Термодинамический расчет основных характеристик работы двигателей внутреннего сгорания

 

Целью термодинамического расчета является определение основных параметров состояния рабочего тела в узловых точках цикла, расхода воздуха и отработавших газов в выхлопном патрубке двигателя.

Наличие таких расчетов позволяет определить пути более рационального использования тепловой энергии, отводимой от системы охлаждения двигателя и выхлопных газов при различных режимах его работы.

В ДВС величина степени сжатия является паспортной характеристикой и зависит от типа двигателя.

Для достижения наибольшей мощности коэффициент избытка воздуха для двигателей с искровым зажиганием должен лежать в пределах 0,85 – 0,96.

Смесь топлива и воздуха в теории ДВС называют зарядом. В качестве параметров исходного состояния заряда на впуске для двигателей без наддува принимают параметры окружающей среды Т_о = 288 К, Р_о = 0,1 МПа.

При применении турбонаддува температура воздуха после компрессора Т_к определяется по уравнению политропы:

Т_к = , (7.14)

где n – показатель политропы сжатия.

Расчет процессов газообмена, связанного с очисткой рабочих цилиндров от продуктов сгорания и наполнением цилиндра свежим зарядом, сводится к определению давления и температуры остаточных газов Р_г, Т_г, величины подогрева свежего заряда ΔТ, давления заряда в конце впуска Р_а.

Давление остаточных газов определяется давлением среды, в которую происходит выпуск отработавших газов. В установках с утилизацией теплоты отработавших газов величина Р_г зависит от сопротивления теплоутилизационного оборудования и в первом приближении может быть принята равной (1,15 – 1,25)Р_о.

Для двигателей с искровым зажиганием величина Т_г может лежать в диапазоне 800 – 1100 К.

Величина подогрева свежего заряда ΔТ зависит от конструкции впускного трубопровода и может быть принята равной ΔТ= 8 К.

Давление заряда в конце впуска является основным фактором, определяющим количество свежего заряда, поступающего в рабочий цилиндр. Потери давления ΔР по сравнению с давлением окружающей среды определяются гидравлическими сопротивлениями воздушного фильтра, впускного трубопровода и клапана, охладителя надувочного воздуха.

Для ДВС с искровым зажиганием ΔР = (0,05-0,2)Р_о. Как правило, ΔР= 0,008 МПа и Р_а=0,092 МПа.

Коэффициент остаточных газов характеризует качество очистки цилиндров от продуктов сгорания и может быть найден по формуле

. (7.15)

При номинальном режиме работы двигателя .

Температура заряда в конце впуска Т_а может быть оценена по уравнению

. (7.16)

Величина Т_а для двигателей с искровым зажиганием при номинальных параметрах работы может лежать в пределах Т_а=320 – 370 К.

Коэффициент наполнения представляет собой отношение действительного количества свежего заряда, поступающего в цилиндр в процессе впуска, к тому количеству, которое могло бы поместиться в рабочем объеме цилиндра при условии, что температура и давление в нем равны температуре и давлению среды при впуске.

Снижение гидравлического сопротивления тракта впуска приводит к увеличению , величина которого может быть определена по формуле

. (7.17)

Для четырехтактных двигателей при работе на номинальном режиме = 0,7 – 0,9.

Расчет процесса сжатия сводится к определению параметров заряда Р_с и Т_с в конце данного процесса:

; (7.18)

. (7.19)

Показатель политропы n₁ зависит от теплообмена между зарядом и стенками камеры сгорания. При увеличении отвода теплоты от заряда происходит снижение показателя политропы n₁. Возможные значения n₁, Р_с и Т_с при работе на номинальных режимах:

n₁= 1,28 – 1,38; Р_с=0,8 – 2,0 МПа; Т_с= 550 – 800 К.

В процессе сгорания топлива химическая энергия превращается в теплоту, которая расходуется на повышение внутренней энергии рабочего тела и совершение полезной работы. В результате расчета определяется количество рабочего тела и его параметры в конце процесса горения топлива.

Количество заряда М_с, находящегося в рабочем цилиндре в конце процесса сжатия, определяется количеством свежего заряда М₁ и остаточных газов М_г:

. (7.20)

Расчет процесса сгорания выполняется на 1 кг сжигаемого топлива. Количество воздуха , рассчитываемое в киломолях, необходимое для полного сгорания 1 кг топлива, зависит от элементарного состава топлива:

, (7.21)

где С, Н, О – массовые доли углерода, водорода и кислорода в 1 кг. Для бензина =0,517 кмоль/кг. Элементарный состав бензина: C = 0,855; H = 0,145; О = 0.

– низшая теплота сгорания топлива.

Количество свежего заряда М₁, выраженное в киломолях:

, кмоль.

Количество остаточных газов в рабочем цилиндре:

, кмоль.

Количество заряда в рабочем цилиндре в конце процесса сгорания М_z на 1 кг топлива:

, кмоль,

где М₂ – количество продуктов, образующееся при сгорании 1 кг топлива.

Для бедных смесей

. (7.22)

Величина М₂ =0,528 кмоль/кг для номинальных параметров работы двигателя на жидком топливе – бензине.

