Теоретический цикл двигателей с подводом теплоты при постоянном давлении. Теоретический цикл двигателя


Понятие об теоретическом, действительном и идеальном циклах двигателя

 

содержание   ..  9  10  11  12  13  14  15  16  17  18  19  20  ..

 

 

7.

Понятие об теоретическом, действительном и идеальном циклах двигателя

 

            Ввиду сложности явлении, происходящих внутри цилиндра двига­ теля, их совокупность представляют предварительно в виде условного теоретического цикла, в котором процессы рассматриваются в их простейшем виде. Это дает возможность получить аналитические за­ висимости для оценки главнейших качественных показателей работы двигателя. Полученные формулы теоретического цикла, уточненные обобщенными результатами экспериментальных исследований, используют затем для расчета действительного цикла.

 

 

7.1 Теоретические термодинамические циклы ДВС

 

            Экономические и мощностные показатели двигателей внутреннего сгорания, работающих по разным циклам, трудно сравнить в реальных условиях. Принято основные показатели циклов ДВС оценивать в упрощённом варианте:

            • на первом этапе рассматривают в теоретических условиях, когда каждый цикл осуществляется в наивыгоднейших условиях, в воображаемой тепловой машине.

            • на втором этапе в теоретические зависимости (т. е. в условиях воображаемой тепловой машины) вводятся коэффициенты, учитывающие действительные условия.

В теоретических циклах введены следующие допущения:

            1. Все процессы цикла осуществляются без теплообмена рабоче­го тела с окружающей средой и являются обратимыми.

            2. Преобразование теплоты в механическую работу осуществля­ется в замкнутом объеме одним и тем же несменяемым рабочим телом при постоянном его количестве.

            3. Состав и теплоемкость рабочего тела остаются постоянными на всем протяжении цикла т. е. не зависит от температуры.

            4. Подвод теплоты производится от постороннего (воображаемого) ис­точника при постоянном объеме (по изохоре), или при постоянном давлении (по изобаре), или при смешанном (по изохоре и изобаре).

            5. Процессы сжатия и расширения протекают по адиабатам с постоянными показателями.

            6. В теоретических циклах отсутствуют какие-либо потери теплоты (в том числе на трение, излучение, гид­равлические потери и т. п.), кроме от­вода теплоты холодному источнику. Эта потеря является единственной и обязательной для замкнутого теоре­тического цикла.

            7. Сгорание топлива в цилиндре заменяется мгновенным подводом тепла, а выпуск – мгновенным отводом теплоты в холодный источник.

            В соответствии с этими допущениями теоретический цикл представляет собой замкнутый цикл, осуществляемый в воображаемой тепловой машине постоянной несменяемой порцией рабочего тела. Вследствие замкнутости процессы сгорания и выпуска рабочего тела при действительном цикле заменяют подводом и отводом теплоты. Процессы сжатия и расширения предполагаются адиабатическими, т.к. это обеспечивает максимальное теплоиспользование.

            Теоретические циклы имеют минимальное количество потерь, находящихся в строгом соответствии со вторым законом термодинамики. Существующие двигатели внутреннего сгорания работают по одному из трех циклов, имеющих свои характерные особенности.

 

7.2. Теоретический цикл двигателей с подводом теплоты при постоянном

объеме.

Автомобильные бензиовые двигатели, работают по циклу, в котором горючая смесь, вошедшая в цилиндр во время впуска, сжимается, поджигается искрой и быстро сгорает в момент нахождения поршня около ВМТ, т. е. при почти неизменяемом объеме к рабочему телу-газу подводится тепло Q1.

            Индикаторная диаграмма теоретического цикла показана на рис. 27. При положении поршня в ВМТ (точка z диаграммы) сообщение теплоты прекращается. Затем газ адиабатически расширяется, его внутренняя энергия частично превращается во внешнюю механическую работу.

 

Рис. 27. Индикаторная диаграмма теоретического цикла с подводом теплоты при 

                                                  постоянном объеме

Для повторения цикла надо вернуть газ в начальное состояние, характеризуемое точкой a индикаторной диаграммы. Для этого необходимо охладить газ, заключенный в цилиндре, т. е. отнять теплоту, представляющую собой долю Q2 от ранее введенной теплоты Q1.

            Таким образом, даже при осуществлении теоретического цикла часть вводимой теплоты теряется и, следовательно, не может быть полного превращения теплоты в работу. Степень преобразования теплоты в работу любого теоретического цикла оценивается термическим КПД.  В теоретическом цикле какие-либо дополнительные тепловые потери, за исключением количества теплоты Q2, отсутствуют. Поэтому в полезную работу превращается разность количеств теплоты Q1 – Q2, тогда термический КПД можно выразить формулой:

               

 

7.3. Теоретический цикл двигателей с подводом тепла при постоянном объеме и постоянном давлении (смешанный цикл)

           

            По этому циклу работают двигатели с воспламенением от сжатия – дизели. Для самовоспламенения впрыскиваемого топлива степень сжатия должна быть не ниже 14. Индикаторная диаграмма теоретического цикла представлена на рис. 33. В этом цикле подвод теплоты Q1 осуществляется как при постоянном объеме Q1' так и при постоянном давлении Q1'' (см. рис.33):

 

Рис. 33. Индикаторная диаграмма смешанного теоретического цикла

На основе проведенного анализа можно сделать следующие выводы.

            1. Значения основных термодинамических показателей цикла со смешанным подводом теплоты находятся между значениями соот­ветствующих показателей циклов с подводом теплоты при V=const и р=const.

            2. Циклы с подводом теплоты при V= const и р=const являются част­ными случаями цикла со смешанным подводом те­плоты.

            3. В цикле со смешан­ным подводом теплоты при увеличении доли теп­лоты, подводимой при V= const, и при уменьшении доли теплоты, подводимой при р=const, повышаются значения те­рмического КПД и среднего давления цикла.

4. Цикл со смешанным подводом теплоты целесообразно при­менять при значительных степенях сжатия (больше 12) и с возможно большими значениями степени повышения давления. По данному циклу работают все быстроходные автомобильные и тракторные дизели без наддува.

            5. КПД цикла со смешанным подводом теплоты может превы­шать КПД двигателей с искровым зажиганием (цикл при V= const) за счет возможного использования более высоких значений степени сжатия.

7.4. Цикл Карно

 

            Одна из формулировок второго закона термодинамики звучит так: непременным условием преобразования теплоты в механическую рабо­ту является процесс передачи теплоты холодильнику.

            Поэтому важным вопросом является определение максимального КПД тепловых двигателей, работающих на идеальных газах.

            Изучая эту проблему, французский инженер Карно в 1824 г. предложил цикл, который состоит только из обратимых процессов, совершаемый с идеальным газом. Знание данного цикла важно потому, что ни один из обратимых циклов не может иметь термический КПД выше термического КПД цикла Карно, осуществляемого при тех же перепадах температур. Подвод и отвод теплоты в цикле Карно осуществляется изотермически, процессы сжатия и расширения протекают адиабатно, т. е. наиболее экономичным способом без тепловых потерь.

Термодинамический КПД определяет степень преобразования тепловой энергии в механическую в прямом цикле. Он представляет собой отношение величины тепловой энергии, преобразованной в механическую работу А1, ко всей подведенной теплоте q1.

Двигатель, работающий по циклу Карно, представляет собой поршневую машину, цилиндр которой заполнен идеальным газом. Газ периодически контактирует с источником тепла, имеющим температуру Т1 или с холодильником, имеющим температуру Т2 (рис. 1.13).

рис. 1.13

В результате цикла Карно рабочее тело совершает полезную  работу, соответствующую площади, заключенной внутри контура 1-2-3-4. Эта работа эквивалентна разности между подведенной q1 и отведенной q2 теплотой, т. е

Практически цикл Карно осуществить трудно и даже не целесообразно по причине чрезвычайно малой удельной работы и необходимости значительного увеличения габаритных размеров двигателя. Тем не менее, теоретическое значение цикла Карно огромно, так как он является неким эталоном при определении максимальной возможности полезного использования теплоты при данных температурных условиях.  Сравнение термических КПД цикла Карно и любого другого цикла дает возможность судить о степени совершенства последнего.

 

7.5. Действительные циклы

 

            В процессах, образующих действительный цикл двигателя, происходит изменение количества (массообмен) и состава рабочего тела, а также теплообмен.

Действительный цикл ДВС является сложным процессом не поддающимся на прямую математической оценке

        Для оценки мощностных и экономических показателей действительного цикла ДВС расчёт проводят в 2-а этапа:

        • на первом этапе рассматривают в теоретических условиях, когда каждый цикл осуществляется в наивыгоднейших условиях, в воображаемой тепловой машине.

         • на втором этапе в теоретические зависимости (т. е. в условиях воображаемой тепловой машины) вводятся коэффициенты, учитывающие действительные условия.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

содержание   ..  9  10  11  12  13  14  15  16  17  18  19  20  ..

 

 

zinref.ru

ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ЦИКЛЫ ДВС

Лекция 3

ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ЦИКЛЫ ДВС

1 Основные допущения

В рассматриваемых в технической термодинамике теоретических циклах предполагается, что теплота к рабочему телу подводится от внешнего источника (Т1), а отводится к другому внешнему источнику (Т2). В реальном двигателе теплота q1 выделяется непосредственно в камере сгорания при сгорании топливо-воздушной смеси. Совокупность процессов, обеспечивающих получение механической энергии из тепловой называется действительным циклом. Для более полного понимания действительных циклов рассмотрим теоретические циклы автомобильных ДВС с учетом некоторых допущений:

  •  Рабочее тело не заменяемо и постоянно, цикл замкнут. Нет затрат полезной работы на ввод свежего заряда  топливно-воздушной смеси и на выталкивание отработанных газов.
  •  Тепло подводится из внешнего источника
  •  Теплоемкость на протяжении всего цикла постоянна и не зависит от температуры.
  •  Процессы сжатия и расширения протекают адиабатно (без теплообмена с окружающей средой).

В соответствии со вторым законом термодинамики совершение полезной работы невозможно без отдачи тепла во внешнюю среду. Рассмотрение теоретических циклов ДВС позволяет установить насколько совершенно протекают отдельные процессы, а также позволяет наметить пути повышения экономичности и работоспособности двигателя.

2 Теоретический цикл с подводом тепла при постоянном объеме. 

Этот цикл соответствует циклу ДВС с воспламенением от электрической искры. Характерные точки цикла т.(а) – начало сжатия, т.(с) – начало подвода тепла q1, т.(z)– начало расширения, т.(b) - начало отвода тепла q2.

Геометрические параметры поршневого двигателя: D – диаметр цилиндра; S – ход поршня; Vh – рабочий объем цилиндра;  Vс – объем камеры сгорания цилиндра; Vа – полный объем цилиндра. Сжатие происходит по адиабате PVk=const.  -- степень повышения давления.

Количество подведенной теплоты  .

Количество отведенной теплоты .

Таблица 1 Параметры характерных точек цикла

Показатели

точка а

точка с

точка z

точка b

Давление

Pa

Pa * ek

Pa * l* ek

Pa * l

Объем

Va

Va / e

Va / e

Va

Температура

Ta

Ta * ek-1

Ta * l * ek-1

Ta * l

Термический КПД

Подставив данные из таблицы 1 и сократив на Та, получим значение термического КПД идеального цикла с подводом тепла при V=const.

Среднее давление цикла , позволяющие сравнивать циклы разных двигателей. Без вывода среднее давление цикла при постоянном объеме составляет:

3 Теоретический цикл с подводом тепла при постоянном давлении. 

Этот цикл соответствует тихоходному дизелю.

Количество подведенной теплоты  .

Количество отведенной теплоты .

Введем понятие - степень предварительного расширения -

Таблица 2 Параметры характерных точек цикла

Показатели

точка а

точка с

точка z

точка b

Давление

Pa

Pa * ek

Pa * ek

Pa * rk

Объем

Va

Va / e

Va * r / e

Va

Температура

Ta

Ta * ek-1

Ta * r * ek-1

Ta * rk

Термический КПД

но , откуда . Далее

 из этого следует

тогда  среднее давление

4 Теоретический цикл со смешанным подводом теплоты.

В данном цикле тепло подводится в два этапа. Сначала при постоянном объеме, затем при постоянном давлении.

Отведенное тепло  и термический КПД составит:

Среднее давление цикла

5 АНАЛИЗ ТЕОРЕТИЧЕСКИХ ЦИКЛОВ

V=const: Термический КПД с повышением степени сжатия и показателя адиабаты растет, среднее давление цикла в большей степени зависит от термического КПД и от давления в начале сжатия. Увеличение степени предварительного расширения снижает термический КПД.

