2.2. Процес стиску

В реальному двигуні процес стиску протікає як політропний зі змінним показником політропи n₁. При розрахунку процесу стиску вважають показник політропи сталим, рівним середньому значенню його на протязі всього часу стиску.

2.2.1. Визначення показника політропи стиску на стадії проектування може бути здійснено дуже приблизно, для цього використовують метод подібності і емпіричні залежності у вигляді формул, номограм чи таблиць, одержані на основі аналізу експериментальних даних для двигунів певного класу [1, 2, 4, 6]. Для курсового проектування рекомендується використовувати формулу проф. Петрова:

n₁ = 1,41 – 100/n , (2.8)

де n_l – показник політропи стиску;

n – частота обертання колінчастого валу двигуна у об/хв.

2.2.2. Тиск і температура у циліндрі двигуна в процесі стискування змінюються за законами:

Р_х = Р_а·(V_а/V_х)ⁿ¹, МПа (2.9)

Т_х = Т_а·(V_а/V_х)^(n1-1), ˚К (2.10)

де Р_х і Т_х – тиск і температура газів, відповідно, у довільний момент стиску при положенні поршня х відносно верхньої мертвої точки;

V_а і V_х – повний об'єм і об'єм циліндра над поршнем при положенні поршня х, відповідно.

Формули (2.9...2.10) будуть використані при побудові індикаторної діаграми!

2.2.3. Тиск і температура в кінці стискування Р_с і Т_с визначаються за формулами (2.9) і (2.10) при V_х = V_с, де V_с – об'єм камери згоряння. Враховуючи, що V_а/V_с = ε, одержуємо:

Р_с = Р_а·εⁿ¹, МПа (2.11)

Т_с = Т_а∙ε^(n1-1), ˚К. (2.12)

Орієнтовні значення параметрів газів у кінці стиску для автотракторних двигунів:

Р_с = 0,9...1,6 МПа і Т_с = 650...750˚К – для карбюраторгих двигунів,

Р_с = 3,0...4,0 МПа і Т_с = 800...900˚К – для дизелів БН,

Р_с = 4,0...7,0 МПа і Т_с = 900...1000˚К – для дизелів з наддувом.

2.3. Процес горіння

Згоряння є дуже важливим процесом робочого циклу двигуна, в результаті якого суміш газів змінює свій склад, до суміші газів у циліндрі (до робочого тіла) підводиться теплота. Все це визначає параметри циклу і загальні показники роботи двигуна. Розрахунок горіння зводиться до визначення зміни складу газів та обчислення зміни тиску і температури при горінні палива. Останнє виконується вирішенням рівняння теплового балансу процесу – рівнянням згоряння.

2.3.1. Зміна складу суміші газів на протязі циклу відбувається через наявність хімічних реакцій горіння, в результаті чого змінюється кількість молекул і відповідним чином змінюються тиск і температура. Розрахунок цього процесу ведуть у такому порядку.

2.3.1.1. Теоретично необхідна кількість повітря l₀ для згоряння одного кілограма палива з складом С, Н, О (згідно з завданням):

, кг/кг (2.13)

або:

, кмоль/кг (2.14)

де 0,23 та 0,21 – вміст кисню в повітрі по масі та по об'єму, відповідно;

С, Н та О – відповідно, кількість вуглецю, водню та кисню у паливі, кг/кг.

Між l₀ та L₀ існує співвідношення: l₀/L₀ = μ_в, де μ_в = 28,97 кг/кмоль – мольна маса повітря.

Паливно-повітряна суміш з складом 1₀ чи L₀ повітря на 1 кг палива називається стехіометричною а величину l₀ чи L₀ називають стехіометричним коефіцієнтом.

2.3.1.2. Реальна паливно-повітряна суміш, яку готують для двигуна, відрізняється від стехіометричної. Фактично для приготування паливно-повітряної суміші з 1 кг палива в залежності від режиму роботи беруть більшу або меншу кількість повітря L_од, яку визначають за формулою:

L_од = α∙L_o, кмоль/кг (2.15)

де α – коефіцієнт надлишку повітря (згідно з вихідними даними).

