Промышленный лизинг
Методички
телях с воспламенением от искры происходит при V = const, т. е. по изохоре (прямая cc"z на рис. 26), а в двигателях с воспламенением от сжатия - при V = const п р = const, т. е. по циклу со смешанным подводом теплоты (прямые cc"z и zz на рис. 27). Целью расчета процесса сгорания является определение температуры и давления в конце видимого сгорания (точки z и 2д), а для дизеля - и объема V. Температура газа в конце видимого сгорания определяется на основании первого закона термодинамики, согласно которому dQ = = dU -f dL. Применительно к автомобильным и тракторным двигателям: ffu - QnoT =Ш z - Uc) + Lcz - сгорание при а > I; (71) (Ни - АЯ„) - Qnoj = (f/, - и с) +. Ьсг - сгорание при а< 1, (72) где Ни - низшая теплота сгорания топлива, кДж; Q - потери теплоты вследствие теплоотдачи, догорания топлива на линии расширения и диссоциации, кДж; U г - внутренняя энергия газов в конце видимого сгорания, кДж; U - внутренняя энергия рабочей смеси в конце сжатия, кДж; Ьг - теплота, идущая на работу расширения газов от точки с до точки z (для двигателей с воспламенениемрт искры Le. 0), кДж. Тепловой баланс на участках cz можно записать в более краткой форме: IzHu ={Uz-Vc) + Lcz, (73) I АН и - ДЯ„) = ((/, (/ ,) + L„, (74) где 1г = {{Ни - АЯ„) - Qj,otV{Hu - ДЯ„) - коэффициент использования теплоты на участке видимого сгорания cz. Коэффициент 1 выражает долю низшей теплоты сгорания топлива, используемую на повышение внутренней энергии газа {U - - (Ус) и на совершение работы Lz- Величина коэффициента использования теплоты принимается на основе экспериментальных данных в зависимости от конструкции двигателя, режима его работы, системы охлаждения, формы камеры сгорания, способа смесеобразования, коэффициента избытка воздуха и частоты вращения коленчатого вала. По опытным данным величина \ при работе двигателей с полной нагрузкой изменяется в пределах: Для карбюраторных двигателей ........... 0,80-0,95 Для быстроходных дизелей с неразделенными камерами сгорания..................... 0,70-0,88 Для дизелей с разделенными камерами сгорания . . . 0,65-0,80 Для газовых двигателей............... 0,80-0,85 Меньшие значения коэффициента использования теплоты характерны для двигателей с несовершенным смесеобразованием. Величина г повышается за счет сокращения потерь теплоты от газов в стенки, выборарациональной формы камеры сгорания, уменьшения догора- ния в процессе расширения и выбора коэффициента избытка воздуха, обеспечивающего увеличение скорости сгорания рабочей смеси. Величина коэффициента использования теплоты j зависит также от скоростного и нагрузочного режимов работы двигателя и, как правило, уменьшается при снижении нагрузки и частоты вращения. Расчетные уравнения сгорания для автомобильных и тракторных двигателей получаются путем преобразований уравнений теплового баланса (73) и (74) (см. участки cz на рис. 26 и 27). Для двигателей, работающих по циклу с подводом теплоты при V = const, уравнение сгорания имеет вид: (75) где Яраб.см - теплота сгорания рабочей смеси, определяемая по (27) или (28); (m<v)J« - средняя мольная теплоемкость рабочей смеси в конце процесса сжатия, определяемая по (70); {tncvyf - средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания, определяемая по (32). Для двигателей, работающих по циклу со смешанным подводом теплоты при V = const и р = const, уравнение сгорания имеет вид где Я, = р г/рс - степень повышения давления; 2270 = 8,315 - 273. Величина степени повышения давления для дизелей устанавливается по опытным данным в основном в зависимости от количества топлива, подаваемого в цилиндр, формы камеры сгорания и способа смесеобразования. Кроме того, на величину % оказывает влияние период задержки воспламенения топлива, с увеличением которого степень повышения давления растет: для дизелей с неразделенными камерами сгорания и объемным смесеобразованием X = 1,6 -г 2,5; для вихрекамерных и предкамерных дизелей, а также для дизелей с