2553
.pdfПотери теплоты особо ощутимы в начале процесса расширения. Чем больше расширение, тем меньше потери оказывают влияние на уменьшение площади индикаторной диаграммы. Расход теплоты на изменение внутренней энергии и совершения механической работы является полезным, т.к. способствует увеличению площади индикаторной диаграммы.
Процесс использования теплоты можно проанализировать по диаграмме тепловыделения в координатах = f(V) (рис. 14).
|
Vz |
|
|
U pdv |
|
|
Vc |
100. |
|
Hu |
|
X |
|
χ'=f(v) |
χ'=f(v) |
||
1 |
2 |
|
|
|
|
P0 |
|
|
Vc |
Vh |
V |
|
Рис. 14. Влияние коэффициента тепловыделения от положения поршня
По мере развития рабочего процесса величина возрастает и без наличия тепловых потерь в некоторый момент точка 1 достигла бы максимума. Из-за присутствия тепловых потерь действительная кривая тепловыделения проходит ниже и в точке 2 достигает максимума, т.к. количество выделенной теплоты равно тепловым потерям. После тепловые потери превышают количество выделенной теплоты и величина уменьшается. В конце расширения имеет место резкое снижение величины за счет открытия выпускного клапана.
40
Выполнить термодинамический расчет по действительному циклу не представляется возможным, а потому для упрощения применяют ряд допущений.
Для бензиновых и газовых двигателей:
1.Подвод теплоты к рабочему телу осуществляется при постоянном объеме.
2.Вся теплота расходуется только на изменение внутренней
энергии.
3.Потери теплоты учитываются коэффициентом использования теплоты.
Для дизельных двигателей:
1.Подвод теплоты осуществляется вначале при постоянном объеме, а затем при постоянном давлении, т.е. вначале теплота расходуется только на изменение внутренней энергии, затем – на изменение внутренней энергии и совершение механической работы.
2.Потери учитываются коэффициентом использования теплоты.
4.3.Определение температуры в конце сгорания
1.Для дизельного двигателя:
Рис. 15. Расчетный цикл для дизельного двигателя
41
UZ UC Q1 L, UZ M2 M ог UZ ,
UC M1 UC M ог UC , Q1 Hu ,
где L – работа, совершаемая на участке Z1 – Z;
L PZVZ PZ1VZ1,
PV MRT 0,008314MT , |
PZ1 PC , |
1,5 1,8. |
|
||||||
L 0,008314 M |
2 |
M ог T |
0,008314 M |
1 |
M ог T , |
V |
V , |
||
|
Z |
|
|
|
C |
Z1 |
C |
M2 M ог UZ
M1UC MогUC Hu 0,008314 M2 Mог TZ 0,008314 M1 Mог TC
M2 Mог (UZ 0,008314TZ )
M1UC M огUC Hu 0,008314 M1 M ог TC.
М2 М ог |
UZ 0,008314TZ |
|
M1UC M огUC |
|
|
|
Hu |
0,008314 TC |
||||
М1 М ог |
M1 M ог |
M1 M ог |
||||||||||
|
|
|
|
|
||||||||
UZ 0,008314TZ |
|
Uc ' rUc" |
|
Hи |
|
|
0,008314 TC . |
|||||
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
1 r |
(1 r )L |
|
Внутренняя энергия свежего заряда в точке С одного моля:
Uc Uc1 Uc tc tc1 .
Внутренняя энергия продуктов сгорания в точке С одногомоля:
Uc1 Uc1 Uc tc tc1 .
Внутренняяэнергияпродуктовсгораниядляпринятогозначенияα:
Uc |
1 |
Uc1 |
|
1 |
U |
с . |
|
|
|||||
|
|
|
|
Внутренняя энергия воздуха в точке Z:
Uz Uz1 Uz tz tz1 .
Внутренняя энергия продуктов сгорания в точке Z при =1:
Uz1 Uz1 Uz tz tz1 .
Внутренняя энергия для выбранного значения :
42
|
|
1 |
|
|
1 |
|
, |
||
|
|
|
|
||||||
Uz |
|
Uz1 |
|
Uz |
|||||
|
|
|
|
|
|
где Uc1, Uc1 – внутренние энергии для нижнего интервала температуры рабочего тела в конце сжатия,которуюможнопринятьвпределах600°; Uz1 и Uz1 – внутренние энергии для нижнего интервала температуры рабочего тела в конце сгорания, которую можно принять в пределах 1800 °С. Верхние интервалы температур можно принять на 200 °С больше для конца сжатия, и на 300 °С больше для конца сго-
рания (рис. 15).