2.3.1.3. Кількість паливно-повітряної суміші М_l, що одержують з 1кг палива:

М₁ = α∙L₀ + 1/m_т, кмоль/кг (2.16)

де μ_т – молекулярна маса палива, кг/кмоль. Відомо, що m_т = 110...120 – для бензинів і 180...200 кг/кмоль – для дизельних палив.

2.3.1.4. Після згоряння М₁ паливно-повітряної суміші утворюється деяка кількість М₂ продуктів згоряння. А саме, при α > 1:

, кмоль/кг, (2.17)

та при α < 1:

, кмоль/кг (2.18)

2.3.1.5. Зміна кількості кмолів газу в циліндрі веде до зміни тиску навіть при незмінній температурі. Ця зміна оцінюється хімічним коефіцієнтом молекулярної зміни β₀:

β₀ = М₂/М₁. (2.19)

В реальному циклі двигуна горюча суміш розріджується залишковими газами від попереднього циклу, які не беруть участі в хімічних реакціях і дещо зменшують коефіцієнт молекулярної зміни. Дійсний коефіцієнт молекулярної зміни β з урахуванням впливу залишкових газів підраховується як:

β = (β₀ + γ_r)/(1 + γ_r). (2.20)

2.3.2. Рівняння процесу згоряння

В залежності від типу двигуна рівняння згоряння має деякі особливості. Так, для карбюраторних двигунів при α ≥ 1:

. (2.21)

Для карбюраторних двигунів при α < 1:

. (2.22)

Для дизелів:

(2.23)

У формулах (2.21...2.23):

μС_vz і μС_рz – мольні теплоємності продуктів згоряння при постійному об'ємі і постійному тиску, відповідно, у кДж/(кмоль∙град);

μС_vc – мольна теплоємність суміші газів в кінці стиску, кДж/(кмоль∙град);

λ = Р_z/Р_c – ступінь підвищення тиску в процесі згоряння;

Т_z і P_z – температура (˚К) і тиск (МПа) в кінці згоряння;

Q_н – нижча теплота згоряння палива у кДж/кг;

ζ – коефіцієнт використання тепла, який за експериментальними даними для режиму роботи двигуна з повним навантаженням має значення ζ = 0,75...О,90 – для карбюраторних двигунів і ζ = 0,70...О,85 – для дизелів;

∆Q_н – втрати частини теплоти через хімічну неповноту згоряння при α < 1, визначаються як:

∆Q_н = 119950∙(І – α)·L₀, кДж/кг. (2.24)

2.3.2.1. Мольні теплоємності у кДж/(кмоль·град) визначають наближено, використовуючи лінійну апроксимацію залежності теплоємності газів від температури. Для суміші газів у кінці стискування:

μС_vс = 20,16 + 1,74·10^-3·Т_с, (2.25)

Для продуктів згоряння мольні теплоємності μС_vc та μС_pz записують у вигляді лінійного рівняння виду А + В·Т_z, яке і підставляють у рівняння згоряння:

μС_vz = (18,4 + 2,6·α) + (15,5 + 1З,8·α)·10^-4·Т_z, (2.26)

μС_pz = 8,314 + (20,2 + 0,92/α) + (15,5 + 1З,8/α)·10^-4·Т_z (2.27)

к оефіцієнти А В

2.3.2.2. Для дизелів ступінь підвищення тиску в процесі згоряння λ = Р_z/Р_c приймають орієнтуючись на експериментальні дані:

λ = 1,2...1,6 – для розділених камер згоряння,

λ = 1,4...2,2 – для нерозділених камер згоряння,

λ = 1,7...2,6 – для дизелів з наддувом.

Ступінь підвищення тиску впливає на економічність роботи двигуна: зі збільшенням λ, питома витрата палива зменшується. Але одночасно зростає значення тиску в кінці згоряння і жорсткість робочого процесу дизеля, яка оцінюється швидкістю зростання тиску на градус повороту колінчастого валу dP/dα. Впливають на величину λ конструктивними заходами, зокрема вибором закону подачі палива паливним насосом високого тиску. Роблять це при доводці двигуна. У разі використання більш складних методик розрахунку горіння [23,27] на стадії проектування можна коригувати процеси паливоподачі з метою досягнення бажаної економічності.