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

где G1 - свежий заряд воздуха при отсутствии влаги в воздухе, посту­ пающем в ресивер из воздухоохладителя.

Все перечисленные факторы действуют одновременно и при не­ благоприятном их сочетании (как правило - при плавании в тропиках) могут привести к снижению свежего заряда воздуха до 20%. Это при­ водит к снижению мощности двигателя, его экономичности и надеж­ ности работы.

К эксплуатационным факторам, влияющим на процесс наполне­ ния, относится также техническое состояние выпускного и воздушно­ го трактов двигателя, турбины и компрессора. Эти факторы рассмат­ риваются в заключительной части курса.

§ 1.4* Процесс сжатия

Процесс сжатия происходит при перемещении поршня от начала закрытия выпускных органов (точка а) до ВМТ поршня (точка с). В ди­ зелях можно допустить, что в процессе сжатия не происходит измене­ ния состава и массы рабочего тела. Объем и масса впрыскиваемого в конце хода сжатия топлива составляют незначительную величину, утеч­ ки рабочего тела через уплотнительные кольца в исправном судовом дизеле практически отсутствуют.

Задачей расчета сжатия является определение давления и темпе­ ратуры рабочего тела (смесь свежего заряда воздуха и остаточных га­ зов) в конце сжатия р с и Т .

Сжатие представляет собой сложный процесс, который сопровож­ дается в начальной стадии подогревом рабочего тела от нагретых дета­ лей цилиндра. По мере сжатия давление и температура рабочего тела возрастают, и в заключительной стадии направление теплового потока изменяется - тепло отводится от рабочего тела в стенки цилиндра.

Рис. 1.10 иллюстрирует качественную картину сжатия. Теорети­ ческая кривая сжатия показана штриховой линией a-ct . Так как в ходе сжатия температура возрастает, то показатель адиабаты сжатия к] не­ сколько снижается (показано штриховой линией). Действительная кри­ вая сжатия на рисунке показана сплошной линией а-с.

Сопоставление кривых сжатия показывает, что в начальной ста­ дии сжатия в связи с подогревом рабочего тела действительная кривая расположена выше теоретической. В некоторый момент (точка 1 на рисунке) она пересекает теоретическую кривую. В этот момент темпе­ ратура рабочего тела и стенок цилиндра равны и теплообмен отсут-

сжатия показатель политропы п в уравнениях (1.30) должен быть переменным по

ходу сжатия, как показано на рис. 1.10 (здесь п = и',). По опытным данным для судовых дизелей диапазон изменения и' - от 1,5 в начале сжатия, до 1,1 у ВМТ.

Расчет процесса сжатия с переменным показателем был бы чрез­ мерно сложным, поэтому в теории ДВС принято, что сжатие происхо­ дит по политропе с условным средним постоянным показателем по­ литропы пг Для минимизации погрешности в определении парамет­ ров р с и Тсвеличину п] выбирают таким образом, чтобы при расчете с выбранным значением постоянного показателя получалась та же рабо­ та сжатия, что и при истинном переменном показателе.

Наиболее простой метод определения среднего показателя полит­ ропы сжатия состоит в следующем. При наличии эксперименталь­ ной индикаторной диаграммы по ней определяют давления в начале и конце сжатия - р аэ и р сэ. Запишем уравнения политропного процесса для начала и конца сжатия. Прологарифмировав и преобразовав это уравнение, получим расчетную формулу в виде:

32 Судовые двигатели внутреннего сгорания

Для двухтактных дизелей в уравнение (1.31) подставляется значе­ ние действительной степени сжатия. В расчетах при проектировании дизелей используют более сложную методику определения среднего показателя политропы сжатия.

По опытным данным в судовых малооборотных и среднеоборот­ ных дизелях п = 1,34 1,37, в высокооборотных - п1 - 1,38 -г- 1,39. Значение среднего показателя политропы зависит от соотношения меж­ ду количеством тепла, подведенного к рабочему телу в начале сжатия и отведенного в конце (см. рис. 1.10). В судовых дизелях с наддувом используется интенсивное охлаждение поршней, поэтому у них тепло­ отвод преобладает, и п < к 1ср, где к ~ 1.39 - среднее значение показа­ теля адиабаты сжатия (с учетом его уменьшения с ростом температу­ ры, подробнее см. §1.2). В высокооборотных дизелях с неохлаждаемыми поршнями вследствие преобладания подогрева рабочего тела при сжатии значения п/ могут превышать к , а в дизелях с воздушным охлаждением цилиндров даже достигать значения 1,42.