Р=const: Показатель адиабаты и степень сжатия увеличивают КПД, а степень предварительного расширения снижает.

Другие похожие работы, которые могут вас заинтересовать.вшм>

7164. Лекция ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫЕ ЦИКЛЫ ДВС 1.46 MB   Действительным циклом двигателя называется совокупность периодически повторяющихся тепловых, химических и газодинамических процессов, в результате которых термохимическая энергия топлива преобразуется в механическую работу. 8067. Лекция Жизненные циклы БД 415.83 KB   Проектирование баз данных о трех этапах. Жизненный цикл приложения баз данных Цели и задачи проектирования Проектирование баз данных о трех этапах. Подходы к проектированию базы данных. Моделирование данных. 2759. Лабораторная работа Что такое вложенные циклы 16.42 KB   Такая структура получила название цикла в цикле или вложенных циклов. Глубина вложения циклов то есть количество вложенных друг в друга циклов может быть различной. Пример вложенных циклов для Вычислить сумму элементов заданной матрицы А53. 7654. Лекция ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫЕ ЦИКЛЫ АВТОМОБИЛЬНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ 495.95 KB   Высокая эффективность цикла зависит от процессов приготовления топливовоздушной смеси и ее сгорания. Процесс сгорания происходит только в газовой фазе следовательно топливо из жидкой фазы должно перейти в парообразную форму. Процесс сгорания зависит от качества смеси и топлива. Конечным итогом сгорания является повышение температуры и нарастания давления газов что обеспечивает далее работоспособность поршневого двигателя. 16223. Научная статья Мировой финансовый кризис и циклы Кондратьева 95.18 KB   Экономические циклы это регулярные колебания уровня деловой активности от экономического бума до экономического спада. Циклы состоят из чередующихся периодов относительно высоких и относительно низких темпов экономического роста. Различают несколько типов циклов по их продолжительности: сезонные колебания годовые краткосрочные циклы деловой конъюнктуры 3-3.5 года среднесрочные или торгово-промышленные 7-12 лет строительные 15-20 лет большие циклы или длинные... 16949. Научная статья Кондратьевские циклы и цикличность научного знания 7.7 KB   Именно поэтому мы можем ставить вопрос о цикличности знания на примере маркетинга. Предпринимательская и научная мысль Западной цивилизации обнаружила и практически развила инструмент маркетинга в качестве средства повышения эффективности деятельности фирм максимизации прибыли в условиях нарастания конкурентной борьбы постепенно переросла его и нашла иные средства повышения своей эффективности в процессе эволюции. Это и есть по нашему мнению то ядро положительного знания в теории маркетинга которое объективно будет востребовано обществом... 5799. Курсовая Современные экономические циклы, их состояние и особенности 203.01 KB   Сущность цикличности в экономике причины возникновения экономического цикла. Характеристика фаз экономического цикла типы циклов. В настоящее время обнаружено 1520 типов экономического цикла. У конкретного цикла фазы нет двойников. 17176. Курсовая Термодинамические циклы тепловых и холодильных машин 137.38 KB   Сейчас разработано большое количество разнообразных тепловых машин, в которых реализованы различные термодинамические циклы. Тепловыми машинами являются двигатели внутреннего сгорания, реактивные двигатели, различные тепловые турбины и т.д 16896. Научная статья Кондратьевские циклы и цикличность эффективности экономической политики 398.09 KB   Во времена самого Кондратьева на первый план выходили ценовые показатели а в настоящее время – скорость роста ВВП и глубина кризисов Жугляра. Не буду останавливаться на всех проблемах этих попыток отмечу лишь что очень существенные вариации мирового ВВП в первой половине ХХ века перекрывали другие процессы. Анализ мирового ВВП за достаточно длительный период существенно облегчился с появлением работ Мэддисона. Нельзя сказать чтобы все оценки Мэддисона вызывали доверие в частности на мой взгляд он явно занижает ВВП Китая и других стран... 6977. Лекция Макроэкономическая нестабильность: экономические циклы, безработица, инфляция 47.38 KB   Виды и причины циклов Макроэкономике свойственно не только равновесие но и состояние не равновесия то есть несбалансированности производства и потребления в целом. Экономисты называют колебания объема национального производства и занятости экономическими циклами. В экономических циклах отмечаются две главные фазы: 1 спад кризис; 2подъем расширение производства и две точки: 1 пик подъема; 2 максимальный спад нижняя точка спада Рисунок . Динамика реального объема национального производства во время экономического цикла Некоторые...

refleader.ru

Теоретический цикл ДВС с самовоспламенением от сжатия

Процесс наполнения. В начале каждого цикла в цилиндр ди­зеля при движении поршня к н. м. т. поступает свежий воздух под влиянием возникающего в цилиндре разрежения или за счет из­быточного давления, создаваемого в специальных нагнетателях.

В четырехтактных двигателях без наддува процесс наполнения начинается в точке r (рис. 200, а). В этот момент объем простран­ства сжатия Vc=Vr заполнен оставшимися после предыдущего цикла отработавшими газами в количестве Мr кмолей с темпера­турой Тr° К и давлением рr н/м2, большим атмосферного р0 вследствие сопротивления в выпускной системе двигателя на ве­личину ?рr. При движении поршня вниз эти газы, называемые остаточными, сперва расширяются по политропе rr0 до давления р0 и только после этого в цилиндр начинает поступать атмосферный воздух. Практически можно пренебречь небольшими колебаниями и считать, что давление в процессе наполнения остается постоян­ным. В конце наполнения (точка а) поршень находится в н. м. т. и в объеме цилиндра Va=Vc+Vs окажется Мr кмолей смеси, со­стоящей из остаточных газов в количестве Мr кмолей и L кмолей свежего воздуха, т. е. Ma = Mr + L. Температура заряда цилиндра будет Tа, а давление ра<p0 на величину ?pа вследствие сопро­тивлений во впускной системе двигателя.

В четырехтактных двигателях с наддувом (рис. 200, б) давле­ние воздуха перед двигателем рн обычно больше давления pr0 в процессе выпуска е0r0 отработавших газов. Давление в цилиндре pа в процессе наполнения rа будет выше p0, но меньше, чем дав­ление перед двигателем рн на величину ?pн, зависящую от со­противлений впускной системы дизеля. При расчетах температуру окружающего воздуха принимают T0 = 288?300° К, а давление p0 = 0,103 Мн/м2. У двигателя без наддува воздух перед поступле­нием в цилиндр проходит через впускной коллектор, соединитель­ные патрубки, канал в крышке цилиндра, омывает клапан, нагре­ваясь при этом на величину ?T0 = 5?10° К. Температура воздуха, поступающего непосредственно в цилиндр, составит T0’ =T0 + ?T0° К.

У двигателя с наддувом (рис. 201, а) параметры воздуха пе­ред нагнетателем будут р0, Т0, а за ним перед двигателем pн, Tн.

Согласно опытным данным давление наддува рн принимается:

—  для четырехтактных двигателей с механическим наддувом pн=0,12?0,16 Мн/м2, а с газотурбинным наддувом рн=0,13?0,3 Мн/м2;

—   для двухтактных двигателей без наддува рн = 0,115?0,125 Мн/м2 и с наддувом рн= 0,13?0,18 Мн/м2.

Считая, что сжатие в нагнетателе происходит по политропе, находят температуру воздуха за нагнетателем

где nн — показатель политропы сжатия, принимается для порш­невых нагнетателей равным 1,4—1,6, ротативных 1,7—2 и цент­робежных 1,6—1,7.

Далее воздух по пути в цилиндр нагревается на величину ?Tн = 10?20° К и входит в цилиндр с температурой Тн' = Тн + ?Tн°К. Для увеличения массового заряда воздух после нагне­тателя охлаждается в воздухоохладителе (рис. 201, б), благодаря чему повышаются литровая мощность и экономичность и сохраня­ется в допустимых пределах тепловая нагрузка двигателя при его форсировке. Потери давления воздуха в охладителе принимают ?pохл = 0,0015 ? 0,005 Мн/м2. Приняв по приведенным рекомендациям давление воздуха рн перед двигателем, определяют давление и температуру его после нагнетателя:

Понижение температуры воздуха в охладителе ?Tохл = 20?60° К, и тогда температура воздуха перед двигателем Тн = Тн” — — ?Tохл?K и далее с учетом подогрева воздуха на пути в ци­линдр

Воздух, поступая в цилиндр в количестве L кмолей с темпера­турой Т0 (или Tн), перемешивается с Мr кмолями остаточных газов, имеющих температуру Тr° К, и к концу наполнения (точка а) температура смеси Тr >Та>Т0' (или Tн').

Количество тепла, переданное воздуху остаточными газами,

Количество тепла, воспринятое воздухом Q2 =c?вL (Та—Т0’), где с?r и c?в — средние мольные теплоемкости остаточных газов и воз­духа, дж/(кмоль?град).

Так как Q1 = Q2, то с?r Мr(Тr — Та) = c?в L(Та — T0’).

Без особой погрешности можно принять с?r = c?в и тогда получим

По этой формуле определяют температуру заряда в конце напол­нения для дизелей без наддува. Для ДВС с наддувом следует пользоваться формулой

По опытным данным, для четырехтактных двигателей Та = 300?340° К и для двухтактных Та = 310?380° К. Температурой Тr задаются в пределах 600—800° К для тихоходных двигателей и 700—1000° К для быстроходных. Ошибка в оценке Тr мало влияет на Та, так как Тr должно быть умножено на Малую величину ?r, представляющую собой отношение количества остаточных газов Мr к действительному количеству свежего воздуха L, поступив­шего в процессе наполнения.

Величина ?r характеризует степень очистки цилиндра от про­дуктов сгорания и в расчетах принимается по опытным данным:

—  для четырехтактных двигателей без наддува ?r == 0,03?0,05 и с наддувом ?r = 0,02?0,4;

—  для двухтактных двигателей с продувкой: контурной ?r = 0,08?0,15, пямоточно-клапанной ?­r = 0,08?0,12; кривошипно-камерной ?r = 0,3?0,4 и прямоточно-щелевой ?r =0,04?0,08.

Можно рекомендовать также для определения ?r следующие формулы:

где рr — давление остаточных газов в цилиндре, которое прини­мают для тихоходных ДВС 0,102—0,106 Мн/м2 и для быстроход­ных ДВС 0,105—0,115 Мн/м2.

При проектировании двигателя стремятся принять по возмож­ности меньшее значение ?r, так как при этом увеличивается масса заряда свежего воздуха и процесс сгорания совершается лучше. Коэффициент ?r уменьшается с увеличением степени сжатия ?, температуры Тr и давления выпуска.

Вследствие повышения температуры от Т0 до T0’ (или от Tн до Tн') и понижения давления от р0 (или рн) до ра в рабочий объем цилиндра Vs входит воздух в процессе наполнения в коли­честве L кмолей, меньшем, чем могло бы поместиться Ls кмолей при температуре Т0 (или Тн) и давлении р0 (или рп) перед дви­гателем.

Отношение количества свежего воздуха L кмолей, действи­тельно поступившего в цилиндр, к теоретически возможному коли­честву Ls кмолей называется коэффициентом наполнения ци­линдра ?н = L / Ls. Как выше отмечалось, количество молей газа в конце наполнения (точка а) Ма=Мr+L или Ма = L (1 + Mr / L)  , и окончательно Ма = L (1 + ?r).

Из уравнения состояния в точке а раVа = 8314 МаТа имеем

Приравняв правые части приведенных равенств

Количество кмолей воздуха Ls, теоретически возможное в объеме Vs при T0 и р0, находят из уравнения состояния

Выражение для ?н действительно и для ДВС с наддувом при условии замены р0 и Т0 на рн и Тн — давление и температуру воздуха перед двигателем. У двухтактных двигателей расчет ра­бочего процесса производится обычно для полезной части хода поршня Vs(1—?s), где ?s— доля хода поршня, занятая окнами (принимается для продувочных окон 0,08 - 0,14 и для выпускных 0,16—0,25). Коэффициент наполнения, отнесенный к полезному ходу поршня,

Коэффициент наполнения, отнесенный к полному ходу поршня, равен

Коэффициент наполнения находится в пределах: для четырех­тактных двигателей без наддува 0,75—0,9 и с наддувом 0,7—0,85, для двухтактных 0,75—0,90.

Из формулы (130) видно, что увеличение коэффициента оста­точных газов ?r ведет к уменьшению ?н. С уменьшением степени подогрева воздуха уменьшается значение Та, что увеличивает ?н.

