2.2.2. Порівняння ідеальних циклів з дійсними

Наведені цикли дають наочне представлення про протікання процесів у реальних двигунах, якісних залежностях основних показників цих двигунів від різних параметрів циклів. У той же час кількісні значення параметрів дійсних циклів (2.6) дуже далекі від них у силу цілого ряду причин. Серед них, у першу чергу, необхідно відзначити наступні:

1. Теплоємність робочого тіла не постійна, як це приймається при розгляді ідеальних циклів, а істотно змінюється зі зміною складу і температури робочого тіла.

2. Процес згоряння палива в ДВЗ відбувається по досить складних законах і супроводжується інтенсивним теплообміном.

3. Безупинний інтенсивний теплообмін через стінки, голівку циліндрів, поршні й інші елементи конструкції.

4. Процеси газообміну, тобто впуску і випуску робочого тіла, які супроводжуються масообміном.

5. Витоки робочого тіла.

6. Підігрів повітря, що надходить у двигун.

Деякі з перерахованих факторів вдається врахувати при розгляді дійсних циклів, що іноді називають «розімкнутими». Ці цикли, у порівнянні з ідеальними, значно більшою мірою відображають параметри дійсних двигунів, оскільки вони враховують наступні фактори:

1. Процеси впуску і випуску (зміни температури і тиску робочого тіла, а також гідравлічні втрати при цьому не враховуються).

2. Зміна складу робочого тіла протягом протікання циклу, а також його теплоємності зі змінами температури.

3. Залежність показників адіабат стиску і розширення від середньої теплоємності.

4. Процес згоряння палива, а також зміна молекулярного складу робочого тіла.

5. Втрати теплоти від хімічної неповноти згоряння палива, а також на підігрів залишкових газів і надлишкового повітря.

В даний час розроблені методики розрахунку подібних циклів, однак, досить надійні і достовірні результати теплового розрахунку дають тільки напівемпіричні методики теплового розрахунку, що враховують результати експериментальних досліджень, накопичений досвід конструювання, виготовлення й експлуатації двигунів. У них розрахунок параметрів і характеристик ДВЗ здійснюється на основі детального аналізу процесів газообміну, стиску, сумішоутворення, згоряння і розширення.

Реальні цикли ДВЗ з примусовим запалюванням та дизеля зображені на рис.2.2. Там же тонкими лініями показані контури ідеальних циклів Отто і Трінклера.

До замкнутих теоретичних (ідеальних) циклів ДВЗ належать:

цикл Отто - з ізохорним підведенням теплоти;

цикл Дизеля - з ізобарним підведенням теплоти;

цикл Трінклера - цикл із змішаним (ізохорним та ізобарним) підведенням теплоти.

У літературі поряд з прізвищем Трінклера досить часто фігурує прізвище Сабате, який запатентував цей цикл значно раніше, хоча двигунів, що діють за таким циклом, не створював.

На рис.2.1 представлені ідеальні цикли (2.1) Отто, Дизеля і Трінклера, що детально розглядаються у курсі «Теоретичні основи теплотехніки».

2.1. Ідеальний цикл (адреса файла Блок 4) Ідеальний цикл – термодинамічний цикл теплової машини чи двигуна, у якому усі процеси є оборотними.

3.

У розрахунках прийнято питому теплоту згоряння вимірювати в питомих одиницях – Дж/кг для рідких палив та Дж/м³ для газоподібних.

Для рідких палив нижчу теплоту згоряння палива (3.9) H_U, МДж/кг, визначають за формулою Менделєєва:

H_U = 33,91·C + 125,6·H – 10,89·(O - S) – 2,51·(9·H + W), (3.17)

де С, Н, О, S, W – масові частки вуглецю, водню, кисню, сірки і вологи в 1 кг палива.

3.9. Нижча теплота згоряння палива (адреса файла Блок 4) Нижча теплота згоряння палива – кількість теплоти, що виділяється при згорянні 1 кг палива, з урахуванням втрат на випаровування вологи, що міститься у паливі.

Для газових палив обчислюють нижчу теплоту згоряння 1м³ газу Q_U, МДж/м³:

Q_U = 12,8·CO+10,8·H₂+35,7·CH₄+56,0·C₂H₂+59,5·C₂H₄+63,3·C₂H₆+

+90,9·C₃H₈+119,7·C₄H₁₀+146,2·C₅H₁₂, (3.18)

де CO, H₂, CH₄, C₂H₂, C₂H₄, C₂H₆, C₃H₈, C₄H₁₀, C₅H₁₂ – об'ємні частки компонентів палива.

Для газодизелів обчислюють загальну теплоту згоряння рідкого і газового палива H_U^ГД, МДж/кмоль:

(3.19)

де – маса рідкого палива, що приходиться на 1 кмоль газового палива, кг/кмоль, а q – відносна частина теплоти, що вноситься рідким паливом, від загальної кількості тепла. На номінальному режимі величину q приймають у межах q = 0,05÷0,2.

