книги из ГПНТБ / Теория двигателей внутреннего сгорания. Рабочие процессы учебник

3.Максимальное давление рг в смешанном теоретическом цикле такое же, как и в действительном рабочем цикле, а в теорети­ ческом цикле со сгоранием при постоянном объеме давление, максимально возможное для заданных условий осуществления цикла, будет всегда больше, чем в действительном цикле.

4.Процессы сжатия и расширения протекают адиабатически

ибез утечек газов через неплотности в цилиндре.

5.Процесс очистки цилиндра от отработавших газов заменен

как и в действительном рабочем цикле.

Анализ и сравнение показателей рабочего цикла двигателя, полученных в действительных условиях работы, с показателями теоретического цикла позволяют определить степень приближения действительного цикла к теоретическому.

Сравнение же показателей теоретического и идеального циклов позволяет установить степень и характер влияния состава и пере­ менности теплоемкости смеси газов и потерь в процессе очистки и зарядки цилиндра на показатели работы реального двигателя.

Влияние переменности теплоемкости газов на к. п. д. и другие параметры цикла

Из термодинамики известно, что теплоемкости идеальных га­ зов ср и Су постоянны для каждого газа.

У реальных газов теплоемкости ср и су являются сложными функциями температуры и стремятся к возрастанию с возрастанием температуры цикла.

Однако для реальных газов, в том числе и трехатомных, прак­ тика тепловых расчетов, а также опыты показали возможность оперирования линейными зависимостями теплоемкостей от тем­ пературы или таблицами их значений, полученных опытным путем.

Известно, что теплоемкость у многоатомных газов (С 02, Н 20, S 02 и др.) больше, чем у двухатомных (0 2, N2, воздух и др.).

В ДВС состав газов, температура их и давление изменяются в широких пределах как в течение одного цикла, так и при изме­ нении нагрузки. В начале сжатия на номинальном режиме рабочее тело состоит из смеси воздуха и топлива с остаточными газами, последних 2— 10%. В карбюраторных двигателях трехатомных газов содержится — 1— 3%, а в дизелях —0,7— 1,0%. Температура

атомных газов достигает в карбюраторных двигателях 26— 27% и в дизелях 14— 15%, температура сгорания возрастает соответ­ ственно до 2300— 2800 и 1800— 2200 К. В конце расширения тем­ пература падает и принимает значения в карбюраторных двига­ телях до 1300— 1500 и в дизелях до 900— 1200 К.

30

Следовательно, и теплоемкость газов в соответствии с измене­ нием их состава и температуры будет иметь различные значения, которые будут оказывать влияние на параметры смеси газов и на к, п. д. цикла. Количественное влияние переменности тепло­ емкости газов можно установить соответствующими расчетами

постоянной теплоемкости рабочего тела) и т е о р е т и ч е с к и й

31

Изменение энтропии для одних и тех же пределов температур

Если две кривые на диаграмме совместить, то при переменной теплоемкости газов осью отсчета энтропии будет служить наклон­ ная (прямая, проведенная под углом <р к вертикальной оси орди­

На рис. 1.14, б представлены энтропийные диаграммы идеаль­ ного цикла (aczba) в прямоугольных координатах и теоретического цикла (ac'yba) в косоугольных координатах. В обоих циклах сте­ пень сжатия, количество полезно использованной теплоты и пара­ метры газов в начале сжатия приняты одинаковыми, т. е.:

Qi — Q2= Q\ — Q:i \ е = е '; ра = Ра\ Т а = Т ’а.

В результате сравнения этих циклов можно сделать вывод,

давление p'z и максимальная температура Тг, а также давление р'с и температура Т'с конца сжатия меньше, чем соответствующие параметры — Q2, Qlt pz, Tz, pc и Tc в идеальном цикле.

Таким образом, и термодинамический к. п. д. теоретического цикла тр будет меньше, чем термодинамический к. п. д. гр идеаль­

зов в составе смеси и высоких значениях их температуры значи­

пература, а также и среднее значение давления газов за цикл. На основании изложенного выше можно сделать вывод, что

влияние переменности теплоемкости газов на уменьшения тр и Pt ср карбюраторных двигателей будет больше, чем у дизелей. Но следует иметь в виду, что влияние переменности теплоемкости на к. п. д. и параметры теоретического цикла нельзя однозначно выразить соответствующим выражением — формулой, как это было для зависимости тр и pt ср идеального цикла. Действительно,

где согласно рис. 1.13 на диаграмме рис. 1.14 соответственно приводятся характерные точки цикла — а, с, у , г, Ь.

32

Количество киломолей и средние молекулярные теплоемкости газов в соответствующих точках индикаторной диаграммы цикла не могут быть исключены путем сокращения ввиду неравенства их между собой, так как М ь > М г > М у > М с = М а для жидких топлив и, наоборот, для газообразных топлив, а также

С учетом и на основании сказанного появилась возможность приближенно оценивать термодинамический к. п. д. по простым эмпирическим формулам следующего вида.

Для карбюраторных двигателей:

Для газовых двигателей (проф. Д. Н. Дьяков, ЛПИ)

для дизелей по формулам доц. Г. В. Мельникова (ЛПИ): при значениях коэффициента избытка воздуха а ^ 1,5

(0,142 --0,145) УЪ. -& - = (0,142 --0,145) / а j/7! ? ; (1.41)

при значениях коэффициента избытка воздуха а ^ 1,5

(0,163 --0,167) j / a - g - = (0,163 ч- 0,167) /сЖ ё*. (1.42)

Методы расчета теоретических циклов

Создание современного форсированного турбопоршневого двигателя является сложным и длительным процессом.

Стремление ученых и конструкторов при создании новых типов двигателей заключается в том, чтобы как можно больше заменить натурные доводочные испытания двигателей расчетом, моделиро­ ванием и другими, но подобными методами, удешевляющими и сокращающими время создания новых ДВС.

Для того чтобы определить значения температур и давлений, состава продуктов сгорания в характерных точках индикаторной диаграммы [а, с, у, г, Ъ— рис. 1.13) теоретического цикла, а также работу, экономичность цикла и основные размеры цилиндра су­ ществует несколько методов расчета, которые различаются глав­ ным образом способом учета переменности теплоемкости газов.

Все известные методы расчета теоретических циклов делятся на три группы: графические (в том числе по номограммам); графо­ аналитические; аналитические.

1. Расчеты по номограммам получили некоторое распростра­ нение, так как позволяют сократить время расчета, что является

главным для этого метода. Расчет по номограммам имеет ряд не­ достатков — построение самих номограмм осуществляется при ряде допущений и строятся они для определенных исходных данных.

2.Графические методы расчета по энтропийным диаграммам для газов не находят применения ввиду их очень ограниченных возможностей, а также и потому, что используемые в расчетах диаграммы построены по устаревшим данным относительно тепло­ емкостей.

3.Аналитические методы расчета: с применением уравнений

для средней теплоемкости газов вида рс = а + ЬТ (метод Гри­ невецкого—Мазинга, Брилинга), по табличным данным для теп­ лоемкости газов МЭИ (метод кафедры ДВС МВТУ).

Из третьей группы методы Гриневецкого—Мазинга, Брилинга и кафедры ДВС МВТУ по табличным данным для теплоемкости газов МЭИ нашли широкое применение в расчетах циклов ДВС. Методы расчета по табличным данным для теплоемкости и энтропии газов являются более точными методами, если применять совре­ менные табличные данные, найденные на основании спектрального анализа, каковыми являются таблицы МЭИ.

Метод теплового расчета, предложенный В. И. Гриневецким, является классическим, так как несмотря на очень существенное усовершенствование этого метода и значительное развитие его дополнительными принципиальными разработками ряда советских ученых, общая схема, структура и последовательность метода остаются прежними.

К основным работам по уточнению и развитию метода расчета цикла В. И. Гриневецкого, появившимся в результате развития

с оценкой коэффициента остаточных газов, с расширением понятия относительно коэффициента активного тепловыделения, с уточне­ нием значений теплоемкостей. Выведено уравнение сгорания и среднего индикаторного давления для смешанного цикла и др.

2.В работах Н. Р. Брилинга по теплообмену между газами

истенкой цилиндра уточнены формулы Нуссельта по теплообмену,

дано обоснование политроп в области теплового баланса и др.

3.Работы Н. В. Иноземцева, В. К. Кошкина, В. И. СорокоНовицкого, Н. А. Семенова, А. С. Соколика, А. Н. Воинова и др. по проблеме кинетики сгорания и расчета процессов сгорания во времени.

4.Работы А. С. Орлина, Д. Н. Вырубова, В. Т. Цветкова по общей проблеме газообмена, газораспределения, смесеобразова­

ния, воспламенения и по выбору фаз газораспределения.

5. Работы М. М. Масленникова, И. М. Ленина, Н. М. Гла­ голева, В. П. Калабина, В. В. Махалдиани, И. И. Вибе по обобще­ нию классического метода, увязке теплового расчета с конструк­ тивными и эксплуатационными факторами, параметрами и режи-

34

мами работы. Ниже излагается метод расчета теоретического цикла по табличным данным МЭИ для теплоемкости и энтропии отдельных газов, входящих в состав смеси их в цилиндре двига­ теля.

Метод расчета теоретического цикла двигателей по табличным данным для теплоемкости и энтропии газов

Двигатель внутреннего сгорания (допустим карбюраторный), работая на режиме полной нагрузки с коэффициентом избытка воздуха а — 1 имеет максимальную температуру сгорания Тг = = 2700-2800 К.

