии, которая равна 481480: 2 = 240740 кДж на 1 кмоль Н2.
Если в продуктах
сгорания 1 кг топлива содержится МСО
кмоль СО
и
кмоль Н2,
то мы получим:
.
Поскольку из (1.32) следует
,
а из (1.29)
,
то получим:
,
кДж/кг. (1.48)
Для бензина среднего состава (С = 0,855 и Н = 0,145) и, принимая во внимание, что К = 0,5 при αпр < α < 1, из (1.47) получим:
,
кДж/кг. (1.49)
Таким образом,
количество теплоты Hu
- ΔHu,
которое может выделиться при сгорании
богатой смеси с α < 1 при полном
использовании О2
будет: Hu
-
.
Коэффициент выделения теплоты χ =1,0 при сгорании смесей с α > 1,0, а при сгорании смеси с α < 1 рассчитывают по формуле:
.
(1.50)
Величина объемной
теплоты сгорания
,
зависящая от состава смеси, характеризуемого
α, определяет также максимальную
температуру сгорания и скорость
распространения пламени в смеси. Для
углеводородных топлив максимальная
скорость распространения пламени в
смеси происходит не при α = 1, а в более
богатых смесях мощностного состава (α
= 0,8 – 0,9), в которых влияние диссоциации
продуктов сгорания снижено. По мере
увеличения или уменьшения концентрации
топлива по сравнению со смесями
мощностного состава скорость сгорания
будет снижаться и, если будет происходить
дальнейшее изменение состава смеси в
ту или другую сторону, сгорание
прекращается.
Пределы, при которых
распространение пламени в смесях
прекращается, и горение не происходит,
называются верхним αmin
и нижним αmax
концентрационными пределами распространения
пламени. При
и
горение
смеси не происходит. Таким образом,
пределы распространения пламени
характеризуются или объемным содержанием
топлива в смеси rт
или коэффициентом α. Концентрационные
пределы распространения пламени в
однородных и гомогенных смесях некоторых
топлив с воздухом при атмосферном
давлении и температуре показаны в табл.
1.4.
Таблица 1.4.
Концентрационные пределы распространения пламени
в топливовоздушных смесях
Топливо |
Концентрационные пределы |
|||
Верхний |
Нижний |
|||
rт, % |
αmin |
rт, % |
αmax |
|
Водород |
65,2 |
0,22 |
9,5 |
4,0 |
Оксид углерода |
70,9 |
0,17 |
15,5 |
2,3 |
Метан |
11,9 |
0,78 |
6,5 |
1,5 |
Бензин |
5,9 |
0,30 |
1,5 |
1,3 |
Этиловый спирт |
13,7 |
0,40 |
4,0 |
1,7 |
При увеличении температуры и давлении эти пределы будут расширяться, а при увеличении инертных примесей в горючих смесях – сужаться.
Верхний концентрационный предел αmin распространения пламени для большинства топлив, используемых в обычных тепловых двигателях, не имеет практического значения, поскольку работа двигателя на этих смесях происходит не эффективно, т.е. с малой мощностью и при большом расходе топлива.
Нижний концентрационный предел αmax распространения пламени ограничен относительно малыми значениями коэффициента α, что не позволяет использовать качественное регулирование в обычных тепловых двигателях с искровым зажиганием, в которых сгорание однородных, гомогенных смесей ограничивает увеличение α, поскольку наличие остаточных (инертных) газов в камере сгорания не позволяет провести эффективное горение. Эту проблему можно решить путем использования неоднородных, расслоенных смесей.
Для неоднородных (двухфазных) смесей понятие концентрационные пределы распространения пламени не применимо, поскольку вокруг каждой капли жидкого топлива образуется слой смеси паров топлива с воздухом. В этом слое при соответствующих температурах и давлениях будут иметься зоны с горючей смесью независимо, что в других частях воздушного заряда пары топлива отсутствуют.