2. Определение температуры рабочего тела в конце сгорания для двигателей легкого топлива
Рис. 16. Расчетный цикл для двигателей легкого топлива
Расчет выполняют, как правило, для коэффициента избытка воздуха меньше единицы. Поэтому имеют место потери теплоты из-за неполноты сгорания топлива, которую определяют по уравнению
Hu 1201 L0 МДж/кг топл.
43
Коэффициент 120 автором принимается в пределах (114 − 120). Так как работа на участке Z1 – Z отсутствует, то уравнение сго-
рания будет в виде
|
|
Uc ' rUc |
" |
(Hu |
Нu ) |
||
Uz |
|
|
|
|
|
|
. |
1 r |
|
|
|
||||
|
|
|
|
(1 r )L |
Hu = 44 МДж/кг – для бензина.
Если учитывать объем топлива, то вместо L подставляют число молей свежего заряда, т.е.
М1 L 1mt ,
где mt – молекулярная масса топлива.
Нижнее значение температуры рабочего тела в конце сжатия принимается равным 400 °С, а нижнее значение температуры рабочего тела в конце сгорания – 2300 °С.
Верхнее значение температуры рабочего тела в конце сгорания – 2600 °С, а верхнее значение температуры рабочего тела в конце сжатия принимается равным 600 °С (рис. 16).
Температура рабочего тела в конце сгорания для дизельных двигателей лежит пределах 2000-2300 К.
Степень повышения давления = 1,5-1,8. Коэффициент использования теплоты = 0,8-0,9.
Температура рабочего тела в конце сгорания для двигателей легкого топлива лежит в пределах 2600-2900 К.
Коэффициент использования теплоты = 0,85-0,92.
4.4.Определение давления и объема рабочего тела
вконце сгорания
Характеристические уравнения дают возможность установить связь между давлением и объемом рабочего тела в начале и в конце сгорания.
1. Для цикла при V = const
PzVz GzRzTz . PcVc GcRcTc
Принимаемая масса рабочего тела в точке С и в точке Z без изменений, Gz = Gc .
Rz/Rc = − коэффициент молекулярного изменения.
Vz Vc ,
44
Pz Pc Tz . Tc
2. Для смешанного цикла
|
PzVz |
|
GzRzTz |
, |
|
Pz1 |
|
Pz |
, |
||||
|
|
|
|||||||||||
|
PcVc |
|
|
Pc |
|
||||||||
|
|
|
GcRcTc |
|
|
Pc |
|||||||
|
Vz |
|
Vz |
1,2 1,7; |
P P . |
||||||||
|
|
||||||||||||
|
Vc |
Vz1 |
|
z |
c |
||||||||
|
|
|
|
|
|
ДлякарбюраторныхдвигателейPz =4,5-6,5МПа.Длядизельныхдви- гателейPz =5,5-9,0МПа.
4.5.Процесс расширения
Впроцессе расширения тепловая энергия преобразуется в полезную механическую работу. В действительных циклах, в отличие от теоретических, процесс расширения сопровождается интенсивным теплообменом междурабочим телом и стенками цилиндра, а также происходит процесс тепловыделения.
Интенсивностьтеплообменане остается постоянной, т.к.вначале происходит интенсивное тепловыделение, при этом объем камеры сгорания почти не меняется, а затем по мере расширения, нарастание теплопередачи снижается, температура стенок цилиндра увеличивается, и процесс тепловыделениязамедляется.
Врезультате этого процесс расширения происходит по политропному закону при переменном показателе политропы.
На участке С – Z имеет место отрицательное значение показателя политропы расширения, т.к. увеличивается объем при одновременном увеличении давления. В точке Z показатель политропы расширения равен нулю, на участке Z – Тmax происходит дальнейшее увеличение показателя политропы расширения и в точке Тz max будет равен единице. При дальнейшем расширении будет увеличиваться отвод от рабочего тела теплоты, что приводит к дальнейшему увеличению показателя политропы расширения. В конце расширения показатель политропы может быть больше К.
45
Рис. 17. Изменение показателя политропы расширения от перемещения поршня
Опыты показывают, что количество теплоты, полученной в результате сгорания топлива, всегда больше количества теплоты, отведенной через стенки цилиндра, а поэтому средний показатель политропы расширения всегда меньше К (рис. 17).