При высоких температурах цикла газообразные продукты сгорания диссоциируют на более простые (двухатомные) молекулы. В процессе расширения продуктов сгорания понижение темпера­ туры в цилиндре приводит к уменьшению и полному прекращению диссоциации и к рекомбинации диссоциированных газов.

ВДВС, несмотря на высокие температуры процесса сгорания, диссоциация продуктов сгорания невелика, что объясняется вы­ сокими давлениями газов на линии расширения.

Высокие давления препятствуют возникновению и развитию диссоциации газов. В дизелях диссоциация практически отсут­ ствует.

Всвязи с этим при расчете теоретического цикла дизеля дис­ социацией пренебрегают, что не отражается на точности расчета.

Исходя из особенностей теоретического цикла расчет осуще­

3)в каждый данный момент процесса сгорания продукты сго­ рания являются продуктами полного окисления сгоревшей к этому моменту части топлива;

4)в процессе сжатия, сгорания и расширения теплоемкость газов изменяется в соответствии с температурой;

5)диссоциация продуктов сгорания отсутствует.

Метод расчета цикла базируется на решении уравнений адиаба­ тического процесса и баланса тепла в каждой данной точке про­ цессов цикла.

Расчет теоретического цикла ведется с количеством газов в киломолях на 1 кг жидкого топлива (или на 1 м3 газообразного топлива) и при значениях степени сжатия е, коэффициента избытка воздуха а и параметров газа в начале сжатия ра, Та, Va, одина­ ковых с рабочим (действительным) циклом. Последнее условие дает возможность путем сравнения индикаторного к. п. д. % с тер­ модинамическим к. п. д. г\( теоретического цикла оценить потери, обусловленные неполнотой сгорания топлива, теплообменом

(для смешанного цикла), а также отклонением процесса выпуска от принятого закона.

Процессы очистки и зарядки цилиндра свежим зарядом, яв­ ляясь по существу вспомогательными в цикле процессами, сопро­ вождаются дополнительными потерями гидродинамического и термодинамического характера, которые при рассмотрении ра­ бочих циклов принято относить к механическим потерям.

В качестве примера допустим, что термодинамический к. п. д. теоретического цикла дизеля равен 0,56, а индикаторный к. п. д. действительного цикла г)г. равен 0,45, тогда относительный к. п. д. т]0 составит т)0 = т]г/тр = 0,45/0,56 = 0,80. Потери в теорети­ ческом цикле, обусловленные только необходимостью удаления отработавших газов из цилиндра и зарядки его свежим зарядом составляют

= 1 - ^ = 1 - 0,56 = 0,44 (44 %).

Ub, Uа — внутренняя энергия газов в конце расширения (точка Ь) и в начале сжатия (точка а), кДж/кг топлива; QH— низшая теп­ лотворная способность топлива, кДж/кг топлива. Потери в рабо­ чем цикле составляют 1 — 0,45 = 0,55 (55%).

Следовательно, потери, обусловленные неполнотой сгорания топлива, отклонением процесса сгорания от принятого в расчете закона при V = const и р = const, отклонением процесса выпуска для V = const и теплообменом (теплопередачей в охлаждающую воду и окружающую среду), составят 0,55 — 0,44 = 0,11 (11%).

Как видно из этого примера, путем сравнения к. п. д. двух циклов теоретического r\t и действительного г]. можно определить величину потерь в реальном двигателе, вызванных несовершен­ ством сгорания и теплоотдачей в охлаждающую среду. Именно оценка влияния этих потерь на величину индикаторного к. п. д. т],- и других показателей рабочего цикла двигателя представляет наибольшие трудности при теоретическом и экспериментальном исследовании работы двигателя.

Следует заметить, что в реальном двигателе по различным причинам, которые будут рассмотрены в следующих главах, про­ исходит перераспределение потерь тепла. Одна из причин заклю­ чается в том, что с увеличением потерь от теплоотдачи через стенки и из-за несовершенства процесса сгорания понижается температура в конце расширения и вследствие этого уменьшаются потери с от­ работавшими газами по сравнению с теоретическим циклом.

Расчет теоретического цикла позволяет определить с доста­ точной точностью тот предел значений индикаторного к. п. д. т]г и других показателей работы двигателя, к которым следует стре­ миться при совершенствовании рабочего цикла.

36

Для определения значений параметров в характерных точках диаграммы и показателей эффективности pt ср и экономичности цикла в расчете используются формулы из термодинамики.

Для внутренней энергии и энтальпии смеси газов:

1 = 1

для энтропии смеси газов

(1.45)

г=1

для адиабатического процесса сжатия и расширения

ломолей смеси газов при постоянном объеме и давлении для зна­

зов М ( и суммарного количества всей смеси М в характерных точках индикаторной диаграммы определяются термодинамическим расчетом.

37

38

Т а б л и ц а 1.2. Средняя молекулярная теплоемкость газов при постоянном объеме рсц в ккал/кмоль • град

39