В результате сгорания происходит относительное изменение объема рабочего тела. Данное изменение может быть учтено коэффициентом молярного изменения μ₀ горючей смеси или действительным коэффициентом молярного изменения μ_Д:

; . (7.23)

Величина μ_Д для двигателей с искровым зажиганием составляет – 1,02…1,12.

Величина температуры в конце процесса сгорания топлива лежит в пределах Т_z = 2400÷2900 К, меньшее значение соответствует топливу с меньшей теплотворной способностью.

Давление газов в конце сгорания P_z определяется из уравнения

(7.24)

и затем уточняется по уравнению

, (7.25)

где U = 0,85÷0,88 – коэффициент скругления (или полноты индикаторной диаграммы), учитывающий уменьшение максимально-

го давления вследствие движения поршня и увеличения объема камеры к концу процесса сгорания.

Объем газов в конце сгорания принимается равным объему камеры сгорания:

. (7.26)

В процессе расширения продуктов сгорания топлива происходит преобразование тепловой энергии в механическую.

Расчетными параметрами являются давление Р_в и температура Т_в в конце процесса расширения. Для упрощения принимается средний показатель политропы n₂, значение которого возрастает с увеличением коэффициента использования теплоты.

; . (7.27)

Для карбюраторных двигателей Р_в ≈ 0,47÷0,5 МПа; Т_в ≈ 1500-1700 К.

Оценка эффективности цикла ДВС осуществляется по индикаторным показателям. Среднее индикаторное давление Р_i – это условное постоянное давление, при котором за один ход поршня совершается работа, равная индикаторной работе цикла L_i. Величина Р_i численно равна работе, получаемой с единицы рабочего объема цилиндра V_h:

. (7.28)

Действительное среднее индикаторное давление для четырехтактного двигателя может составлять величину 1,10÷1,15 МПа.

Индикаторный КПД η_i характеризует степень использования теплоты топлива для получения индикаторной работы. Названный КПД представляет отношение количества теплоты, эквивалентного индикаторной работе цикла L_i, ко всему количеству теплоты, внесенному в цилиндр при воспламенении топлива. При расчетах на 1 кг топлива индикаторный КПД, учитывающий все тепловые потери действительного цикла, может быть определен по формуле

. (7.29)

Совершенство цикла оценивается величиной удельного расхода топлива, представляющей отношение расхода топлива в граммах на получение мощности 1 кВт при работе в течение 1 ч.

г/кВт·ч. (7.30)

Расчет эффективных показателей двигателей требует оценки внутренних (механических) потерь в двигателе.

Механические потери оцениваются величиной механического КПД, который составляет η_м ≈ 0,8.

Эффективная мощность, учитывающая механические потери:

. (7.31)

Электрическая мощность, с учетом потерь в генераторе,

, (7.32)

где КПД генератора.

При проведении тепловых расчетов циклов ДВС значительный интерес представляет составление теплового баланса двигателя, характеризующего распределение теплоты топлива, сжигаемого в цилиндрах двигателя.

Уравнение теплового баланса может быть записано в следующем виде:

, (7.33)

где Q_т – теплота, вносимая в двигатель с топливом, кДж/ч;

Q_п- полезно используемая теплота, кДж/ч;

Q_охл- теплота, отведенная в систему охлаждения, кДж/ч;

Q_г- теплота, выносимая отработавшими газами, кДж/ч;

Q_не – теплота, потерянная из-за химической неполноты сгорания (при ), кДж/ч;

Q_ост - неучтенные потери теплоты, кДж/ч.

Полезно используемая теплота эквивалентна мощности, снимаемой с клемм генератора.

Теплота, отведенная в систему охлаждения, определяется по следующему уравнению:

, (7.34)

где С=1,85 – эмпирический коэффициент;

i - число цилиндров ДВС;

D - диаметр цилиндра, см;

n - частота вращения коленчатого вала, об/мин;

m = 0,61 – эмпирический коэффициент;

- потеря теплоты на химическую неполноту сгорания, отнесенная к 1 кг топлива, кДж/кг;

- коэффициент избытка воздуха.

Теплота, выносимая из двигателя с отработавшими газами, определяется по следующему соотношению:

Q_г = , (7.35)

где С_рⁿ, С_р^з – теплоемкость продуктов сгорания и свежего заряда;

В_т – часовой расход топлива, кг/ч;

Т_r, Т_к – температура отработавшего газа и свежего заряда;

М₁, М₂ – количество свежего заряда и продуктов сгорания на 1 кг топлива, кмоль/кг.

Тепловой баланс целесообразно представлять в относительных единицах от количества теплоты, затраченной при сжигании топлива.

(7.36)

или

q_п + q_охл + q_г + q_не + q_ост = 100 %. (7.37)

 

Как показывает практика, средние значения представленных величин для ДВС составляют: q_п=27 %; q_охл = 18 %; q_г = 38 %; q_не = 8 %; q_ост = 9 %.

 

⇐ Предыдущая123456Следующая ⇒

Поделиться:

Воспользуйтесь поиском по сайту: