Учебник. Двигатели внутреннего сгорания теория, моделирование и расчёт процессов / DVS_teoriy_modelir_i_raschet_processov2

В записанной системе αх – текущий угол поворота коленчатого вала. Начальные условия при решении системы определяются численными значениями параметров в момент окончания сгорания. То есть, для t = 0 α = αz; p = pz; ψ(α) = ψ(αz); σ(α) = σ(αz).

8. 2. Процесс выпуска

Схема изменения давления газов в процессе выпуска приведена на рис. 8. 3. Уточненный расчёт процесса выпуска разработан профессором Н. М. Глаголевым. При упрощённом расчёте величинами параметров рабочего тела в конце выпуска задаются. При этом можно рекомендовать следующие величины давления в конце выпуска: рr = 0,106…0,120 МПа; для двигателей с наддувом

рr = (0,8…1,2 )рк МПа.

В общем случае рr = f(n, iкл, βвып). Температура рабочего тела в конце выпус-

ка Тr для дизелей без наддува находится в пределах

700…800 K, для надувных дизелей Tr = 800…1000 K. Для двигателей с внешним смесеобразованием Tr = 900…1100 К. В общем случае

Tr = f(ε, α, n, πк), где πк – степень наддува.

С увеличением степени сжатия температура рабочего тела в конце выпуска уменьшается. С увеличением коэффициента избытка воздуха температура Tr в дизелях уменьшается, а в двигателях с внешним смесеобразованием, наоборот, увеличи-

вается (растягивается процесс сгорания). С увеличением частоты вращения вала двигателя и степени наддува температура Tr увеличивается (эффект теплоотдачи ослабевает).

211

Температура Tr, вообще говоря, является функцией режима нагрузки. И, поскольку величина нагрузки на двигатель определяется величиной коэффициента избытка воздуха α, то Tr = f(α). Для приближённой оценки Tr можно использовать следующее соотношение:

Tr ≈1,05...1,08Tг ,

где Тг – температура газов в выпускном коллекторе. В литературе приводятся зависимости, определяющие статистическую взаимосвязь Tr и α. Например,

Тг = а αb + c ,

где a, b, c – эмпирические константы, численные значения которых зависят от способа смесеобразования (см. табл. 8. 1).

мени-сечения впускного клапана (см. разд. 2. 4) существует понятие временисечения и для выпускных клапанов. Для них

где f(t), f(ϕ) – функция изменения площади проходного сечения выпускных органов в зависимости от времени или угла ПКВ соответственно.

212

9.ПОКАЗАТЕЛИ ЦИКЛА И ДВИГАТЕЛЯ

9.1. Индикаторные показатели циклов со смешанным и изохорным

сгоранием

В основу упрощённого расчёта рабочего цикла дизелей принимают схему цикла со смешанным сгоранием, а для двигателей с внешним смесеобразованием – с изохорным. На диаграмме, см. рис. 9. 1, а, изображён цикл со смешанным сгоранием. Такой цикл включает процессы политропического сжатия а – с, изохорного с – z1 и изобарного z1 – z подвода теплоты, политропического расширения z – b и изохорного b – a отвода теплоты. Диаграмма цикла с изохорным сгоранием приведена на рис. 9. 1, б.

Рис. 9. 1. Диаграммы давлений рабочего тела в циклах со смешанным и изохорным сгоранием: а) – цикл со смешанным сгоранием;

б) – цикл с изохорным сгоранием

Циклы, о которых идёт речь, существенно отличаются от реализуемых в реальных двигателях. Но они отличаются также и от так называемых идеальных циклов. Эти отличия состоят в следующем: процессы сжатия и расширения рабочего тела полагаются политропическими процессами; учитывается зависимость теплоёмкости рабочего тела от его температуры и химического состава; учитываются (приближённо, с помощью коэффициента использования теплоты) потери теплоты в процессе сгорания.

213

Упрощённый расчёт циклов сводится, в основном, к определению параметров состояния рабочего тела в характерных точках, определению среднего индикаторного давления, КПД и удельного расхода топлива.

Методика определения численных значений параметров состояния рабочего тела в характерных точках цикла изложена ранее.