Однако наибольшее влияние на величину ?н оказывает значение давления pa в конце наполнения, с увеличением которого ?н возрастает. По практическим данным, давление в конце наполне­ния ра для четырехтактных тихоходных двигателей равно (0,85— 0,95) р0 и быстроходных (0,80—0,85) р0, для двухтактных тихо­ходных двигателей (0,85—0,94) рн и быстроходных (0,85—1,05) рн.

Охлаждение воздуха при наддуве не приводит к заметному из­менению ?н.

Давление продувочного воздуха рп может быть принято для двухтактных тихоходных двигателей 0,115—0,125 Мн/м2 и быстро­ходных 0,12—0,14 Мн/м2.

В газодизелях в процессе наполнения в цилиндр поступает смесь газа с воздухом. Коэффициент избытка воздуха в смеси со­ставляет ? =1,4?2,2, подогрев све­жего заряда от стенок двигателя ?T = 20?50° К- Давление и темпе­ратуру остаточных газов принимают соответственно равными 0,108— 0,125 Мн/м2 и 970—1270° К. Давле­ние ра в начале сжатия принимают равным 0,098—0,08 Мн/м2.

Процесс сжатия. В теоретиче­ском цикле предполагается, что у двухтактных двигателей сжатие начинается с момента закрытия окоп (выпускных или продувочных, в зависимости от того, какие из них выше), а у четырехтактных — с н. м. т. и продолжается до прихода поршня в в. м. т. При этом созда­ются условия, необходимые для наиболее эффективного протекания последующего сгорания топлива.

В современных ДВС процесс сжа­тия отклоняется от идеального адиабатного ас' (рис. 202) и про­исходит по политропе с непрерывно меняющимся показателем п1 на всем протяжении сжатия (кривая ас) вследствие теплообмена между зарядом и стенками цилиндра. В начале сжатия происхо­дит приток тепла от стенок цилиндра к заряду и n1>k, затем в не­который момент температуры заряда и стенок сравняются, возни­кает адиабатное состояние заряда n = k (точка b), после чего температура воздуха становится выше температуры цилиндра и направление теплообмена меняется (n1<k). Для упрощения при расчетах циклов принимают процесс сжатия протекающим по неко­торой политропе с постоянным показателем n1, значения которого принимают равными для высокооборотпых двигателей 1,38—1,42, малооборотиых 1,32—1,37 и газожидкостпых 1,3—1,38.

С увеличением быстроходности сокращается время теплооб­мена заряда со стенками цилиндра и n1 возрастает. При охлажде­нии поршней n1 понижается. Если материал поршней более теп­лопроводный, то n1 будет также уменьшаться. У двигателей с малыми размерами цилиндра n1 будет меньше, чем у двигателя с большими размерами. Это же наблюдается у Двигателей с ус­ложненными формами камер сгорания. Охлаждение наддувочного воздуха повышает n1.

Параметры заряда ра и Та в начале сжатия были определены при рассмотрении процесса наполнения. Давление рс и температуру Тс конца сжатия находят из соотношения параметров в политропном процессе ас,

Степень сжатия для тихоходных двигателей ? =13?1n4, сред­ней быстроходности ? =14?5, быстроходных ? = 15?18, с наддувом ? = 11?13 и газожидкостных ? = 11 ?18.

Температура заряда Тс в конце сжатия должна быть не менее 750—800° К.

Анализ идеальных циклов ДВС показал, что их экономичность увеличивается с повышением ?. Однако при этом увеличивается давление газов, повышается температура и вследствие этого воз­никают повышенные напряжения в деталях двигателя. В этом случае приходится применять более качественный материал, увели­чивать размеры деталей, что удорожает и утяжеляет конструкцию.

Среднее значение давления рс в конце сжатия у судовых дизе­лей без наддува составляет 3—5 Мн/м2, с наддувом 3,6—10 Мн/м2 и у газожидкостных 3—3,5 Мн/м2.

Процесс сгорания. Процесс воспламенения и сгорания в дви­гателе происходит примерно по следующей элементарной схеме.

Топливо впрыскивается в цилиндр во время, хода сжатия, причем момент начала впрыска устанавливается всегда до в. м. т., при­мерно за 10—40° угла поворота коленчатого вала (точка 1 на рис. 203). Капли топлива, имеющие температуру 329—343° К, пе­ремешиваются в цилиндре с нагретым в результате сжатия до 873—1073° К воздухом, нагреваются и частично испаряются, об­разуя смесь с воздухом определенной концентрации. Сложные мо­лекулы топлива разлагаются на промежуточные продукты окис­ления и происходит подготовка топлива к воспламенению в тече­ние некоторого промежутка времени ? =0,001?0,005 сек, которое называтся периодом задержки самовоспламенения. Величина т зависит от свойств применяемого сорта топлива, степени сжатия, конструкции двигателя, качества распыливания топлива и многих

других факторов. Коленчатый вал за время т повернется на угол 5—30°. В период задержки самовоспламенения в цилиндре скапли­вается около 30—40% всего количества топлива, впрыскиваемого за цикл. Это топливо почти полностью испаряется и образует многочисленные очаги воспламенения. Опережение впрыска вы­бирают с таким расчетом, чтобы процесс сгорания заканчивался ближе к в. м. т. При этом наибольшее давление сгорания рz до­стигает наивыгоднейшего для данного двигателя значения, опре­деляемого обычно при доводочных испытаниях. Увеличение опе­режения впрыска вызывает по­вышение давления pz.

Самовоспламенение насту­пает примерно за 5—10° до в. м. т. по ходу сжатия (точка 2). Происходит интен­сивный процесс окисления го­рючих элементов топлива с вы­делением тепла. Сгорание со­провождается быстрым повы­шением температуры и давле­ния в цилиндре. Средняя ско­рость нарастания давления wср, характеризующая интен­сивность процесса сгорания, представляет собой отношение прироста давления ?р с мо­мента самовоспламенения до момента достижения наибольшего давления в цилиндре рz, к при росту угла поворота вала ??° за это время

При малой скорости wср двигатель работает спокойно и мягко. Увеличение ?cp приводит к жесткой работе двигателя, а иногда даже появляется стук. Оказывает влияние на wср также ско­рость подачи топлива в процессе видимого сгорания.

По опытным данным, мягкая работа двигателя обеспечивается при wcp =0,2?0,6 Мн/м2 на 1°?. В быстроходных двигателях wср достигает 0,8—1,0 Мн/м2 на 1°?. Наиболее интенсивное сгорание начинается с момента достижения наибольшего давления рz (точка 3). Топливо, впрыскиваемое в цилиндр, встречает среду с высокой температурой и практически сгорает сразу после по­ступления в цилиндр. В этот период происходит интенсивный рост температуры, которая к окончанию подачи топлива (точка 4) достигает максимального значения в цикле Тz. Заканчивается про­цесс сгорания через 20—5° поворота коленчатого вала после в. м.т. Дальше в процессе расширения происходит нежелательное, но не­избежное почти у всех двигателей незначительное догорание топ­лива. Период догорания у тихоходных двигателей короче, чем у быстроходных. Завершается догорание к середине или к концу процесса расширения. Догорание на линии расширения ведет к увеличению потерь тепла в охлаждающую воду и повышению температуры отработавших газов. Для уменьшения этих потерь активизируют процессы смесеобразования и сгорания.

Началом горения в расчетах считают момент прихода поршня в в. м. т. и окончанием — приход поршня в точку z (рис. 199).

Расчет процесса сгорания принято проводить исходя из 1 кг сжигаемого топлива, состав которого колеблется в пределах: уг­лерод 84—88%, водород 12—14%, кислород 0,1—2,5% и сера 0,01-4%.

При расчетах можно принять, что в 1 кг дизельного топлива среднего состава содержится 0,87 кг углерода, 0,126 кг водорода и 0,004 кг кислорода.

Количество тепла, выделяющееся при полном сгорании 1 кг топлива за вычетом потерь на испарение находящейся в топливе влаги и воды, получаемой при сгорании водорода топлива, назы­вается низшей теплотой сгорания Qн кдж/кг. Для топлива указан­ного состава Qн = 41 900 кдж/кг. Количество воздуха и образую­щихся газов принято измерять в киломолях.

Продуктами полного сгорания горючих элементов топлива яв­ляются СО2, Н2О и О2. Из расчетных реакций сгорания горючих элементов топлива следует, что для полного сгорания С кг углерода, Н кг водорода и S кг серы необходимо C / 12 + H / 4 + S / 32  кмолей кислорода.

Учитывая, что в 1 кг топлива содержится O / 32 кмолей кислорода, подсчитанное количество следует уменьшить на величину O / 32  кмоль. Таким образом для полного сгорания 1 кг топлива теоретически необходимое количество кмолей кислорода состав­ляет

Так как кислород является составной частью воздуха, поступаю­щего в цилиндр, и по объему составляет примерно 21%, то ко­личество воздуха, теоретически необходимого для сгорания 1 кг топлива,

Ввиду незначительного промежутка времени смесеобразо­вания в цилиндре топливо недостаточно хорошо перемешива­ется с воздухом и полного сгорания при подаче в цилиндр теоре­тического количества воздуха L0 невозможно добиться. Поэтому необходимо подавать воздух в цилиндр с некоторым избытком.

Отношение действительно поступившего в цилиндр количества воздуха L к теоретически необходимому L0 называется коэффици­ентом избытка воздуха ? = L / L0 .

Действительное количество воздуха

L = ?L0.   (135)

Величина а зависит от особенностей двигателей, вида смесеоб­разования и применяемых сортов топлива и принимается для дви­гателей с наддувом равной 1,5—2,1; для тихоходных двигателей без наддува ? = 1,8 ? 2,1 и быстроходных ?  = 1,3 ? 1,7. При охлаж­дении наддувочного воздуха значение ? несколько увеличивают, но оно должно быть не более 2,4.

В начале процесса сгорания в цилиндре находится L кмолей воздуха. При горении топлива происходит увеличение количества кмолей продуктов сгорания вследствие увеличения суммарного ко­личества молекул газообразных продуктов сгорания. К концу сго­рания число кмолей газа

Отношение количества молей продуктов сгорания М к количе­ству молей свежего заряда L называется теоретическим коэффициентом изменения ?0 = M / L.

Действительным коэффициентом молекулярного изменения называют отношение

где Мr — количество кмолей остаточных газов в цилиндре.

Разделив числитель и знаменатель на Ь, получают окончатель­ное выражение

Для современных двигателей ? = 1,03?1,04. Из-за несовершенства смесеобразования топливо полностью на участке сz'z (рис. 204) не успевает сгорать и догорает в процессе расширения. Таким обра­зом на участке сz'z тепло выделяется в количестве Q<Qн. Однако и это количество тепла Q не может быть полностью использовано в процессе сгорания, так как часть его поглощается стенками ци­линдра и теряется с продуктами сгорания. По указанным выше причинам из всего тепла Qн, выделяемого на участке сгорания сz'z, только часть его, а именно Qн', < Qн полезно используется па увеличение внутренней энергии газа и на совершение внешней работы. Отношение

называется коэффициентом использования тепла при сгорании.

Значение коэффициента ? для судовых тихоходных двигателей составляет 0,85—0,90, а для быстроходных 0,66—0,85. Использо­ванное тепло 1 кг топлива Qн' = ?Qн. В начале сгорания (точка с в теоретическом цикле) в рабочем цилиндре будет находиться L кмолей свежего воздуха и Мr кмолей остаточных газов, которые образуют смесь с температурой Тс ?К.

Внутренняя энергия, которой обладает данная смесь в точке с,

где с?m' и с?т" — средние мольные теплоемкости при постоянном объеме сжатого воздуха и продуктов сгорания (остаточных га­зов). В практических расчетах для упрощения можно считать, что смесь состоит из двухатомных газов, так как содержание в ней остаточных газов незначительно и теплоемкость смеси

Внутренняя энергия

В конце сгорания (точка z) в цилиндре будет находиться М2 = М + Мr кмолей продуктов сгорания с температурой Т2? К.

Внутренняя энергия газов в точке z

где с? m см — средняя мольная теплоемкость смеси «чистых» про­дуктов сгорания и избыточного воздуха.

В зависимости от принятого коэффициента избытка воздуха

Средняя мольная теплоемкость «чистых» продуктов сгорания

с?m = 20,4+ 0,0036T­c.

На участке сгорания z'z некоторое количество тепла идет на совершение внешней механической работы Lz'z, совершаемой га­зом при расширении от V'z до Vz и постоянном давлении рz.