В практических расчетах используют среднее значение показателя политропы расширения, значения которого определяют по номограммам (рис. 18).
Среднее значение показателя политропы расширения лежит в пределах:
а) для бензиновых двигателей 1,22-1,28; б) для дизельных двигателей 1,18-1,26;
в) для двигателей, работающих на газообразном топливе, 1,2-
1,28.
46
а) б)
Рис. 18. Диаграммы для определения показателя политропы расширения а – для двигателей легкого топлива; б – для дизельных двигателей
На величину среднего показателя политропы расширения оказывают влияние:
1)частота вращения коленчатого вала;
2)нагрузка на двигатель;
3)форма камеры сгорания;
4)тип системы охлаждения;
5)степень сжатия;
6)коэффициент избытка воздуха и т.д.
Все факторы, способствующие большей теплоотдаче в стенки цилиндра,приводяткувеличениюпоказателяполитропырасширенияn2.
Все факторы, способствующие меньшей теплоотдаче в стенки цилиндра и переносу процесса сгорания на линию расширения, уменьшают значения показателя политропы расширения.
При определении температуры и давления в конце расширения предполагаем, что в цикле при V = const расширение происходит от ВМТ до НМТ, а в смешанном цикле начало расширения совпадает с моментом конца подвода теплоты при Р = const.
|
|
T |
T |
|
1 |
|
= 1300-1700 К, |
|
|
n2 1 |
|||||||
|
1 |
B |
Z |
|
|
|
||
P P |
0,4 0,6МПа − для двигателей легкого топлива. |
|||||||
|
||||||||
B Z |
n2 |
|
|
1 |
|
|
||
|
|
T |
T |
|
|
= 1000-1300 К, |
||
|
|
n2 1 |
|
|||||
|
|
B |
Z |
|
|
|
1
PB PZ n2 0,3 0,4МПа − для дизельных двигателей.
47
4.6. Процесс выпуска
Процесс выпуска должен протекать таким образом, чтобы давление остаточных газов и затраты работы на его осуществление были бы минимальными. В четырехтактном двигателе до определенного предела истечение газов происходит с критической скоростью и сопровождается резким шумом. Этот период заканчивается вблизи НМТ. Из цилиндра удаляется до 60–70 % отработавших газов. При движении поршня к ВМТ происходит принудительное выталкивание отработавших газов, при этом скорость может достигать 200-250 м/с.
Работа, затрачиваемая на выпуск отработавших газов, зависит от фаз газораспределения, которые должны учитывать изменение давления за выпускным клапаном и изменение площади индикаторной диаграммы.
Опережение открытия выпускного клапана необходимо организовывать таким образом, чтобы получить наибольшую площадь индикаторной диаграммы (рис. 19).
P
b1’
b2 b1’’
P0
НМТ V
Рис. 19. Определение начала открытия выпускного клапана
Качество очистки цилиндра от отработавших газов можно улучшить, используя колебательный характер изменения давления за выпускным клапаном, покоторомуи определяют угол запаздывания закрытия.
48
P
|
b2 |
|
|
|
|
b1 |
b2’ |
|
|
|
Рис. 20. Определение начала открытия выпускного клапана
Теоретически выпускной клапан необходимо закрывать в точке b2. Учитывая скоростной напор, выпускной клапан закрывают несколько позже в точке b2 (рис. 20).
В практических расчетах считают, что давление выпуска есть величина постоянная и определяется по формулам
Pr 0,1 0,55 10 5 n. Pr = 0,105-0,13 МПа.
Tr=900-1100 – для карбюраторных двигателей. Tr=700-900 – для дизельных двигателей.
T |
|
Tв |
|
. |
|
|
|
||
r |
Pв |
|||
3 |
||||
|
|
P |
||
|
|
r |
4.7. Токсичность двигателей внутреннего сгорания
На основании действующих санитарных норм токсичности некоторых компонентов можно принять в следующих соотношениях по отношению к токсичности окиси углерода
СО : NО2 : Сn Hm = 1 : 20 : 0,67.
При работе двигателя в атмосферу с отработавшими газами выбрасываются токсические составляющие в виде продуктов неполного сгорания и продуктов разложения топлива. Кроме того, в атмосферу выбрасываются картерные газы, пары бензина из бака и карбюратора.
49