неразделенными камерами и пленочным смесеобразованием X = 1,2 -т- 1,8; для дизелей с наддувом величина U определяется допустимыми значениями температуры и давления в конце виднмйго процесса сгорания. В уравнения сгорания (75) и (76) входят две неизвестные величины: температура в конце видимого сгорания / г и теплоемкость продуктов сгорания при постоянном объеме {mcvY или постояннШл давлении (тСр)/ при этой же температуре t z. Используя для определения II II (тсу)г или (/пСр)г тзбличные значения (см. табл. 5), уравнения сгорания решаются относительно t методом последовательных приближений (подбором значений г)- При использовании для определения {mcjf или (/пср)/ приближенных формул (см. табл. 6), уравнения сгорания после подстановки в них числовых значении всех известных параметров и последующих преобразований принимают вид уравнения второго порядка Atl + Bt,-CO, (77) где А, В я С-числовые значения известных величин. Откуда t, = {-B + УВ + 4АС)/(2А), °С и П = + 273 К. Определение величины давления р в конце сгорания зависит от характера осуществляемого цикла. Для двигателей, работающих с подводом теплоты при V = const, давление (МПа) Pz =Рс\Т jTc, (78) а степень повышения давления =PJpc- (79) Для карбюраторных двигателей к = 3,2 ч-4,2, для газовых двигателей Я, = 3 -н 5. Для двигателей, работающих по циклу со смешанным подводом теплоты при V = const и р = const: Pz=Po, (80) а степень предварительного расширения Р = (i(p Jp z){T JT о) = (ЫШ JTc). (81) Для дизелей р = 1,2 ч- 1,7. Объем, освобождаемый поршнем в процессе предварительного расширения: .V,-Vc =УА9-1). (82) После проведения расчета и получения координат точек г и z производится ориентировочное приближение расчетных линий сгорания к действительным. Для двигателей, работающих по циклу с подводом теплоты при V = const (см. рис. 26), р гд = 0,85р Z. Положение точки завися-щее от продолжительности периода задержки воспламенения, определяется величиной угла Аф1, изменяющегося в пределах 5-18° поворота коленчатого вала (п. к. в.). Положение точки 2д по горизонтали определяется допустимой скоростью нарастания давления на каждый градус поворота коленчатого вала Ар/Афг, где Ар = р - - Рс", а Аф2 для карбюраторных двигателей находится в пределах 8-12° п. к. в. Для современных карбюраторных двигателей считается допустимой работа при Ap/Aqra = 0,1 4-0,4 МПа/град. п. к. в. При Ар/Аф2<0,1 значительно увеличивается догорание на jftinnn расширения, что ухудшает экономичность двигателя, а при Ар/Афг > > 0,4 повышенная скорость нарастания давления увеличивает жесткость работы, что приводит к увеличению износа и даже поломкам деталей двигателя. Для дизелей, работающих по циклу со смешанным подводом теплоты (см. рис. 27), pzn = р Z- Положение точки Д зависящее от продолжительности периода задержки воспламенения (0,001 -0,003 с), определяется величиной угла Аф1, который для автомобильных и тракторных дизелей изменяется в пределах Аф, =812° п. к. в. Положение точки 2д по горизонтали, так же как и для двигателей с подводом теплоты при V = const, определяется величиной Ар/Афг-Для дизелей допустимая скорость нарастания давления Ар/Дф2 = = 0,2 -+ 0,5 МПа/град. п. к. в. Для дизелей с объемным смесеобразованием максимальная скорость нарастания давления достигает Ар/Аф2 = 1,0 ч- 1,2 МПа/град. п. к. в. при Дфг = 6 Ч- 10° п. к. в. после в. м. т. Значения температуры и давления конца сгорания для современных автомобильных и тракторных двигателей при работе с полной нагрузкой изменяются в следующих пределах: Для карбюраторных двигателей...... Г2=2400-г-2900 К, Рг=3,57,5 МПа, Р2д=3,0-Ьб,5 МПа Для дизелей ............... Гг= 18002300 К, /2=Р2д=5.0-г-12,0 МПа Для газовых двигателей.......... Г2=2200-ь2500 К, Рг=3.05,0 МПа, Р2д=2,5-7-4,5 МПа Более низкие температуры конца сгорания у дизелей по сравнению с карбюраторными и газовыми двигателями являются следствием большей величины коэффициента избытка воздуха а, а следовательно, и больших потерь теплоты на нагревание