Заменим Vz’=Vс; рz = ?рс, где ? = pz / pc -  степень повышения давления при сгорании (принимается для тихоходных дизелей равной 1,3—2,0 и для быстроходных 1,5—2,5). Тогда

Из уравнений состояния газа в точках с и z имеем

На оснований первого закона термодинамики уравнение тепло­вого баланса процесса сгорания имеет вид

Решая уравнения (142) относительно Тz, определяют темпера­туру газа в конце сгорания. По опытным данным, для тихоходных двигателей Тz= 1700?2000° К и для быстроходных Тz = 2000?2200° К. Давление газа в конце сгорания находится из выраже­ния рz = ?pc. По опытным данным, рz= 4,5?6 Мн/м2 для тихоход­ных и pz = 6,0?11 Мн/м2 для быстроходных двигателей.

При определении объема газа Vz в конце сгорания пользуются уравнениями состояния газа для точек с и z: рсVс = 8314 М1ТС и рzVz = 8314 М2Tz. Разделив первое выражение на второе, получим

В газожидкостных ДВС обычно осуществляется смешанный термодинамический цикл. При этом величину ? к выбирают в пре­делах 1,5—2,0. Значение рz для тихоходных двигателей составляет около 6,5 Мн/м2, а для быстроходных около 7,5 Мн/м2. Коэффи­циент ?z можно принимать в пределах 0,8—0,85. Температура в конце сгорания Тz = 2000?2250° К. Степень предварительного рас­ширения ? = 1,4?1,5. Коэффициент избытка воздуха в конце сго­рания ?2 составляет 1,3—1,8.

Процесс расширения. Процесс расширения (zе) в теоретиче­ском цикле начинается в момент окончания процесса сгорания (точка z на рис. 204) и продолжается при движении поршня вниз.

Оканчивается расширение у четырехтактных двигателей в и. м. т., а у двухтактных — в момент от­крытия выпускных окон. Пара­метры газа в начале расширения (точка z) Vz, Тz, рz, а в конце (точка е) Vе, Те, ре. Процесс рас­ширения протекает с теплооб­меном.

В начале расширения газ по­догревается за счет тепла дого­рающего топлива. На всем про­тяжении хода расширения газ отдает тепло более холодным стенкам цилиндра. Поэтому про­цесс расширения протекает политропно с непрерывно меняю­щимся показателем политропы n2 в пределах от 1,1 до 1,5. В рас­четах n2 принимают некоторым средним и постоянным на всем протяжении хода расширения. Выбор значения n2 производят по опытным данным.

Для судовых тихоходных дизелей n2 =1,28 ? 1,32, быстроходных п2= 1,20 ?1,24 и газожидкостных n2= 1,2 ? 1,28.

Параметры газа в конце расширения находят из соотношений в политропном процессе zе:

По опытным данным, для судовых двигателей параметры газа в конце расширения следующие: для тихоходных ре=0,25 ? 0,35 Мн/м2, Tе=900 ? 1100° К и для быстроходных ре=0,3 ? 0,5 Мн/м2 и Те= 1000 ? 1200° К.

Процесс выпуска. В процессе выпуска производится удаление из цилиндра отработавших газов и завершается рабочий цикл. В двухтактных двигателях выпуск газов начинается в момент от­крытия выпускных окон (или выпускного клапана в дизелях с прямоточно-клапанной продувкой), а в четырехтактных — в мо­мент начала движения поршня с н. м. т. вверх. В период выпуска газы преодолевают вредные сопротивления со стороны выпускного клапана, в трубопроводе и глушителе. Поэтому давление в ци­линдре рr в процессе еr (см. рис. 200) выше атмосферного, причем оно не остается постоянным, но в расчетах его принимают некоторым средним, постоянным.

По практическим данным, можно принимать рr=0,105 ? 0,125 Мн/м2 (меньшие значения относятся к тихоходным двигателям, а большие — к быстроходным).

vdvizhke.ru

Понятие об теоретическом, действительном и идеальном циклах.

⇐ ПредыдущаяСтр 4 из 48Следующая ⇒

 

Ввиду сложности явлении, происходящих внутри цилиндра двига­теля, их совокупность представляют предварительно в виде условноготеоретического цикла, в котором процессы рассматриваются в ихпростейшем виде. Это дает возможность получить аналитические за­висимости для оценки главнейших качественных показателей работыдвигателя. Полученные формулы теоретического цикла, уточненные обобщенными результатами экспериментальных исследований, используют затем для расчета действительного цикла.

Теоретические термодинамические циклы ДВС

 

Экономические и мощностные показатели двигателей внутреннего сгорания, работающих по разным циклам, трудно сравнить в реальных условиях. Принято основные показатели циклов ДВС оценивать в упрощённом варианте:

• на первом этапе рассматривают в теоретических условиях, когда каждый цикл осуществляется в наивыгоднейших условиях, в воображаемой тепловой машине.

• на втором этапе в теоретические зависимости (т. е. в условиях воображаемой тепловой машины) вводятся коэффициенты, учитывающие действительные условия.

В теоретических циклах введены следующие допущения:

1. Все процессы цикла осуществляются без теплообмена рабоче­го тела с окружающей средой и являются обратимыми.

2. Преобразование теплоты в механическую работу осуществля­ется в замкнутом объеме одним и тем же несменяемым рабочим телом при постоянном его количестве.

3. Состав и теплоемкость рабочего тела остаются постоянными на всем протяжении цикла т. е. не зависит от температуры.

4. Подвод теплоты производится от постороннего (воображаемого) ис­точника при постоянном объеме (по изохоре), или при постоянном давлении (по изобаре), или при смешанном (по изохоре и изобаре).

5. Процессы сжатия и расширения протекают по адиабатам с постоянными показателями.

6. В теоретических циклах отсутствуют какие-либо потери теплоты (в том числе на трение, излучение, гид­равлические потери и т. п.), кроме от­вода теплоты холодному источнику. Эта потеря является единственной и обязательной для замкнутого теоре­тического цикла.

7. Сгорание топлива в цилиндре заменяется мгновенным подводом тепла, а выпуск – мгновенным отводом теплоты в холодный источник.

В соответствии с этими допущениями теоретический цикл представляет собой замкнутый цикл, осуществляемый в воображаемой тепловой машине постоянной несменяемой порцией рабочего тела. Вследствие замкнутости процессы сгорания и выпуска рабочего тела при действительном цикле заменяют подводом и отводом теплоты. Процессы сжатия и расширения предполагаются адиабатическими, т.к. это обеспечивает максимальное теплоиспользование.

Теоретические циклы имеют минимальное количество потерь, находящихся в строгом соответствии со вторым законом термодинамики. Существующие двигатели внутреннего сгорания работают по одному из трех циклов, имеющих свои характерные особенности.

Теоретический цикл двигателей с подводом теплоты при постоянном

Объеме.

Автомобильные бензиовые двигатели, работают по циклу, в котором горючая смесь, вошедшая в цилиндр во время впуска, сжимается, поджигается искрой и быстро сгорает в момент нахождения поршня около ВМТ, т. е. при почти неизменяемом объеме к рабочему телу-газу подводится тепло Q1.

Индикаторная диаграмма теоретического цикла показана на рис. 27. При положении поршня в ВМТ (точка z диаграммы) сообщение теплоты прекращается. Затем газ адиабатически расширяется, его внутренняя энергия частично превращается во внешнюю механическую работу.

 

Рис. 27. Индикаторная диаграмма теоретического цикла с подводом теплоты при

постоянном объеме

Для повторения цикла надо вернуть газ в начальное состояние, характеризуемое точкой a индикаторной диаграммы. Для этого необходимо охладить газ, заключенный в цилиндре, т. е. отнять теплоту, представляющую собой долю Q2 от ранее введенной теплоты Q1.

Таким образом, даже при осуществлении теоретического цикла часть вводимой теплоты теряется и, следовательно, не может быть полного превращения теплоты в работу. Степень преобразования теплоты в работу любого теоретического цикла оценивается термическим КПД. В теоретическом цикле какие-либо дополнительные тепловые потери, за исключением количества теплоты Q2, отсутствуют. Поэтому в полезную работу превращается разность количеств теплоты Q1 – Q2, тогда термический КПД можно выразить формулой:

 

 

Читайте также:

  1. I. Понятие как форма мышления
  2. Административно-правовые нормы: понятие, структура, виды. Дискуссионность по понятию структуры правовой нормы.
  3. АДМИНИСТРАТИВНО-ЮРИСДИКЦИОННОЕ ПРОИЗВОДСТВО: ПОНЯТИЕ, ЧЕРТЫ, ВИДЫ.
  4. Административные запреты и ограничения в структуре правового статуса государственных гражданских служащих в Российской Федерации: понятие и содержательная характеристика.
  5. АДМИНИСТРАТИВНЫЙ НАДЗОР: ПОНЯТИЕ, ОСОБЕННОСТИ, МЕТОДЫ, СУБЪЕКТЫ, ПОЛНОМОЧИЯ.
  6. Акты применения права:понятие,признаки,виды.Н,П,А.и акты примен.права:сходство,различия.
  7. Аминоспирты 2-аминоэтанол(коламин), холин, ацетилхолин. Аминофенолы: дофамин, норадреналин,адренлин.Аминотиолы ( 2 аминоэтантиол). Понятие о биологич-ой роли
  8. Амнистия и помилования. Понятие. Их правовое значение. (Статьи 84 —85).
  9. Антикоррупционная экспертиза нормативных правовых актов: понятие и основания проведения. Субъекты проведения антикоррупционной экспертизы.
  10. Бюджетная классификация (понятие, принципы, виды). Бюджетный кодекс РФ.
  11. Бюджетные правоотношения: понятие и виды
  12. В неориентированном графе понятие дуга, путь, контур заменяются соответственно на ребро, цепь, цикл.

lektsia.com

Теоретический цикл двигателей с подводом теплоты при постоянном давлении

По этому циклу работают двигатели с воспламенением от сжатия или компрессорные дизели.

В дизели в процессе впуска поступает воздух, давление и температура которого повышаются в процессе сжатия. Вследствие применения в дизелях высоких степеней сжатия (от 14 до 20) давление конца сжатия приближается к 3–4 МПа и соответствующая температура значительно превышает температуру самовоспламенения топлива. Топливо впрыскивается в конце сжатия через форсунку, мелко распыляется и, приходя в соприкосновение с сильно нагретым воздухом, начинает гореть.

В этих двигателях для обеспечения хорошего распыливания топлива используют сжатый воздух с давлением около 6 МПа, получаемый в специальных компрессорах, включенных в конструктивную схему двигателя. Насос подает топливо в форсунку, в которую из компрессора подводится сжатый воздух, и в нужный момент внутренняя полость форсунки сообщается с цилиндром, куда поступает смесь распыляющего воздуха и топлива.

Ввиду постепенной подачи топлива через форсунку нельзя получить резкого повышения давления при сгорании, как в цикле с сообщением теплоты при V = const, где все топливо перед сгоранием находится в цилиндре. В двигателях, работающих по циклу с подводом теплоты при P = const, топливо горит постепенно по мере его поступления в цилиндр, в результате чего процесс сгорания происходит при перемещающемся поршне, при почти постоянном давлении.

Диаграмма теоретического цикла с подводом тепла при постоянном давлении показана на рис. 2.2.

При движении поршня от НМТ (точка a диаграммы теоретического цикла) газ, заполняющий цилиндр, начинает сжиматься. В этом случае процесс сжатия (линия асиндикаторной диаграммы) будет адиабатическим. Давление и температура в конце этого процесса определяется так же, как и при термодинамическом цикле с подводом теплоты при постоянном давлении.

В конце сжатия, с приходом поршня в ВМТ, происходит, как в ранее рассмотренном теоретическом цикле, мгновенное сообщение теплоты Q1 рабочему телу; результатом этого будет повышение его температуры при постоянном давлении (изобара сz).

Рис. 2.2. Индикаторная диаграмма теоретического цикла с подводом теплоты при постоянном давлении

При положении поршня, когда объем надпоршневого пространства равен VZ (точка z диаграммы), сообщение теплоты прекращается.

Степень предварительного расширения газа в цилиндре в конце процесса подвода теплоты:

.

Тогда температура газа в цилиндре в конце процесса подвода теплоты (точка z)

.

Затем газ адиабатически расширяется (линия zb диаграммы).

Давление газа в цилиндре в конце процесса расширения

.

Температура газа в цилиндре в конце процесса расширения

.

Для повторения цикла необходимо охладить газ, заключенный в цилиндре, т. е. отнять теплоту Q2 от введенной теплоты Q1при постоянном объеме Va.

Термический КПД выражается формулой:

.

