Литература по Механике и для Механиков / Для 3-го курса / Voznitskiy_-_Sudovye_dvigateli_vnutrennego_sgora (2)

сравнения приведен цикл Карно, состоящий из следующих процессов: а-1 адиабатное сжатие рабочего тела, 1-2 подвод тепла при постоян­ ной температуре Ттш, 2. Ь, адиабатное расширение и Ьк~а отвод тепла на холодный источник при постоянной температуре Тт. = 7 \ Полезно использованное в цикле тепло Qt представлено заштрихованной на рис. 1.4 площадью. Отведенной теплоте соответствует площадь f a_a_k_bk-

Как известно из технической термодинамики, термический КПД цикла Карно определяется соотношением температур:

Так как Q во всех случаях остается неизменным, то соответ­ ствующие ему площади f 0_a_1_2_bk_k(цикл Карно), f m v _=v_bv_v(цикл Отто), f tl< (Цикл со смешанным подводом тепла) и f a_a_c^ hp_p (цикл Дизеля) должны быть равны. Наибольшие значения давления и темпе­ ратуры в конце сжатия имеют место в цикле Дизеля, наименьшие - в цикле Отто. Цикл со смешанным подводом тепла занимает промежу­ точное значение по величинам р си Т . При одинаковых значениях р а, Та и V отмеченные различия в параметрах конца сжатия связаны с раз­ личными значениями степени сжатия, а именно:

е > е > е .

рm V

Количество тепла, отведенное на холодный источник, как видно из рисунка 1.4, наименьшим будет для цикла Карно (площадь^ _ Ьк_к), затем в порядке возрастания этого параметра идут циклы Дизеля, Тринклера Сабате, Отто. Поскольку во всех случаях количество подводи­ мой теплоты и максимальные давления циклов одинаковы, полезно использованное количество теплоты для этих циклов:

Q > Q > Q > О . z-'tk z-'tp z-'tm z-'tv

Так же соотносятся и термические КПД сравниваемых циклов:

Таким образом, чем больше степень сжатия, тем выше термичес­ кий КПД цикла. Термический КПД цикла со смешанным подводом тепла равен

у ~ 1

Термический КПД цикла Дизеля можно получить из вышеприве­ денной формулы, если учесть, что в этом цикле Я = 1.

Термический КПД цикла Отто также получим из первой форму­ лы, положив, что р = 1

=(1-3).

Приведенные выше зависимости показывают, что при любом способе подвода тепла, если не ограничивать максимальное давление цикла, с увеличением степени сжатия термический КПД цикла будет возрастать.

Из рисунка 1.4 видно, что степень приближения Г}{к «идеалу» - КПД цикла Карно - определяется величиной средней температуры рабочего тела в процессе подвода тепла, которая приближенно может быть определена как Тср = (Г + Г)/2. Следует отметить, что этот вывод справедлив для любых условий сравнения термодинамических иде­ альных циклов.

Цикл Отто является идеальным циклом бензиновых двигателей с воспламенением топлива от электрической искры. Поскольку в этих двигателях сжимается смесь паров бензина и воздуха, то для исключе­ ния самопроизвольного самовоспламенения топливовоздушной смеси в ходе сжатия и последующего детонационного (взрывного) сгорания степень сжатия в них невелика (менее 11).

По этой причине КПД карбюраторных ДВС существенно мень­ ше, чем у дизелей. Цикл дизеля являлся идеальным циклом компрес­ сорных дизелей, которые в настоящее время не выпускаются, идеаль­ ным циклом для современных дизелей с непосредственным впрыском жидкого топлива в цилиндр в конце хода сжатия является цикл со сме­ шанным подводом тепла. Степень сжатия в дизелях может достигать значений 18-23. Следует отметить, что деление идеальных циклов по типам ДВС весьма условно и более или менее справедливо только для номинальных (при 100% мощности дизеля) режимов работы. Совре­ менные судовые дизели, особенно с электронным управлением пода­ чей топлива и фазами закрытия выпускных клапанов, позволяют в про­ цессе работы изменять степень сжатия, фазы и закон подачи топлива, поэтому могут иметь рабочий цикл, соотносимый с любым из рас­ смотренных термодинамических циклов. Проиллюстрируем сказанное на следующем примере.