Давление и температура рабочего тела в конце сжатия могут быть получены из уравнений политропных процессов, записанных в виде:

Решим уравнения политроп относительно и

с J

S\ п“1

Вформулах (1.33 и 1.34) для двухтактных двигателей записывает­ ся действительная степень сжатия.

Из полученных формул следует, что параметры рабочего тела в конце сжатия пропорциональны их значениям в начале сжатия и за­ висят от степени сжатия. В современных выскофорсированных дизе­ лях р с на полной нагрузке достигает 120-140 бар при степени сжатия 12-14. Это обусловлено тем, что давления р с р а и р г связаны между собой примерно пропорциональной зависимостью. По этой же причи­ не при уменьшении нагрузки дизеля р с снижается, достигая значений 35-37 бар на режиме малого хода (или холостого хода при работе с постоянной частотой вращения).

§1.$. Процесс сгорания

Впроцессе сгорания топлива происходит выделение теплоты, преобразуемой в двигателе в полезную механическую работу. Само­ воспламенение и сгорание топлива в дизеле отличаются чрезвычайно сложными физико-химическими процессами, точное математическое описание которых не получено до настоящего времени. Даже при со­ временных методах расчета с помощью ЭВМ сгорание описывается полуэмпирическими уравнениями.

Вначале XX века профессор МВТУ В.И. Гриневецкий предложил метод расчета сгорания, который был впоследствии развит его учени­ ком Е.К. Мазингом и с некоторыми усовершенствованиями использу­ ется до настоящего времени.

Это объясняется исключительной простотой метода при вполне приемлемой точности определения показателей двигателя.

Суть метода заключается в том, что реальное изменение давления

впроцессе сгорания заменяется условно эквивалентным подводом тепла по изохоре c-z и изобаре z - z , как показано на рисунке 1.11. В действи­ тельном процессе участок сгорания топлива характеризуется плавной кривой с-т -у. Максимальное давление сгорания достигается в точке т после ВМТ поршня и является функцией процесса сгорания. Заверша­ ется процесс сгорания в начале процесса расширения в точке у. Пред­ ложенная схематизация соответствует идеальному термодинамическо­ му циклу со смешанным подводом тепла, однако в предложенном ме­

Физический смысл этого коэффициента заключается в том, что его величина (всегда <1) отражает потери тепла вследствие неполноты сгорания топлива и теплообмена. Согласно опытным данным его зна­ чения для малооборотных и среднеоборотных дизелей составляют 0,75-0,9; для высокооборотных - 0,7-0,85.

С учетом отмеченного выше AQ = £„Qn, дальнейшие преобразо­ вания уравнения (1.35) сводятся к подстановке в него развернутых вы­ ражений для внутренней энергии и работы применительно к началь­ ной и конечной точкам процесса (с и z). Выражения для расчета внут­ ренних энергий приведены в таблице 1.2.

энергии, кДж

Формула (1.35) может быть записана в виде t zQn - Uz - U c + p Vz — p V . После подстановки в нее формул для внутренних энергий и масс рабочего тела в начальной и конечной точках процесса сгорания и не­ сложных алгебраических преобразований получим уравнение сгора­

В результате подстановки в левую часть уравнения (1.36) уже известных из расчетов процессов наполнения и сжатия и принятых из рекомендованных пределов значений параметров, в каждом конк­ ретном случае расчета, будет получено некоторое числовое значение С. В правой части уравнения теплоемкость смеси газов является функ­ цией искомой температуры Г,, поэтому в итоге уравнение сгорания приводится к виду ATJ+ ВТт - С = 0, где А, В и С - числа. Уравнение можно привести к виду:

С

Т= ------------

‘B + A TZ

ирешать его методом последовательных приближений, задавая в каче­ стве первого приближения значение температуры в знаменателе фор­ мулы из диапазона 1700-1900 К.

Из формулы (1.36) очевидно, что с увеличением X, £ Тс и умень­ шением а температура в конце сгорания увеличивается и наоборот. В зависимости от значений этих величин для судовых дизелей харак­ терен диапазон Т_= 1700 -*■1900 К. Как уже отмечалось ранее, значение максимального давления сгорания должно быть принято по данным двигателя-прототипа.