В цикле с сообщением теплоты при постоянном объеме вводимое количество Q1 теплоты пропорционально его изобарной теплоемкости СP, а отводимое Q2пропорционально его изохорной теплоемкости Сν и соответствующим разностям температур:

Термический КПД можно определять подставив значения температур с учетом того, что:

На рис. 1.2 показана принципиальная схема установки, реализующей цикл Брайтона с подводом тепла при постоянном давлении.

 

Рис. 1.2. Принципиальная схема ГТУ непрерывного горения, реализующей цикл Брайтона р=const: К —компрессор, ГТ —газовая турбина, КС —камера сгорания, Э —электрогенератор

 

Такие установки часто называют установками непрерывного горения. В данной установке рабочее тело (воздух) закачивается при давлении p1 из атмосферы компрессоромК, сжимается за счет подведенной работы LK до давления p2 и направляется в камеру сгорания КС. В камеру сгорания подается топливо, которое сгорает при постоянном давлении, обеспечивая подвод тепла QБлагодаря сгоранию топлива температура рабочего тела увеличивается от Т2 до Т3 (см. рис. 1.1). Далее рабочее тело (теперь это уже газ, представляющей собой смесь воздуха и продуктов сгорания) поступает в газовую турбину ГТ, где, расширяясь до атмосферного давления, совершает работу LТ. После турбины газы сбрасываются в атмосферу, через которую рабочий цикл и замыкается. Разность работы турбины и компрессора воспринимается электрогенератором Э, который согласно приведенной на рис.1.2 схеме расположен на общем валу с турбиной и компрессором.

Принципиальная схема установки для реализации цикла Брайтона v=const данного цикла показана на рис. 1.3.

 

Рис. 3. Принципиальная схема ГТУ прерывистого горения, реализующей цикл Брайтона v=const: К —компрессор, ГТ —газовая турбина, КС —камера сгорания, Э —электрогенератор, 1 и 2 —клапаны

 

В отличие от предыдущей схемы здесь появляются два клапана 1 и 2. Компрессор нагнетает воздух в камеру сгорания через клапан 1 при закрытом клапане 2. Когда давление в КС подымается до p2, клапан 1 закрывают. В результате объем КС оказывается замкнутым. При закрытых клапанах 1 и 2 в КС подают и сжигают топливо, естественно, его сгорание происходит при постоянном объеме. В

результате (рис. 1.1) давление рабочего тела дополнительно увеличивается. Далее открывают клапан 2и рабочее тело поступает в газовую турбину ГТ. Естественно, что при этом давление перед турбиной будет постепенно снижаться. Когда оно приблизится к атмосферному, клапан 2 следует закрыть, а клапан 1 открыть и повторить последовательность действий. Такие установки называют установками прерывистого горения.

Если сравнивать оба рассмотренные способа реализации цикла Брайтона с чисто термодинамических позиций, то предпочтителен последний вариант. Однако, если обратиться к возможностям технической реализации, то последний вариант серьезно проигрывает. Дело не столько в необходимости постоянно манипулировать клапанами 1 и 2, эту обязанность можно возложить на автоматику. Значительно важнее то обстоятельство, что осевые турбомашины могут эффективно работать только в достаточно узком диапазоне начальных и конечных давлений (в последующих главах мы постараемся пояснить данное обстоятельство). Поэтому при реализации цикла v=const возникает целый ряд технических проблем, которые пока не удается радикально решить. Данный цикл находит применение только в ряде специфических условий (например, в ракетных двигателях), хотя поиск подобных решений продолжается и в наше время.

Сравнивая два приведенных выше варианта цикла Брайтона с циклами ДВС, приходим к выводу, что цикл p=const близок к циклу Отто, а цикл v=const—к циклу Дизеля. Оба цикла успешно применяются, что обусловлено качественным отличием рабочих процессов в поршневых машинах от осевых машин.

 

Обратимся еще раз к рис. 1.1. Температура газа за турбиной Т4выше температуры воздуха после сжатия в компрессоре Т2 (так бывает в подавляющем большинстве случаев). В этой связи

представляется целесообразным использовать часть тепла выбрасываемых в атмосферу газов для подогрева воздуха, сократив, таким образом, расход топлива в процессе 2–3. Подобный цикл будем называть регенеративным циклом Брайтона. Схема его реализации показана на рис. 1.4.

В отличие от предыдущей схемы здесь появился дополнительный элемент — регенератор, расположенный перед КС.

 

Рис. 1.4. Принципиальная схема ГТУ, работающей по регенеративному циклу Брайтона: Р - регенератор, К - компрессор, ГТ - газовая турбина,

Э - электрогенератор

 

Все рассмотренные выше установки работают по так называемой разомкнутой схеме, предполагающей, что воздух забирается из атмосферы, туда же сбрасываются отработавшие в турбине газы. Возможен иной способ реализации цикла Брайтона, показанный на рис. 5.

 

Рис. 1.5 Замкнутая схема работы ГТУ:

Т -топка, ГВТ -газо-воздушный теплообменник, ВВТ -воздухо-воздушный теплообменник, К —компрессор, ГТ -газовая турбина,

Э -электрогенератор

 

Эта схема отличается замкнутым контуром циркуляции теплоносителя, соответственно подобные установки называют замкнутыми ГТУ. При таком способе работы применение камеры сгорания исключается, поскольку запас кислорода воздуха очень быстро исчерпается, и далее сгорание топлива будет просто невозможно. Поэтому тепловую энергию подводят в конвективном теплообменнике (иначе - через стенку).

 

Так в схеме появляется газо-воздушный теплообменник (ГВТ) и предвключенная ему топка Т. В топке сжигается топливо и подводится воздух, необходимый для сгорания топлива. (Применительно к схемам ГТУ комбинация из топки и ГВТ в середине прошлого века именовалась «воздушным котлом», однако, термин не привился и сейчас почти не употребляется.) При замкнутом контуре циркуляции рабочего тела необходимо организовать отвод теплоты в процессе 4–1, поскольку «атмосфера нам теперь не помощник». Одним из логичных путей является использование теплоты процесса 4–1 для подогрева воздуха, подаваемого в топку, что позволяет снизить расход топлива. Именно такой путь выбран в установке, схема которой показана на рис. 1.5. В результате в схеме появился еще один теплообменник—воздухо-воздушный теплообменник (ВВТ), в котором нагревается воздух, поступающий в топку. Мы назвали данный теплообменник воздухо-воздушным, полагая по аналогии с предыдущими схемами, что рабочим телом служит воздух. Однако при замкнутом контуре циркуляции в принципе может использоваться любой газ [9], как далее будет показано, при этом возникают определенные преимущества. Кроме того, при замкнутой схеме циркуляции нет оснований считать, что давление p2соответствует атмосферному, оно может принимать любое удобное нам значение.

 

Рис. 3.11.3 Циклы карбюраторного двигателя внутреннего сгорания (1) и дизельного двигателя (2)

В 1824 году французский инженер С. Карно рассмотрел круговой процесс, состоящий из двух изотерм и двух адиабат, который сыграл важную роль в развитии учения о тепловых процессах. Он называется циклом Карно

Процессы на всех участках цикла Карно предполагаются квазистатическими. В частности, оба изотермических участка (1–2 и 3–4) проводятся при бесконечно малой разности температур между рабочим телом (газом) и тепловым резервуаром (нагревателем или холодильником).

Как следует из первого закона термодинамики, работа газа при адиабатическом расширении (или сжатии) равна убыли ΔU его внутренней энергии. Для 1 моля газа

A = –ΔU = –CV (T2 – T1),

где T1 и T2 – начальная и конечная температуры газа.

Отсюда следует, что работы, совершенные газом на двух адиабатических участках цикла Карно, одинаковы по модулю и противоположны по знакам

По определению, коэффициент полезного действия η цикла Карно есть

1.29

 

С. Карно выразил коэффициент полезного действия цикла через температуры нагревателя T1 и холодильника T2:

1.30

 

Следует обратить внимание читателя на большую и принципиальную разницу формул (1.29) и (1.30). Первая из них —не более чем алгебраическая форма записи термического КПД. Вторая формула, (1.30), показывает, что максимально возможный термический КПД идеального термодинамического цикла не зависит от природы и свойств рабочего тела, а определяется только температурами подвода теплоты Т1и ее отвода Т2.

Определен также цикл, по которому должна работать установка, имеющая максимальный КПД. Этот цикл должен иметь изотермические процессы подвода и отвода теплоты и адиабатические процессы сжатия и расширения. Подобный цикл получил названия «идеального цикла Карно». Соответственно, формула (1.30) — «КПД идеального цикла Карно».

На рис. 1.9 в T, S–координатах такой цикл показан, ему соответствует прямоугольник а–b–c–d–a. Следует обратить внимание, что если координатаТне зависит от свойств рабочего тела, то координата S представляет собой функцию состояния, различную для различных веществ (подробнее об этом можно узнать из учебников термодинамики).

Цикл Карно назван в честь французского учёного и инженера Сади Карно, который впервые его описал в своём сочинении «О движущей силе огня и о машинах, способных развивать эту силу» в 1824 году

Поскольку обратимые процессы могут осуществляться лишь с бесконечно малой скоростью, мощность тепловой машины в цикле Карно равна нулю. Мощность реальных тепловых машин не может быть равна нулю, поэтому реальные процессы могут приближаться к идеальному обратимому процессу Карно только с большей или меньшей степенью точности. В цикле Карно тепловая машина преобразует теплоту в работу с максимально возможным коэффициентом полезного действия из всех тепловых машин, у которых максимальная и минимальная температуры в рабочем цикле совпадают соответственно с температурами нагревателя и холодильника в цикле Карно.

 

Описание цикла Карно

Рис.1.9 Цикл Карно в координатах T—S

Пусть тепловая машина состоит из нагревателя с температурой , холодильника с температурой и рабочего тела.

Цикл Карно состоит из четырёх обратимых стадий, две из которых осуществляются при постоянной температуре (изотермически), а две — при постоянной энтропии (адиабатически). Поэтому цикл Карно удобно представить в координатах T (температура) и S (энтропия).

1. Изотермическое расширение (на рис. 1 — процесс A→Б). В начале процесса рабочее тело имеет температуру, то есть температуру нагревателя. Затем тело приводится в контакт с нагревателем, который изотермически (при постоянной температуре) передаёт ему количество теплоты . При этом объём рабочего тела увеличивается, оно совершает механическую работу, а его энтропия возрастает.

2. Адиабатическое расширение (на рис. 1 — процесс Б→В). Рабочее тело отсоединяется от нагревателя и продолжает расширяться без теплообмена с окружающей средой. При этом температура тела уменьшается до температуры холодильника , тело совершает механическую работу, а энтропия остаётся постоянной.

3. Изотермическое сжатие (на рис. 1 — процесс В→Г). Рабочее тело, имеющее температуру, приводится в контакт с холодильником и начинает изотермически сжиматься под действием внешней силы, отдавая холодильнику количество теплоты . Над телом совершается работа, его энтропия уменьшается.

4. Адиабатическое сжатие (на рис. 1 — процесс Г→А). Рабочее тело отсоединяется от холодильника и сжимается под действием внешней силы без теплообмена с окружающей средой. При этом его температура увеличивается до температуры нагревателя, над телом совершается работа, его энтропия остаётся постоянной.

Кпд тепловой машины Карно

Количество теплоты, полученное рабочим телом от нагревателя при изотермическом расширении, равно

.

Аналогично, при изотермическом сжатии рабочее тело отдаёт холодильнику

.

Отсюда коэффициент полезного действия тепловой машины Карно равен

.

 

КПД цикла Карно всегда меньше единицы, точнее— приближается к единице в области нулевого значения абсолютной температуры. Если принять в цикле Карно температуру подвода тепла Т1 = 273 К, что приближается к температуре, максимально достижимой при сжигании органического топлива, а температуру отвода тепла считать соответствующей средним атмосферным условиям Т2 = 298 К, то получим значениеη=0,88. Очевидно, что это предельное значение, которое вряд ли когда-либо будет достигнуто в тепловых двигателях, использующих органическое топливо.

Ближе всего к идеальному циклу Карно приближается цикл Ренкина на насыщенном паре: подвод и отвод тепла в нем изотермические (испарение и конденсация). По такому циклу работают турбоустановки большинства современных атомных электростанций. Для реального на сегодняшний день интервала рабочих температур КПД цикла Карно на энергетических установках этих электростанций составляет примерно 0,45. КПД лучших современных парогазовых установок 0,6, хотя их термодинамический цикл менее похож на цикл Карно. Таким образом, приближение к циклу Карно не является самоцелью при выборе цикла энергетической установки.