Теплота згоряння пальної суміші для рідких палив H_{пал.сум.}, МДж/кмоль:

H_{пал.сум.} = H_U / M₁ . (3.20)

При  < 1, втрата теплоти H_U, МДж/кг, через неповноту згоряння складе:

H_U = 119,95·(1 - )·L₀. (3.21)

Якщо  > 1, то вважають, що втрати теплоти немає і H_U = 0.

Теплота згоряння пальної суміші H_{пал.сум.}, МДж/кмоль обчислюється як:

- для газових двигунів; (3.22)

- для газодизелів. (3.23)

Залишкові гази завжди зменшують теплоту згоряння пальної суміші, тому дійсне значення теплоти згоряння робочої суміші Н_{роб.сум}, кДж/кмоль, визначається за виразами:

- для бензинових двигунів; (3.24)

- для дизелів; (3.25)

- для газових двигунів; (3.26)

- для газодизелів.

4. Для повного згоряння палива необхідно визначити кількість повітря, що називається теоретично необхідною і визначається за елементарним складом палива.

Кількість повітря, що теоретично необхідна для згоряння 1 кг рідкого палива (вважається, що органічні палива переважно містять у своєму складі вуглець, водень і кисень):

(3.1)

де C,H і O – частки цих компонентів у складі палива у відсотках (%);

0,23 – масовий вміст кисню у повітрі.

Вважається, що розмірність [l₀] - кг/кг.

Для багатьох розрахунків доцільно використовувати величину кількості повітря, що теоретично необхідна для згоряння 1 кіломоля рідкого палива

(3.2)

де 0,208 – об’ємний вміст кисню у повітрі.

Тоді розмірність [L₀] становить кмоль/кг.

Ці дві величини зв'язані між собою співвідношенням:

l₀ = _п ·L₀, (3.3)

де _п – удавана молярна маса повітря, кг/кмоль, _п = 28,96 кг/кмоль.

Теоретично для згоряння 1 кг палива потрібно: для бензину ~14,96 кг; для дизельного палива ~14,45 кг повітря.

Аналогічно доведено, що теоретично необхідна кількість повітря для згоряння 1 кг газоподібного палива (суміші газів С_xH_yO_z) L₀^Г, кмоль/кмоль (м³/м³):

(3.4)

де x_i, y_i, z_i – число атомів відповідно вуглецю, водню і кисню в молекулі i-того компонента;

C_xH_yO_z – об'ємна частка i-того компонента у паливі.

Для газодизелів кількість повітря, теоретично необхідного для згоряння 1 кг суміші газоподібного і рідкого палива L₀^ГД, кмоль/кмоль (м³/м³):

L₀^ГД = L₀^Г + g_Т ·L₀. (3.5)

Відношення дійсної кількості повітря l до тієї, що теоретично необхідна для повного спалювання 1 кг палива називається коефіцієнтом надлишку повітря (3.5) α:

α = l/l₀ = L/L₀. (3.6)

3.5. Коефіцієнт надлишку повітря (адреса файла Блок 4) Коефіцієнт надлишку повітря – відношення дійсної кількості повітря до тієї, що теоретично необхідна для спалювання 1 кг палива.

Коефіцієнт надлишку повітря у автомобільних ДВЗ значною мірою залежить від типу двигуна, його паливної системи, а також режиму роботи. На рис.3.1 приведені примірні залежності коефіцієнту надлишку повітря від навантаження для бензинового і дизельного двигунів. Згідно літературних джерел коефіцієнт надлишку повітря на номінальному режимі (3.6) для автомобільних ДВЗ знаходиться в межах:

• для карбюраторних і бензинових з центральним впорскуванням:  = 0,85÷0,96;

• для бензинових з розподіленим і безпосереднім впорскуванням:  = 0,9÷1,3;

• те ж при наявності каталітичного нейтралізатора:  = 0,96÷0,98;

• для дизелів з нерозділеною камерою згоряння:  = 1,5÷1,7;

• для вихрокамерних дизелів:  = 1,3÷2,2;

• для передкамерних дизелів:  = 1,4÷2,2;

• для дизелів з наддувом:  = 1,3÷2,2;

• для газових двигунів:  ≈ 1;

• для газодизелів:  = 1,6÷2,0.

Рисунок 3.1. Залежності коефіцієнту надлишку повітря від навантаження

для бензинового (1) і дизельного (2) двигунів

3.6. Номінальний режим (адреса файла Блок 4) Номінальний режим – режим, при якому ДВЗ розвиває максимальну розрахункову потужність.