На рисунке 1.5 штриховкой выделен идеальный цикл со смешан­ ным подводом тепла в координатах p - V и T-s. Штриховыми линиями

Рис. 1.5. Сравнение идеальных циклов ДВС при постоянных степени сжатия, Q й различных способах подвода теплоты в координатах:

а) - p-V; б) - T-S

на рисунке показаны циклы с подводом тепла только по изохоре ( c -z j и только по изобаре (c-z ). В данном случае сравнения термодинами­ ческих циклов предполагается, что это один и тот же ДВС, у которого изменяются только условия подвода тепла. Величины Qnod, объемы цилиндра V'н F, Va, степень сжатия,р аи р состаются одними и теми же во всех трех случаях.

Так как температура в точке с одинакова для всех трех циклов, то средняя температура рабочего тела в процессе подвода тепла будет наибольшей для того цикла, у которого больше Г. Из рисунка 1.56 видно, что Г наибольшее значение имеет в цикле с подводом тепла только по изохоре, наименьшее - в цикле с подводом тепла только по изобаре. В цикле со смешанным подводом тепла она занимает проме­ жуточное значение. С учетом отмеченной ранее связи средней темпе­ ратуры с термическим КПД цикла вполне очевидны следующие соот­

Таким образом, с термодинамической точки зрения выгоднее все­ го подводить тепло в цикле только по изохоре, менее выгодно - по изобаре. Если полученный вывод перенести на реальные условия, то в дизелях следует так осуществлять подачу топлива, чтобы его сгорание происходило в непосредственной близости от верхней мертвой точки (ВМТ). Однако согласно рис. 1.5а указанный экономический выигрыш

в этом случае будет сопровождаться не менее очевидным увеличением механических нагрузок двигателя, поскольку максимальное давление р и параметр Я = рJpc для цикла с подводом тепла только по изохоре имеют наибольшую величину: p_v > р 7т> р (эти параметры являются показателями механической напряженности дизеля).

Второй крайний случай подвода тепла, когда Qnod - £? (только при р = const), приводит к обратному выводу: при худшей экономичности механические нагрузки в двигателе будут наименьшими. При смешан­ ном подводе тепла преимущества и недостатки указанных крайних случаев подвода в той или иной степени балансируются.

В абсолютном большинстве случаев подача топлива в судовых дизелях начинается до и заканчивается после ВМТ, так что их идеаль­ ный цикл характеризуется смешанным подводом тепла, однако встре­ чаются примеры, когда доля Qv или Q сравнительно невелика, поэто­ му диаграммы рабочего цикла в координатах p - V на участке сгорания топлива по своему виду приближаются к одному из рассмотренных на рис. 1.5 крайних случаев.

Анализ можно было бы продолжить, однако рассмотренные слу­ чаи и отмеченные при этом связи между параметрами идеальных тер­ модинамических циклов в достаточной мере позволяют применять их для качественной оценки изменения экономичности и механической напряженности судовых дизелей в условиях эксплуатации.

§ 1.2. Рабочие тела и их свойства

Реакции сгорания и продукты сгорания. При расчетах рабочих циклов двигателей рабочее тело не остается постоянным, а претерпе­ вает физические и химические изменения. При наполнении в дизелях в цилиндры поступает атмосферный воздух, содержащий кислород и инертные газы, в основном азот. В расчетах приближенно принимают, что атмосферный воздух состоит из смеси молекул кислорода О2(21% по объему) и азота N2 (79%).