 

Анализ и оптимизация термодинамических циклов—задача аналитическая. Однако прежде, чем приступать к расчетам, следует наглядно представить себе структуру расчетной задачи. Тут неоценимую услугу оказывают диаграммы состояния. Выше уже отмечалось, что задание двух любых параметров состояния позволяет с помощью соответствующих формул термодинамики определить значение остальных. В этой связи возможен целый ряд диаграмм состояния, из которых наибольшее распространение получили диаграммы p–v, T–s и h–s. На рис. 1.10 представлены названные диаграммы.

Диаграмма p–v удобна тем, что в ней наглядно видна работа процесса, она пропорциональна площади под линией процесса a–b. Если необходимо оценить работу цикла, то она окажется пропорциональной площади, ограниченной линиями процессов, изкоторых образован цикл. Диаграмма T–S удобно интерпретирует теплоту процесса, она также равна площади под линией процесса.

 

Рис. 1.10. Основные диаграммы состояния

 

При расчетах процессов с парами, не подчиняющимися законам идеальных газов, особые преимущество имеет h, S–диаграмма, предложенная в 1904 г. Молье. До последнего времени эта диаграмма достаточно широко применялась в практике расчетов. Ее достоинство в том, что изменения энтальпии в ней выражается отрезками (см. рис. 1.10), так что эти величины, столь характерные для применения 1-го закона термодинамики к стационарным процессам, могут быть взяты непосредственно из диаграммы. Так же непосредственно из диаграммы берутся изменения энтропии, которые характеризуют термодинамическую необратимость, связанную с действием 2-го закона термодинамики.

Цикл Карно замечателен тем, что на всех его участках отсутствует соприкосновение тел с различными температурами. Любое состояние рабочего тела (газа) на цикле является квазиравновесным, т. е. бесконечно близким к состоянию теплового равновесия с окружающими телами (тепловыми резервуарами или термостатами). Цикл Карно исключает теплообмен при конечной разности температур рабочего тела и окружающей среды (термостатов), когда тепло может передаваться без совершения работы. Поэтому цикл Карно – наиболее эффективный круговой процесс из всех возможных при заданных температурах нагревателя и холодильника:

cyberpedia.su

Термодинамические циклы двигателей внутреннего сгорания (ДВС)

 

Первые поршневые двигатели внутреннего сгорания (ДВС) работали на газообразном топливе, используя светильный газ. Значительный вклад в развитие таких двигателей внес немецкий изобретатель Н.Отто, разработавший двигатель с предварительным сжатием и искровым зажиганием.

Несколько позднее Рудольф Дизель разработал двигатель, до сих пор носящий его имя, в котором используется специальное дизельное топливо. Благодаря высокой концентрации энергии в единице объема, оно практически вытеснило газообразное топливо в двигателях внутреннего сгорания.

Рассмотрим следующие основные циклы ДВС, работающие на жидком топливе при различных способах воспламенения топлива или при различных способах подвода теплоты.

Различают следующие циклы ДВС. Двигатели с подводом теплоты при постоянном объеме (V = const), двигатели с подводом теплоты при постоянном давлении (Р = const) и двигатели, работаю-

щие по смешанному циклу.

Идеальный цикл ДВС при подводе теплоты V = const (цикл Отто) в P-V и T-S диаграммах представлен на рис.7.1.

 

Рис.7.1. Идеальный цикл двигателя внутреннего сгорания с подводом теплоты при V = const в P-V и T-S диаграммах

 

В этом цикле процесс сжатия рабочей смеси происходит по адиабате 1-2. Изохора 2-3 соответствует горению топлива, воспламеняемого от электрической искры и подводу теплоты q1. Рабочий ход поршня осуществляется при адиабатическом расширении продуктов сгорания, изображен линией 3-4. Отвод теплоты q2 осуществляется по изохоре 4-1, соответствующей выхлопу отработанных газов в атмосферу.

Термический КПД рассматриваемого цикла, характеризующий эффективность использования теплоты сжигаемого топлива, вычисляется следующим образом:

. (7.1)

Сравнение адиабат 1-2 и 3-4 позволяет сделать вывод, что

(7.2)

и, следовательно, получить

. (7.3)

Отношение всего объема рабочего цилиндра V1 к объему камеры сжатия V2 называется степенью сжатия и является основной характеристикой цикла Отто

. (7.4)

Для адиабатического процесса справедливо следующее соотношение, устанавливающее связь между V и Т:

, (7.5)

которое позволяет записать уравнение для термического КПД в следующем виде:

. (7.6)

Из последнего соотношения видно, что термический КПД двигателей, работающих по циклу Отто, зависит только от степени сжатия и с ее увеличением возрастает. При этом температура в конце сжатия Т2 не должна достигать температуры самовоспламенения горючей смеси. Поэтому степень сжатия в реальных двигателях такого типа не превышает 10 и зависит от характеристик применяемого топлива.

Степень сжатия в цикле может быть повышена, ес­ли сжимать не горючую смесь, а воздух, и затем, полу­чив высокие давление и температуру, обеспечить само­воспламенение распыленного в цилиндре топлива. В этом случае процесс горения затягивается и двигатели такого типа характеризуются постепенным (или медленным) сгоранием топлива при постоянном давлении. Идеальный цикл такого двигателя внутреннего сгорания называется циклом Дизеляи осуществляется следую­щим образом (рис. 7.2). Рабочее тело (воздух) сжи­мается по адиабате 1-2, изобарный процесс 2-3 соот­ветствует процессу горения топлива, т.е. подводу теп­лоты q1 а рабочий ход выражен адиабатным расшире­нием продуктов сгорания 3-4. Наконец, изохора 4-1характеризует отвод теплоты q2, заменяя для четырех­тактных двигателей выхлоп продуктов сгорания и вса­сывание новой порции воздуха.

Формула для расчета термического КПД в этом слу­чае принимает вид

. (7.7)

Кроме степени сжатия , у цикла Дизеля имеется еще одна характеристика - степень предварительного расширения :

. (7.8)

 

Рис.7.2. Идеальный цикл двигателя внутреннего сгорания с подводом теплоты при Р = const (цикл Дизеля) в P-V и T-S диаграммах

 

Для изобары 2-3 можно записать V3/V2=Т3/Т2. Рас­сматривая изохору 4-1 и учитывая, что P4Vk4=P3Vk3, P1Vk1=P2Vk2 и V4=V1 , получаем

. (7.9)

Окончательно с учетом соотношения (7.9) формула для расчета термического КПД цикла Дизеля имеет вид:

. (7.10)

Выражение (7.10) показывает, что основным факто­ром, определяющим экономичность двигателей, рабо­тающих по циклу Дизеля, также является величина степени сжа­тия , с увеличением которой термический КПД цикла возрастает. Как указывалось, нижний предел опреде­лен необходимостью получения в конце сжатия темпе­ратуры, значительно превышающей температуру само­воспламенения топлива. Верхний предел (до 20) огра­ничен допустимым давлением в цилиндре, превышение которого приводит к утяжелению конструкции и увели­чению потерь на трение. Повышение степени предварительного расширения вызывает снижение термиче­ского КПД цикла с подводом теплоты при постоянном давлении. Отсюда следует, что с увеличением нагрузки и удлинением процесса горения топлива экономичность двигателя уменьшается. Это следует учитывать наряду с другими обстоятельствами при определении оптималь­ного режима работы двигателя.

Цикл Тринклера или цикл со смешанным подводом теплоты, по которому работают современные беском­прессорные дизели (рис.7.3), осуществляется по сле­дующей схеме. Адиабата 1-2соответствует сжатию в цилиндре воздуха до температуры, превышающей тем­пературу самовоспламенения топлива. Изохора 2-3 со­ответствует процессу горения топлива, впрыскиваемого в цилиндр, а изобара 3-4 изображает процесс горения остальной части топлива по мере поступления его из форсунки. Расширение продуктов сгорания идет по адиабате 4-5, а изохора 5-1соответствует выхлопу отработавших газов в атмосферу. Таким образом, теп­лота q1подводится в двух процессах 2-3 и 3-4.

q1= q11 + q12 . (7.11)

 

 

Рис.7.3. Идеальный цикл Тринклера со смешанным подводом теплоты в P-V и T-S диаграммах

 

Выражение для термического КПД цикла со смешанным подводом теплоты записывается в следующем виде:

. (7.12)

Параметр называется степенью повышения давления в изохорном процессеи рассчитывается по формуле

= Рз/Р2 . (7.13)

В двигателях, работающих по циклу Тринклера, рас­пыление топлива производится топливным насосом высоко­го давления, а компрессор, применяемый при пневма­тическом распылении топлива, отсутствует. Степень сжатия в рассматриваемом цикле может достигать 18.

Выражение (7.12) является об­щим для циклов поршневых ДВС и при =1 и =1 пе­реходит в соответствующие формулы для термического КПД циклов с подво­дом теплоты при постоян­ном давлении или посто­янном объеме. Сравнение эффектив­ности рассмотренных цик­лов проведем с помощью T-S диаграммы (рис. 7.4), пред­положив, что в каждом из них достигается одинако­вая максимальная темпе­ратура Т3. Одинаковы и количества отведенной теплоты q2в каждом цикле (площадь 14ав). При таких условиях полезно используемая теплота цикла, равная полезной ра­боте цикла, будет наибольшей для цикла Дизеля 12'34 и наименьшей для цикла Отто 1234. Цикл Тринклера 1dс34занимает промежуточное положение.

 

Рис.7.4. Идеальные циклы ДВС при V=const, P=const и цикл Тринклера с одинаковой температурой Т3

 

Таким образом, термический КПД, характеризую­щий степень термодинамического совершенства цикла, будет наибольшим для цикла с подводом теплоты при постоянном давлении и наименьшим для цикла с под­водом теплоты при постоянном объеме.

 

Похожие статьи:

poznayka.org

Теоретический цикл двигателей с подводом тепла при постоянном объеме и постоянном давлении (смешанный цикл)

Тракторные и автомобильные двигатели работают по смешанному циклу на дизельном топливе. Для самовоспламенения впрыскиваемого топлива степень сжатия должна быть не ниже 14.

Индикаторная диаграмма теоретического цикла представлена на рис. 2.3.

В теоретическом цикле кривая ас диаграммы изображает адиабатическое сжатие рабочего тела, заключенного в цилиндре, сz и zz' – сообщение теплоты, z'b – адиабатическое расширение и ba – отдачу части сообщенной теплоты холодному источнику в соответствии со вторым законом термодинамики.

Рис. 2.3. Индикаторная диаграмма смешанного

теоретического цикла

Значения температуры и давления в конце процесса сжатия аналогичны предшествующим формулам:

; .

Максимальное давление смешанного цикла:

.

Температура в ВМТ равна:

.

Температура в конце процесса подвода теплоты равна:

.

Давление в конце адиабатного расширения равно:

.

Температура в конце адиабатного расширения определяется формулой:

Термический КПД теоретического цикла можно определить по разности количества теплоты: Q1' + Q1'', введенных соответственно при V = const (по изохоре сz) и при р = const (по изобаре zz') и Q2, отданного холодному источнику при V = const (поизохоре ba):

.

Теплота, сообщаемая соответственно по изохоре и изобаре, и отводимая теплота равны

Подставляя Q1', Q1'' и Q2 в уравнение, определяющее термический КПД смешанного цикла, заменяя все температуры через температуру начала сжатия Tа, аналогично предшествующим выводам и учитывая, что

,

получаем

Это уравнение позволяет утверждать, что использование тепла в смешанном цикле зависит от степени сжатия, предварительного расширения и повышения давления, а также показателя адиабаты.

В смешанном цикле повышение степени сжатия улучшает экономические и мощностные показатели. Однако по мере увеличения степени сжатия прирост использования теплоты постепенно замедляется и после значений степени сжатия 10–12 становится малоощутимым. В дизельных двигателях значении степени сжатия больше 15 объясняются желанием облегчить пуск холодных двигателей. При повышении степени сжатия растет температура конца сжатия, что обеспечивает самовоспламенение топлива даже при низких температурах стенок цилиндра и засасываемого воздуха.

Действительные циклы ДВС

Действительный (рабочий) цикл, осуществляемый в реальном двигателе внутреннего сгорания, представляет собой разомкнутый цикл. Для изучения действительного (рабочего) цикла нужно рассмотреть весь комплекс сложных процессов, связанных с превращением термохимической энергии топлива в механическую работу в реальном двигателе. Исходными для изучения действительного (рабочего) цикла являются материалы, полученные в основном путем лабораторных испытаний двигателей внутреннего сгорания.