Для определения объема в точке z запишем уравнения состояния рабочего для начальной и конечной точек процесса сгорания p V r = RMT_ и р V = R M T Разделив почленно первое на второе, получим:

Определив из этого уравнения значение степени предварительно­ го расширения рабочего тела р, получим искомое значение F = F,p. Таким образом, все термодинамические параметры состояния рабоче­ го тела в точке z определены.

§ 1.6. Процесс расширения

Расчетная схема процесса расширения должна учитывать продол­ жающееся после точки z тепловыделение в цилиндре вследствие дого­ рания топлива. Если пренебречь неполнотой сгорания топлива (в дизе­ лях менее 1% от цикловой подачи), то количество теплоты, выделяю­ щееся в начальной фазе процесса расширения, будет равно теплоте, не выделившейся в процессе сгорания в точке z —(У ). Теплоотдача в стен­ ки происходит в течение всего процесса расширения. На рисунке 1.12

38 Судовые двигатели внутреннего сгорания

схематично показано изменение давления в цилиндре в процессе рас­ ширения. Штриховой линией показан теоретический процесс расши­ рения, происходящий без учета теплоподвода и теплоотвода. В нем учтено только изменение показателя адиабаты расширения к2 вслед­ ствие снижения температуры рабочего тела в процессе расширения. При температуре в начале расширения для топлива среднего состава и коэффициента избытка воздуха а = 2 к2~ 1,21; в конце процесса рас­ ширения к2 ~ 1,32. Среднее значение показателя адиабаты расширения примерно равно 1,295.

Подвод тепла к рабочему телу в начале процесса расширения обус­ ловливает повышение давления относительно линии адиабатного рас­ ширения (на рисунке 1.12 действительная кривая расширения показа­ на сплошной жирной линией). Поскольку в течение всего процесса расширения происходит отвод тепла, то в точке 2 теплоотвод и теплоподвод становятся равными, действительная линия расширения пере­ секает теоретическую кривую.

Если описывать действительную кривую сжатия уравнением по­ литропы с переменным значением показателя п'2, то он должен изме­ няться по ходу расширения так, как показано на рисунке 1.12. Расчеты показывают, что п'г изменяется от 1,1 в начале расширения до 1,5 в конце процесса. Теплоотвод, преобладающий в процессе расширения,

о б у с л о в л и в а е т меньшее значение давления в конце расширения р ь по сравнению с его значением при ади­ абатном процессе расширения р ь„

По аналогии с процессом сжатия, для определения параметров рабоче­ го тела в процессе расш ирения ис­ пользуют политро­ пу с усредненным показателем п2, по­ стоянным для все­ го процесса и даю­

щим такую же работу, как и при действительном расширении с пере­ менным показателем политропы п ’

В расчетах при проектировании дизелей среднее значение показа­ теля политропы расширения определяют из уравнения первого закона термодинамики. В упрощенных расчетах его принимают из рекомен­ дованных диапазонов:

1,2 -s- 1,3 - для судовых средне- и малооборотных дизелей с охлаждаемыми поршнями;

1,1 1,25 - для высокооборотных дизелей.

Из рассмотренной выше схемы процесса расширения очевидно, что величина п2зависит от баланса подведенного и отведенного тепла в течение процесса. Увеличение подвода тепла приводит к уменьше­ нию п2, преобладание отвода - к его увеличению. Поскольку подвод тепла в процессе расширения определяется неполнотой сгорания топ­ лива в точке z, то очевидна связь между £ и п2: чем меньше £z, тем больше тепла будет выделяться в процессе расширения и тем меньше будет п2 и наоборот.

В связи с отмеченным обстоятельством выбор величины п2при расчетах должен координироваться с величиной £ , т.е., принимая мень­ шее значение коэффициента использования тепла из рекомендуемого диапазона, надо принимать также меньшее значение показателя полит­ ропы расширения и наоборот.

Отмеченное обстоятельство, наряду с необходимостью принимать значение максимального давления сгорания по данным двигателя-про­ тотипа, является «слабым» местом в методике теплового расчета ДВС по методу Гриневецкого-Мазинга.

Из четырех термодинамических параметров рабочего тела в точке Ъ известны масса рабочего тела (Мь = М ) и объем V = Va. Для опреде­ ления неизвестных давления и температуры в конце процесса расши­ рения запишем уравнения политропных процессов в виде:

Как следует из уравнения (1.37), величина пропорционально свя­ зана с максимальным давлением сгорания. Для современных высоко­ форсированных дизелей р ь — 9-12 бар. Температура рабочего тела в конце расширения составляет 900-1100 К.