В процессе сжатия рабочим телом является рабочая смесь, пред­ ставляющая собой смесь воздуха с остаточными газами, т.е. с продук­ тами сгорания, оставшимися в цилиндре после завершения предыду­ щего цикла. В процессах расширения и выпуска рабочим телом явля­ ется смесь продуктов сгорания топлива и избыточного воздуха. При осуществлении цикла тепловые свойства рабочего тела изменяются в зависимости от его температуры и состава, что должно учитываться при расчете действительного рабочего цикла.

Для проведения теплового расчета цикла двигателя внутреннего сгорания необходимо также знать низшую теплоту сгорания топлива, которая зависит от количества горючих соединений в топливе и соот­ ношения элементов, составляющих его горючую часть. В дизелях ис­ пользуется жидкое нефтяное топливо, основу которого составляют уг­ лерод С и водород Н. В зависимости от происхождения нефти и сорта топлива соотношение химических элементов в дизельном топливе изменяется, но незначительно, поэтому тепловые расчеты дизелей выполняют, принимая средний состав топлива: С + Н + О = 1, где до­ левое содержание углерода, водорода и кислорода составляет С = 0,87; Н = 0,126; О = 0,004. В тяжелых остаточных топливах, на которых работают дизели морских судов, содержится также сера S, массовое содержание которой составляет 1-4 %, или 0,01-0,04 в долях от едини­ цы. В легких дизельных топливах содержание серы менее 0,5% (0,005).

Масса кислорода (в расчетах сгорания массы газов принято выра­ жать в килограмм-молекулах), необходимого для окисления 1 кг топ­ лива, определяется выражением

Масса воздуха, необходимого для сжигания 1 кг топлива, будет больше массы кислорода в 1/0,21 раз за счет не участвующего в сгора­ нии азота

Параметр L g принято называть теоретически необходимой мас­ сой воздуха для сжигания топлива. Для топлива среднего состава Lg = 0,496 кмоль на 1 кг топлива. В некоторых случаях теоретически необ­ ходимую массу воздуха требуется выразить в килограммах: Gg= L ^ , где ц.г1- молекулярная масса воздуха.

Молекулярная масса смеси газов определяется с учетом молеку­ лярных масс входящих в смесь газов и их долевым содержанием. Для воздуха как смеси кислорода и азота jj.e = 28,92 кг/кмоль, тогда Gf/ = Lrjue= 0,496 • 28,92 = 14,34 кг.

В дизелях в цилиндр впрыскивается масса топлива g , кг/цикл - цикловая подача топлива. Для ее сжигания требуется теоретическая масса воздуха G = G Отношение действительного свежего заряда воздуха к G называют коэффициентом избытка воздуха при сгора­ нии топлива

В карбюраторных и газовых двигателях величина а характеризу­ ет соотношение воздух/топливо и в гомогенных смесях может быть меньше 1 (богатая смесь, неполное сгорание топлива), равным 1 (та­ кую смесь называют стехиометрической) и больше 1 (бедная смесь).

В силу особенностей внутреннего смесеобразования в дизелях этот параметр не отражает фактический состав топливовоздушной смеси, поэтому носит условный характер. Значение а в дизелях всегда боль­ ше 1, в частности, для судовых дизелей а ~ 2,0.

При сгорании топлива изменяется состав и масса рабочего тела в цилиндре.

Масса продуктов сгорания при сжигании 1 кг топлива составит G" = (Gg+ 1) кг. Эта газовая смесь не содержит избыточного воздуха, поэтому в дальнейшем будем называть ее чистыми продуктами сгора­ ния. При сгорании топлива с избытком воздуха «лишний» кислород воздушного заряда не участвует в химических реакциях, поэтому про­ дукты сгорания содержат все перечисленные выше газы и оставшийся кислород. Этот кислород в соотношении с азотом 21% и 79% соответ­ ственно представляет массу избыточного воздуха в продуктах сгора­ ния, которую будем обозначать G '.