Рабочие тела и их свойства

В поршневых двигателях внутреннего сгорания рабочее тело состоит из окислителя, топлива и продуктов его сгорания. Окислителем для большинства двигателей служит атмосферный воздух, содержащий 21 % (по объему) кислорода и 79 % инертных газов, в основном азота. При реализации цикла рабочее тело претерпевает физические и химические изменения. В зависимости от типа двигателя, в период впуска в цилиндр поступает либо воздух, либо горючая смесь, состоящая из газообразного или жидкого топлива и воздуха. Воздух или горючую смесь, поступающие в цилиндр и остающиеся в нем к моменту начала сжатия, называют свежим зарядом. В процессе сжатия в цилиндре находится смесь свежего заряда с остаточными газами, которая называется рабочей. В процессе расширения и выпуска рабочим телом являются продукты сгорания топлива.

При расчете рабочего цикла двигателя необходимо знать низшую теплоту сгорания топлива, которая зависит от композиционного состава топлива и количественного соотношения элементов, составляющих его горючую часть. Подвод теплоты к рабочему телу в действительном цикле осуществляется в результате сгорания топлива непосредственно в цилиндре двигателя, что предъявляет определенные требования к физическим и химическим свойствам топлива, которые приведены в таблице 2.1.

 

Таблица 2.1

Характеристики жидких топлив для двигателей внутреннего сгорания

Топливо Элементарный состав (средний) 1 кг топлива, кг Молекулярная масса, mT, Кг/кмоль Низшая теплота сгорания, hu, MДж/кг
С Н
Автомобильные бензины Дизельное 0.855   0.870 0.145   0.126 –   0.004 110–120   180–200   42.5

Сгорание топлива в цилиндрах двигателя протекает согласно следующим реакциям:

;.

Количество кислорода, необходимое для полного сгорания топлива, можно подсчитать следующим образом:

Для топлива, имеющего состав по весу:

весовое количество кислорода, необходимое для полного сгорания 1 кг топлива, составит:

,или

или, исчисляя в кмоль,

.

При расчете состав сухого атмосферного воздуха принимают равным: в % по весу О – 23, N – 77, а в % по объему О – 21, N – 79.

Тогда теоретически необходимое количество сухого атмосферного воздуха для полного сгорания 1 кг жидкого топлива может быть определено по следующим формулам:

В весовом выражении

В молярном выражении

.

Связь между l0и L0 имеет вид:

.

Сгорание топлива в двигателе обычно происходит при некотором недостатке или некотором избытке воздуха по сравнению с теоретически необходимым количеством.

Отношение количества воздуха L (l) в горючей смеси к количеству воздуха L0 (l0), которое необходимо для полного сгорания топлива, называется коэффициентом избытка воздуха:

При работе двигателя состав горючей смееи изменяется. Горючую смесь принято называть нормальной, если α = 1, бедной, если α > 1 и богатой, если α < 1.

Коэффициент избытка воздуха находится в следующих пределах: для карбюраторных двигателей α = 0.8–1.3, для дизельных – α = 1.2 – 5.

Количество свежего заряда, приходящегося на 1 кг топлива, составляет:

для карбюраторного двигателя

[кг воздуха / кг топл.]

или

[кмоль воздуха / кг топл.],

где тТ – молекулярная масса топлива.

Для дизельного двигателя

[кг воздуха / кг топл.]

или

[кмоль воздуха / кг топл.].

Молекулярная масса автомобильного бензина тТ =114. Поэтому величиной обычно пренебрегают.

В конце сжатия перед сгоранием цилиндр двигателя заполнен рабочей смесью, количество которой равно:

,

где Мr - количество кмолей остаточных газов.

Отношение количества остаточных газов к действительному количеству свежего заряданазывается коэффициентом остаточных газов:

.

Подставив выражение в выражение для Ма, получим:

.

Процесс сгорания сопровождается тепловыми потерями. Часть тепла в процессе сгорания передается в охлаждающую среду через стенки цилиндра. Часть топлива проникает в картер через неплотности поршневых колец. Из-за недостатка времени и несовершенства смесеобразования часть топлива не успевает сгореть и догорает во время расширения. В то же время под влиянием высоких температур происходит расщепление молекул Н2О и CO2 продуктов сгорания, расщеплению сопутствует поглощение тепла.

Коэффициентом использования тепла называется часть теплотворной способности топлива, которая действительно используется для повышения энергии газов при сгорании:

,

где: hu – низшая теплотворная способность топлива;

Δ Q – потери тепла в процессе сгорания.

Коэффициент использования тепла всегда меньше единицы. Он тем выше, чем совершеннее смесеобразование, выше скорость распространения пламени, короче промежуток времени, затрачиваемый на сгорание.

Коэффициент использования тепла, в зависимости от режима работы двигателя, изменяется в карбюраторных двигателях в пределах 0.85–0.95, в дизельных от 0.7 до 0.9.

При полном сгорании жидкого топлива, когда α≥ 1, образуются следующие основные продукты сгорания: CO2 и Н2О – продукты полного сгорания углерода и водорода, содержащихся в топливе, N2 – азот воздуха и O2 – свободный кислород воздуха.

Суммарное количество продуктов сгорания 1 кг топлива равно:

.

Подставив в правую часть уравнения значения слагаемых:

получим:

В процессе сгорания происходит увеличение количества кмоль газов.

.

Это увеличение зависит от состава топлива и коэффициента избытка воздуха.

Для карбюраторных ДВС

Для дизельных ДВС

Отношение количества кмоль продуктов сгорания М2 к количеству кмоль смеси до сгорания М1 называется коэффициентом молекулярного изменения.

В зависимости от того, учитывается ли при вычислении коэффициента молекулярного изменения количество остаточных газов или нет, различают коэффициент молекулярного изменения горючей смеси

и коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси.

или .

Следовательно, у карбюраторных и дизельных двигателей коэффициент молекулярного изменения всегда больше единицы.

Увеличение количества кмолей газов при сгорании, оцениваемое коэффициентом молекулярного изменения, вызывает увеличение полезной работы при расширении продуктов сгорания в цилиндре, что повышает мощность двигателя. Следовательно, чем выше коэффициент молекулярного изменения, тем больше мощность, развиваемая двигателем.

Средняя мольная изохорная теплоемкость заряда в конце сжатия для карбюраторных и дизельных двигателях может быть определена по следующей формуле:

кДж/кмоль ·К.

Средняя молекулярная теплоемкость продуктов сгорания определяется по формуле (кДж/кмоль К):

процесс сгорания при V = const

;

процесс сгорания при p = const

.

Процесс впуска

Давление и температура остаточных газов в начале впуска зависит главным образом от проходного сечения и коэффициента сопротивления выпускной системы, а также от числа оборотов двигателя. С увеличением числа оборотов давление остаточных газов возрастает. Это объясняется тем, что с увеличением оборотов продолжительность процесса выпуска сокращается, а скорость газов в выпускной системе увеличивается. С увеличением сопротивления выпускной системы давление остаточных газов возрастает, наполнение цилиндров ухудшается и мощность двигателя понижается.

Давление остаточных газов в начале впуска для двигателя без глушителя составляет по опытным данным:

,

где Р0 — давление окружающей среды.

Меньшие значения здесь относятся к малым и средним оборотам, большие – к оборотам двигателя, соответствующим максимальной мощности.

При установке глушителя давление остаточных газов возрастает.

Температура остаточных газов в начале впуска зависит главным образом от состава смеси и числа оборотов двигателя. С увеличением числа оборотов температура остаточных газов возрастает. Происходит это в основном вследствие ухудшения охлаждения продуктов сгорания из-за сокращения продолжительности цикла. По опытным данным, температура остаточных газов Tr в начале впуска при оборотах двигателя, соответствующих максимальной мощности, находится в следующих пределах: у карбюраторных двигателей 900–1200 К, у дизельных двигателей 600–800 К.

Действительное количество свежего заряда, поступившего в цилиндр двигателя за период впуска, значительно меньше теоретически возможного количества, которое могло бы заполнить рабочий объем цилиндра.

Качество газообмена оценивается не абсолютным, а относительным количеством свежего заряда, поступившего в цилиндр при впуске.

Отношение количества свежего заряда, поступившего в цилиндр за один цикл, к количеству, который имел бы заряд, заполняющий рабочий объем цилиндра при давлении и температуре на входе в систему впуска (Ро, То), называется коэффициентом наполнения.

.

У карбюраторных двигателей количество топлива, содержащегося в заряде, по сравнению с количеством воздуха сравнительно невелико. Поэтому коэффициент наполнения часто определяют по отношению количеств воздуха. Ошибка при этом не превышает 1–2%.

У карбюраторных и дизельных двигателей, работающих без наддува, параметры свежего заряда при поступлении его в систему впускасовпадают с параметрами окружающей среды (при расчетах двигателей без наддува принимают Ро = 0.101 МПа; Т0 =273 +15 = 288 К).

Количество газов, заполняющих цилиндр двигателя в конце впуска, составляет:

.

Характеристические уравнения для Ma, M0, Mr имеют следующий вид:

;;,

где: Рa , Тa – давление и температура газов в конце впуска;

Ra, R0, Rr – соответствующие газовые постоянные.

После подстановки характеристических уравнений в уравнение для Ma получим

.

Если допустить равенство газовых постоянных Ra, R0, Rr и разделить обе части полученного выражения на Vc, можно написать

.

Учитывая, что

,

после соответствующих преобразований получим:

.

Коэффициент наполнения зависит главным образом от давления и температуры газов в конце впуска, числа оборотов и нагрузки двигателя (рис. 2.4).

С понижением давления и повышением температуры заряда коэффициент наполнения резко уменьшается. С увеличением числа оборотов двигателя коэффициент наполнения из-за сокращения продолжительности впуска понижается.

Коэффициент наполнения дизельных двигателей выше, чем карбюраторных, т. к. впускная система у первых конструктивно более проста, а подогрев свежего заряда менее интенсивен.

Коэффициент наполнения карбюраторных двигателей при работе с полной нагрузкой находится в зависимости от числа оборотов в пределах 0.65–0.85, дизельных двигателей 0.7–0.9.

При работе двигателя с наддувом коэффициент наполнения значительно повышается.

Рис. 2.4. Зависимость коэффициента наполнения от числа оборотов

Степень загрязненности свежего заряда остаточными газами горючей смеси характеризует коэффициентом остаточных газов, который равен:

.

Произведя соответствующие преобразования, получим:

.

Из данного выражения следует, что коэффициент остаточных газов уменьшается при повышении степени сжатия, повышении коэффициента наполнения, увеличении температуры и понижении давления остаточных газов.

На коэффициент остаточных газов оказывают влияние число оборотов и нагрузка двигателя. С увеличением числа оборотов и уменьшением нагрузки коэффициент остаточных газов возрастает.

Коэффициент остаточных газов при полной нагрузке двигателя колеблется в пределах: для карбюраторных двигателей от 0.06 до 0.18, для дизельных – от 0.02 до 0.06.

Температура свежего заряда на входе в цилиндр зависит от температуры окружающей среды Т0 и приращения температуры Δ вследствие подогрева заряда от соприкосновения с горячими стенками впускного тракта (впускной коллектор и клапанные каналы).

Температура свежего заряда различных двигателей неодинакова. Для улучшения испаряемости топлива у карбюраторных двигателей применяется подогрев горючей смеси. Приращение температуры заряда Δ характеризуется следующими данными:

  • карбюраторные двигатели, работающие на бензине 10–45 °С;
  • дизельные двигатели 10–25 °С.

Давление и температура газов в конце впуска Тa, когдацилиндр двигателя заполнен газами, представляющими смесь свежезасосанного заряда и остаточных газов, могут быть определены при решении уравнения теплового баланса:

.

Поставив в уравнение теплового баланса выражения для его составляющих, получим:

.

Поделим каждое слагаемое на M1 и, считая, что ,получаем:

.

С изменением условий окружающей среды, интенсивности подогрева, сопротивления впускного и выпускного трактов температура газов в конце впуска заметно изменяется. Значительно изменяется она также в зависимости от нагрузки и числа оборотов двигателя.

При изменении числа оборотов температура в конце впуска находится в следующих пределах: в карбюраторных двигателях 340–400 К, в дизельных 310–360 К.

Давление газов в конце впуска Pa определяется опытным путем и составляет.

.

Большие из значений давления газов в конце впуска следует принимать для дизелей, а меньшие - для карбюраторных двигателей.

Кроме того, давление газов в конце впуска Pa можно определить при известном коэффициенте наполнения ηυпо формуле:

.

Процесс сжатия

Процесс сжатия происходит при закрытых впускном и выпускном клапанах и служит для увеличения температурного перепада цикла и степени расширения продуктов сгорания топлива. Это создает благоприятные условия для воспламенения и сгорания рабочей смеси и обеспечивает эффективное преобразование теплоты в механическую работу.