Определение среднего индикаторное давление цикла со смешанным сгоранием

Под средним индикаторным давлением цикла понимается условное, постоянное по величине избыточное давление рабочего тела, которое, действуя на поршень в течение такта расширения, совершает работу, равную работе цикла.

где ρ = Vz – степень предварительного расширения;

Vc

δ= Va – степень последующего расширения (см. табл. 9. 1).

Vz

214

С учётом приведенных соотношений окончательно для среднего индикаторного давления имеем

Таблица 9. 1 Величины степени повышения давления λ, степени предварительного

расширения ρ и степени последующего расширения δ

Среднее индикаторное давление цикла с изохорным сгоранием

В цикле с изохорным сгоранием ρ = 1 и δ = ε. Отсюда из (9. 1) следует,

что

Среднее индикаторное давление расчётного цикла рi принимается несколько меньшим, что обусловлено скруглением индикаторной диаграммы, см. рис. 9. 2. То есть,

pi =νpi ' ,

где ν – коэффициент скругления, величину которого выбирают в пределах

0,92…0,96.

Индикаторный коэффициент полезного действия и удельный индикаторный расход топлива

Под индикаторным КПД понимается доля теплотворной способности топлива, используемая для осуществления индикаторной работы цикла

где Li – индикаторная работа, получаемая в результате сгорания одного кг топлива;

Hu – низшая теплота сгорания (теплотворность) топлива.

215

Число молей свежего заряда равно:

– для дизелей

M0 =αL0 = αL0′ ;

µв

–для двигателей с внешним смесеобразованием

M 0 =αL0 + µ1Т = αµLв0′ + µ1Т .

Молекулярная масса воздуха µв = 28,95, средняя молекулярная масса бензина µТ = 114.

Формулы (9. 5) и (9. 6) являются общими, то есть они справедливы не только для упрощённых, но также и для «уточнённых» и действительных циклов.

9.2. Индикаторные показатели цикла при моделировании сгорания

сучётом динамики выгорания топлива

Вотличие от циклов с изохорным

исмешанным сгоранием в циклах, где сгорание моделируется с учётом особенностей динамики выгорания топлива, в частности по И. И. Вибе, появляется реальная возможность учесть момент опережения воспламенения, продолжительность сообщения теплоты РТ, а также и сам характер сообщения теплоты во времени.

Работа такого цикла (в расчёте на один кг рабочего тела) определяется выражением, см. рис. 9. 3,

217

Механические потери. В механические включаются потери на преодоление трения поршней в цилиндрах, трения в подшипниках, насосные потери (на осуществление процессов впуска и выпуска), работа на привод вспомогательных механизмов (распределительный механизм, масляный, водяной и топливный насосы, вентиляционные потери и др.).

218

Наибольшая часть механических потерь – примерно 60 % – приходится на трение поршней в цилиндрах.

Так как на номинальном режиме работы двигателей

Nм = 0,15...0,30,

Ni

то, следовательно, ηм = 0,7…0,85.

Меньшие значения ηм относятся к высокооборотным двигателям и к дизелям без наддува. Наддув повышает механический КПД. При работе двигателя вхолостую ηм = 0, так как двигатель не производит внешней работы.

Эффективная мощность. Мощность, снимаемая с фланца коленчатого вала двигателя и используемая для осуществления внешней работы, называется эффективной мощностью двигателя.

Эффективная мощность меньше индикаторной на величину мощности механических потерь в двигателе.

Таким образом,

219

Подставляя вместо Ni его значение из формулы для индикаторной мощности, получаем

Ne =ηм piVhin , кВт. 30τ

Произведение

pe =ηм pi

называется средним эффективным давлением.

Таким образом, среднее эффективное давление цикла есть условное,

постоянное по величине избыточное давление, которое действует на поршень в течение такта расширения и совершает работу, равную эффективной работе цикла.

Следовательно, простейшая формула эффективной мощности двигателя имеет вид

где рe выражено в МПа, а Vh – в литрах (дм3).

В табл. 9. 2 приведены средние статические значения рe для различных типов двигателей при номинальной мощности.

Давление механических потерь зависит от частоты вращения вала двигателя, точнее, от средней скорости движения поршня, а также от типа двигателя и числа цилиндров:

220