воздуха; меньшей величины коэффициента использования теплоты г на участке видимого сгорания; различий в характере протекания процесса сгорания и догорания при ходе расширения; частичного использования теплоты на совершение работы в процессе предварительного расширения (участок zz). § 11. ПРОЦЕСС РАСШИРЕНИЯ В результате осуществления процесса расширения происходит преобразование тепловой энергии топлива в механическую работу. Изменение давления в процессе расширения показано на рис. 28. Кривые гфЬ" схематически показывают действительное изменение давления в цилиндрах двигателей в процессе расширения. В реальных двигателях расширение протекает по сложному закону, зависящему от теплообмена между газами и окружающими стенками, величины подвода теплоты в результате догорания топлива и восстановления продуктов диссоциации, утечки газов через неплотности, уменьшения теплоемкости продуктов сгорания вследствие понижения температуры при расширении, уменьшения количества газов в связи с началом выпуска (предварение открытия выпускного клапана). Так :же как и при рассмотрении процесса сжатия, условно считают, что процесс расширения в действительном цикле протекает по политропе с переменным показателем, который в начальный период изменяется от О до 1 (идет настолько интенсивное догорание топлива, что температура газов повышается, несмотря на расширение), затем увеличивается и достигает значения показателя адиабаты (выделение теплоты вследствие догорания топлива и восстановления продуктов диссоциации уменьшается и становится равным отводу теплоты за счет теплообмена и утечки газов через неплотности) и, наконец, превышает показатель адиабаты (выделение теплоты меньше отвода теплоты). Для упрощения расчетов кривая процесса расширения обычно принимается за политропу с постоянным показателем «г (кривые zbb на рис. 28). В.м.т. Н.м.т. v iM.rn, н.м.т. \1 Рис. 28. Изменение давления в процессе расширения: а - карбюраторного двигателя; б - дизеля Величина среднего показателя политропы расширения «а устанавливается по опытным данным в зависимости от ряда факторов. Значение щ возрастает с увеличением коэффициента использования теплоты, отношения хода поршня 5 к диаметру D цилиндра и интенсивности охлаждения. С ростом нагрузки и увеличением линейных размеров цилиндра (при SID = const) средний показатель политропы расширения щ уменьшается. При увеличении быстроходности двигателя величина «г, как правило, снижается, но не для всех типов двигателей и не на всех скоростных режимах. Учитывая, что по опытным данным величина среднего показателя политропы расширения «г незначительно отличается от показателя адиабаты fen, как правило, в меньшую сторону, при предварительных расчетах новых двигателей величину щ можно оценить по величине кг Для соответствующих значений е (или б), а и 7 г- Показатель адиабаты расширения в этом случае определяется в результате совместного решения двух уравнений: = 1 + (1 gT г - lg7j)/lge - для карбюраторных двигателей (83) или /22 = 1 + (IgT, - \gTI\gb - для дизелей (84) и fe2-l + 8,315/(/nc;)<, (85) Рис. 29. Номограмма определения показателя адиабаты расширени бюраторного двигателя /5 20 е я fej "эр- (86) Решаются эти уравнения методом подбора величин и Tj довольно сложно и с различной степенью точности. Для упрощения расчетов по определению fe на основе системы уравнений (83) - (86) и формул (см. табл. 6) для определения средних мольных теплоемкостей продуктов сгорания построены номограммы (рис. 29 и 30). Определение по номограммам производится следующим образом; по имеющимся значениям е (или б для дизеля) и Т г определяют точку, которой соответствует значение k% при а = 1. Для нахождения значения кг при заданном а необходимо полученную точку перенести по горизонтали на вертикаль, соответствующую а = 1, и далее параллельно вспомогательным кривым до вертикали, соответствую- 0 1 2 3 4 5 6 7 [ 8 ] 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55 56 57 58 59 60 61 62 63 64 |