В теоретическом цикле предполагается, что линия сжатия представляет собой адиабату с переменным показателем. В действительном цикле процесс сжатия протекает сложнее. Он характерен непрерывным изменением температуры заряда и наличием теплообмена между газами и стенками цилиндра, т. е. является политропным.

В начале сжатия, до момента, пока не сравняется температура газов и стенок цилиндра, газы нагреваются. При этом показатель политропы сжатия повышается. В последующий период за счет более высокой температуры газов происходит переход тепла от газов к стенкам цилиндра. Это вызывает понижение показателя политропы сжатия.

Таким образом, за период сжатия между газами и стенками цилиндра происходит теплообмен, различный не только по величине, но и по знаку.

При расчетах, с некоторым приближением, принято считать показатель политропы сжатия постоянным и равным среднему показателю п1.

Величина показателя политропы сжатия зависит от частоты вращения коленчатого вала, степени сжатия, интенсивности охлаждения цилиндров, нагрузки на двигатель, степени износа цилиндропоршневой группы двигателя. С повышением частоты вращения коленчатого вала и степени сжатия показатель поли-тропы сжатия п1 увеличивается. При интенсивном охлаждении цилиндров, увеличении зазоров между поршневыми кольцами и цилиндрами вследствие их износа валичина п1 уменьшается.

Данные, полученные при испытаниях двигателей, показывают, что средний показатель п1, в зависимости от числа оборотов, изменяется в следующих пределах: у карбюраторных двигателей 1.30–1.40; у дизельных 1.20–1.35.

При расчете карбюраторных двигателей для определения политропического показателя обычно используют формулу, предложенную профессором В. А. Петровым:

,

где n - частота вращения двигателя [об./мин].

Давление в конце процесса сжатия равно:

.

Температура в конце процесса сжатия составляет:

.

В карбюраторных двигателях температура газов в конце сжатия находится в пределах 500–700 К, в дизельных двигателях 750–950 К. В карбюраторных двигателях температура газов в конце сжатия во избежание детонационного сгорания не должна превышать температуру самовоспламенения топлива.

В дизельных двигателях для улучшения процесса сгорания температура газов в конце сжатия должна на 300–400 °С превышать температуру самовоспламенения впрыскиваемого топлива.

Процесс сгорания

Развитие реакций окисления в цилиндре двигателя с требуемой скоростью обеспечивается гомогенной (равномерной) смесью топлива с воздухом. Ввиду различий свойств топлива, способов смесеобразования и воспламенения рабочей смеси, рассмотрим отдельно процессы сгорания топлива в цилиндрах карбюраторных и дизельных двигателей. Процесс сгорания топлива удобнее анализировать по индикаторной диаграмме в координатах р-α°, на которой изображается зависимость давления газа внутри цилиндра от угла поворота коленчатого вала. Такая диаграмма называется развернутой.

Процесс сгорания топлива в карбюраторном двигателе.

На рис. 2.5 представлена часть развернутой индикаторной диаграммы, где показаны фаза процесса сгорания в карбюраторных двигателях.

Рис. 2.5. Процесс сгорания карбюраторного ДВС

Зажигание производится в конце такта сжатия с опережением, равным углу φ. Моменту зажигания соответствует точка а. Видимое повышение давления начинается в точке б. Точкой вотмечено максимальное давление.

Период от точки а до точки бназывается первым периодом сгорания, периодом образования очага горения, или периодом задержки воспламенения. Продолжительность его изменяется в зависимости от свойств топлива, состава смеси, степени сжатия, числа оборотов, вихревого состояния смеси и интенсивности искрового разряда, а также ряда других факторов. Чем меньше первый период сгорания, тем медленнее нарастает давление во второй период, тем “мягче” и с меньшим износом работает двигатель.

Период от точки б до точки в называется вторым периодом сгорания, периодом распространения пламени, или периодом видимого сгорания. Этот период характеризуется значительным повышением давления и обычно заканчивается на 12–18° после ВМТ. После прохождения поршнем точки в, соответствующей максимальному давлению сгорания, начинается процесс расширения. При этом давление падает, а газы расширяются. Часть смеси, не успевшая сгореть своевременно, догорает в процессе расширения.

Продолжительность сгорания характеризуется скоростью сгорания и скоростью распространения пламени.

Скорость сгорания характеризует интенсивность протекания реакций сгорания и оценивается количеством тепла, выделяющимся в единицу времени. Скорость сгорания может быть определена по индикаторной диаграмме как продолжительность всего процесса сгорания от момента зажигания до момента образования конечных продуктов, т. е. практически до момента, соответствующего максимальному давлению сгорания.

Скорость распространения пламени характеризует быстроту перемещения по камере сгорания фронта пламени от места его возникновения (фронтом пламени называется зона реакции сгорания, отделяющая свежую смесь от продуктов сгорания).

Скорость сгорания пропорциональна скорости распространения пламени. Последняя изменяется в значительных пределах (от 25 до 40 м/сек) и зависит от конструкции двигателя (формы камеры сгорания, степени сжатия, расположения свечи) и его эксплуатационных особенностей (свойств топлива, состава смеси, числа оборотов, нагрузки).

Скорость нарастания давления зависит от интенсивности сгорания, т. е. от количества тепла, выделяющегося в единицу времени. В первый период сгорания количество теплоты, выделяющееся в единицу времени, незначительно. Поэтому линия, характеризующая первый период сгорания на индикаторной диаграмме, не отличается от линии сжатия при выключенном зажигании. Второй период сгорания характерен значительным повышением давления. Скорость нарастания давления в этот период характеризуется отношением dP/dα, оценивающим приращение давления в период сгорания на 1° угла поворота коленчатого вала. Это отношение называется также показателем жесткости работы двигателя.

Установлено, что скорость нарастания давления у карбюраторных двигателей не должна превышать 0.25 МПа на 1° поворота вала. С увеличением скорости нарастания давления динамические нагрузки на кривошипно-шатунный механизм значительно возрастают и возникают явления вибрации двигателя. При этом увеличивается износ сопряженных узлов, и долговечность двигателя резко сокращается.

Время, отводимое для сгорания в цилиндрах двигателя, определяется всего несколькими тысячными долями секунды. При этом максимальная мощность двигателя достигается только в том случае, если воспламенение смеси происходит в конце такта сжатия, несколько раньше того момента, когда поршень придет в ВМТ.

Углом опережения зажигания называется угол поворота коленчатого вала от момента зажигания до ВМТ, измеряемый в градусах.

Если угол опережения зажигания выбран правильно, к моменту, когда поршень придет в ВМТ, процесс сгорания смеси будет развиваться благоприятно. При этом сгорание смеси заканчивается на 12–18° после ВМТ, а мощность, развиваемая двигателем, достигает максимального значения. Наивыгоднейший момент зажигания должен соответствовать максимальной мощности для каждого режима работы двигателя. Подбор наивыгоднейшего момента зажигания производится опытным путем.

При определенных условиях нормальный процесс сгорания в карбюраторных двигателях может быть нарушен явлениями детонации. Детонационное сгорание возникает после зажигания смеси и характерно высокими скоростями распространения пламени и значительным повышением температуры и давления газов. Если при нормальном сгорании скорость распространения пламени составляет 25–40 м/сек, то при детонации она достигает 2000 м/сек. Давление газов при детонационном сгорании повышается до 15–20 МПа, что значительно превышает давление, соответствующее нормальному сгоранию (2.5–5.0 МПа). Индикаторная диаграмма, снятая при работе двигателя с детонацией, показана на рис. 2.6

Рис. 2.6. Процесс сгорания с детонацией

Детонационное сгорание сопровождается падением мощности и ухудшением экономичности двигателя. При таком сгорании нарушается жидкостное трение в подшипниках и деформируется антифрикционный материал. Работа двигателя при детонационном сгорании недопустима, так как детонация вызывает не только ускоренный износ, но и разрушение узлов кривошипно-шатунного механизма. Основными признаками детонации являются: неустойчивая работа и перегрев двигателя, возникновение в цилиндрах резких металлических стуков, появление черного дыма в отработавших газах.

Детонационное сгорание возникает при несоответствии между степенью сжатия двигателя и детонационной стойкостью применяемого топлива. Кроме свойств топлива, на возникновение детонации оказывают влияние конструктивные особенности двигателя – размер цилиндра, форма камеры сгорания, расположение свечи и др., а также ряд эксплуатационных факторов – состав смеси, число оборотов, положение дросселя, угол опережения зажигания и др.

Появление детонации зависит от состава смеси. Опытные данные показывают, что наибольшая склонность к детонации наблюдается при коэффициенте избытка воздуха равном 0.8–0.9, когда скорость распространения пламени наибольшая.

С увеличением числа оборотов и по мере прикрытия дросселя (уменьшения нагрузки) склонность к детонации понижается, так как при этом увеличивается количество остаточных газов. Наибольшая склонность к детонации наблюдается при полной нагрузке.

Переход к более раннему (по сравнению с наивыгоднейшим) моменту зажигания вызывает повышение температуры и давления в цилиндре и способствует возникновению детонации.

Значительно ускоряет возникновение детонации отложение нагара на стенках камеры сгорания, клапанах и поршне, так как температурный режим двигателя при этом возрастает.

Детонация во время эксплуатации двигателей может быть устранена прикрытием дросселя, изменением состава смеси, уменьшением угла опережения зажигания или переходом на более высокие обороты.

Кроме явления детонационного горения в процессе работы двигателя могут возникнуть преждевременные вспышки, которые возникают вследствие самовоспламенения смеси в процессе сжатия, происходящего до момента зажигания. Преждевременные вспышки возникают в тех случаях, когда температура сжатой смеси достигает температуры самовоспламенения топлива. Появлению преждевременных вспышек способствует перегрев двигателя, нагарообразование, а также детонационное сгорание. Работа двигателя с преждевременными вспышками сопровождается падением мощности, перегревом и характерна значительной неравномерностью.

Для определения температуры газов в карбюраторном двигателе составим уравнение теплового баланса

,

где QC - теплота газов в конце процесса сжатия;

Qhu- теплота, выделившаяся из топлива в процессе сгорания;

QZ - теплота газов в конце процесса сгорания.

Выразим составляющие уравнения:

и подставив их в уравнение теплового баланса, получим:

.

Разделив полученное уравнение наMa,имеем следующий вид уравнения:

.

После преобразований получаем уравнение сгорания для карбюраторных двигателей:

при полном сгорании a ³ 1

;

 

при неполном сгорании a < 1

,

где Δhu–потери теплоты из-за неполного сгорания топлива.

.

Решая уравнение сгорания, определяем TZ.

Для определения давления в конце процесса сгорания карбюраторного двигателя выразим количество газов в цилиндре двигателя до и после сгорания:

Определим коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси:

,

и из полученного выражения выразим степень повышения давления:

.

Тогда давление в конце процесса сгорания для карбюраторного ДВС можно определить по формуле:

.

Процесс сгорания топлива в дизельном двигателе.

Развернутая индикаторная диаграмма дизельного двигателя показана на рис. 2.7.

Рис. 2.7. Процесс сгорания в дизельном ДВС

Впрыск топлива производится с опережением, равным углу φ, который составляет 10–20° до прихода поршня в ВМТ. Моменту начала впрыска соответствует точка а. Резкое повышение давления начинается в точке б, соответствующей началу самовоспламенения топлива. В точке в характер нарастания давления изменяется. Точкой г отмечен момент конца впрыска. Следовательно, впрыск топлива производится в период, соответствующий повороту вала от точки а до точки г. Максимальному давлению сгорания соответствует точка д.Весь период сгорания принято разделять на три фазы. Первая фаза – период сгорания от точки а до точки б – называется периодом образования зон сгорания, или периодом задержки воспламенения. В этот период температура топлива, впрыскиваемого под давлением в среду сжатого (3.5–4.5 Мпа) и нагретого воздуха (600–700 °С), повышается и достигает температуры самовоспламенения (200–300 °С).

Продолжительность первой фазы сгорания составляет от 0.002 до 0.006 с или от 10 до 30° поворота коленчатого вала и зависит главным образом от физико-химических свойств топлива (и в значительной мере от его цетанового числа), степени сжатия двигателя, интенсивности распыливания топлива и вихревого движения в камере сгорания.

Вторая фаза – период сгорания от точки б до точки в – называется периодом распространения пламени по объему сгорания, или периодом быстрого сгорания. В этот период давление стремительно возрастает. Скорость нарастания давления в этот период оценивается показателем жесткости dP/dα. Продолжительность второй фазы сгорания зависит главным образом от продолжительности первой фазы, скорости подачи топлива, однородности и вихревого движения смеси.



infopedia.su