Для упрощения расчетов продукты сгорания можно представлять как смесь чистых продуктов сгорания и избыточного воздуха. При этом массовые доли воздуха и чистых продуктов сгорания в продуктах сго­ рания будут определяться выражениями соответственно

г' = 1 - — и г" = — . (1.6)

аа

При традиционных расчетах рабочих процессов ДВС массы газо­ вых смесей принято выражать в киломолях. Количество киломолей продуктов сгорания, образующихся при сгорании 1 кг топлива с коэф­ фициентом а = 1

молей в продуктах сгорания составляет азот M N = 0,791, = 0,79а • L 0.

Общее количество киломолей продуктов полного сгорания 1 кг топли­ ва определим как сумму всех перечисленных выше компонентов

Если продукты сгорания при а > 1 , как было рассмотрено ранее, условно представить смесью чистых продуктов сгорания и избыточно­ го воздуха, то можно записать

Так как 1 киломоль любого газа при нормальных давлении и тем­ пературе (1 бар и 273 К) занимает объем 22,4 м3, то приращение коли­ чества молей смеси газов после сгорания 1 кг топлива приводит к соот­ ветствующему увеличению объема рабочего тела. Приращение AM составляет M —L = М - а ■Lg. С учетом приведенных выше формул

Отсюда следует, что приращение количества киломолей рабочего тела после сгорания топлива определяется только долями водорода и кислорода в элементарном составе топлива. Приращение количества рабочего тела удобнее выражать в относительной форме

где (5д-химический коэффициент молекулярного изменения.

Если учесть остаточные газы в составе рабочего тела, то можно ввести понятие действительного коэффициента молекулярного изме­

Для жидких углеводородных топлив нефтяного происхождения вследствие относительно небольшой доли водорода в их составе зна­ чения Р лежат в пределах j8= 1,03-1,04.

При сжигании 1 кг жидкого углеводородного топлива выделяется 39 000^427 000 кДж тепла. При этом не учитывается скрытая теплота парообразования при конденсации H f) в атмосфере, поэтому это тепло принято назвать низшей теплотой сгорания топлива и обозначать Q .

при увеличении температуры спвозрастает быстрее с и при Т > 2500 К становится больше примерно на 20%.

На рисунке 1.6 приведены зависимости средних мольных тепло­ емкостей от температуры для воздуха, чистых продуктов сгорания и водяного пара. Теплоемкость трехатомных газов существенно выше теплоемкости воздуха, поэтому наличие Н20 и С 02 в чистых продук­ тах сгорания существенно увеличивает их теплоемкость.

При расчетах процессов в цилиндре можно пользоваться рис. 1.6 для определения средних теплоемкостей. Можно также получить эм­ пирические формулы, пользоваться которыми значительно удобнее.

На рисунке 1.6 штриховыми прямыми линиями показана линей­ ная аппроксимация средней теплоемкости воздуха (1) и чистых про­ дуктов сгорания (2). Эмпирические формулы при такой аппроксима­ ции имеют вид:

В диапазоне температур 273-2100 К погрешность определения теплоемкостей не превышает 1%, что вполне приемлемо для инженер­ ных расчетов.

Теплоемкость продуктов сгорания при а > 1 рассматривается как смесь воздуха и чистых продуктов сгорания с учетом их массовых до­ лей, определяемых зависимостями (1.6). Средняя теплоемкость с сме­ си определится формулой:

Средняя мольная изобарная теплоемкость определится как с = с v + R , где R = 8,314 кДж/(кмоль-К) - универсальная газовая по­ стоянная. Показатель адиабаты при переменных теплоемкостях, в от­ личие от идеальных циклов, будет также изменяться, так как

с р с,. + R ^ 8 ,3 1 4

(1.13)

Су

Из выражения (1.13) следует, что при увеличении теплоемкости показатель адиабаты будет уменьшаться. В таблице 1.1 в качестве ил­ люстрации отмеченного приведены значения теплоемкостей и показа­ теля адиабаты для воздуха при различной температуре.

Таблица 1.1

Термодинамические величины для воздуха в зависимости от температуры

2*