Навіть при  = 1 неможливо домогтися повного згоряння палива, тому звичайно  > 1. Зниження  веде до підвищення потужності двигуна, однак, при цьому підвищується його теплова напруженість і знижується економічність. Для сучасних бензинових ДВЗ ефективна робота каталітичних нейтралізаторів вимагає дотримання  = 1±0,5% на усіх режимах.

5. Процесом впуску називають процес наповнення циліндра двигуна свіжим зарядом. Для здійснення робочого циклу в поршневому двигуні внутрішнього згоряння необхідно вивести з циліндра продукти згоряння, що утворилися в попередньому циклі, і ввести в нього свіжий заряд повітря або паливноповітряної суміші. Ці обидва процеси (впуску і випуску) взаємозв'язані і більшою чи меншою мірою протікають одночасно. Кількість свіжого заряду, що поступає в циліндр, залежить від якості очищення циліндра двигуна. Внаслідок цього процес впуску слід аналізувати з врахуванням параметрів, що характеризують протікання процесу випуску, тобто розглядати весь комплекс явищ, що відносяться до процесу газообміну в цілому. Цей процес трохи відрізняється для двигунів без наддуву і з наддувом. На рис. 4.1 представлені процеси зміни тиску при впуску в чотиритактних ДВЗ у pV-координатах

На рис.4.1а представлений процес зміни тиску при впуску в чотиритактному ДВЗ без наддуву. Послідовність точок 1-r-4-a-2 показує дійсну зміну тиску в процесі впуску. Точка 1 відповідає моменту відкриття впускного клапана, що звичайно відбувається за 10÷35º до приходу поршня у верхню мертву точку (ВМТ). У цей момент випускний клапан ще відкритий і закривається він через 1030º після проходження ВМТ (точка 4). Момент закриття впускного клапану у точці 2 відповідає положенню кривошипа через 40÷85º після проходження нижньої мертвої точки (НМТ). Таким чином впускний клапан знаходиться у відкритому положення протягом 230÷300º кута повороту кривошипа. Тиск відповідає розрахунковому значенню тиску залишкових газів. Цей тиск, звісно, трохи більший, ніж тиск у системі випуску двигуна p_вип. При проведенні розрахунків передбачається, що тиск залишкових газів у ВМТ різко зменшується до значення p_a. Розрахунковий тиск в процесі впуску p_a нижчий, ніж атмосферний тиск p₀. Вважається, що при русі поршня до НМТ цей тиск зберігається майже постійним.

Для ДВЗ з наддувом від приводного нагнітача (рис.4.1б) тиск у випускній системі р_вип такий самий, як у ДВЗ без наддуву. Тому тиск на лінії впуску r-a звичайно вищий, ніж на лінії випуску, але нижчий від тиску наддуву р_к, що забезпечує приводний лопатевий компресор чи нагнітач іншого типу, внаслідок опору у впускній системі.

Для двигунів з газотурбінним наддувом (рис.4.1в) середній розрахунковий тиск у процесі впуску p_a може бути меншим ніж тиск залишкових газів перед турбіною р_вип, тому діаграма 4.1в принципово не відрізняється від діаграми на рис.4.1а. Природно, що тиск p_a менше тиску p_к, який створює турбокомпресор. Це характерно для комбінованих двигунів при р_к<р_вип.

Рисунок 4.1. Діаграми процесів впуску та випуску в ДВЗ

а – без наддуву, б – з наддувом від приводного нагнітача, в – з газотурбінним наддувом при р_к<р_вип, г – з газотурбінним наддувом при р_к>р_вип

Для двигунів з газотурбінним наддувом при р_к>р_вип (рис.4.1г) середній розрахунковий тиск у процесі впуску p_a може перевищувати тиск залишкових газів р_вип, але все однаково він менше тиску p_к, який створює компресор.

Попереднє відкриття впускного клапана забезпечує досягнення достатньої площі його прохідного перетину при досягненні ВМТ, а також для продувки двигунів з наддувом. У двигунах з наддувом це дозволяє полегшити очищення циліндра від залишкових газів. Вплив продувки кількісно оцінюють за допомогою коефіцієнта очищення _оч. Його величина залежить від тиску наддуву, швидкості обертання колінчастого валу і тривалості перекриття клапанів. Цей коефіцієнт враховується тільки при розрахунку двигунів з наддувом. Для двигунів без наддуву приймають _оч = 1,0. Закриття впускного клапана після проходження поршнем НМТ завдяки інерційності повітря у впускній системі дає можливість поліпшити наповнення циліндрів (дозарядка) на номінальному режимі на 10÷15%, тобто вважати, що коефіцієнт дозарядки становить _доз = 1,1÷1,15. У той же час необхідно враховувати, що при малій частоті обертання дозарядка погіршується і навіть може відбуватися зворотний викид частини заряду (до 5%) з циліндрів двигуна (_доз = 0,95). У розрахунках коефіцієнт дозарядки на номінальному режимі звичайно приймається рівним одиниці.