Состав и количество продуктов сгорания

Расчет выполняется по разным формулам в зависимости от коэффициента избытка воздуха.

При α<1(недостаток воздуха) имеет место неполное окисление (сгорание) топлива и продукты сгорания в основном состоят из СО₂ , Н₂О, N₂, СО и Н₂.

При α>1 (избыток воздуха) имеет место полное окисление (сгорание) топлива. В этом случае основной состав продуктов сгорания следующий: СО₂ , Н₂О, N₂, и О₂. При стехиометрическом составе смеси (α=1) М_О2=0; расчет количества СО₂, Н₂О, N₂ выполняется по тем же формулам, что и при α>1.

Количество продуктов сгорания в киломолях на 1 кг топлива при α<1 рассчитывается:

М_СО = 0,42· L₀ ·(1-α)/(1+К)

М_СО2 = (g_C/12) - М_СО

М_Н2 = К· М_СО (3.5)

М_Н2О = (g_Н/2) – М_Н2

М_N2 = 0,79·α· L ₀.

 

 

где К= М_Н2/М_СО≈1,12·

Общее количество продуктов сгорания равно

 

М₂= М_СО+М_СО2+М_Н2+М_Н2О+М_N2

 

Количество продуктов сгорания в киломолях на 1 кг топлива при α≥1 рассчитывается:

М_СО2 = g_C/12

М_Н2О = g_Н/2 (3.6)

М_N2 = 0,79α L ₀

М_О2 = 0,21(α-1) L ₀.

 

Общее количество продуктов сгорания равно:

 

М₂= М_СО2+ М_Н2+ М_Н2О+ М_О2+ М_N2.

 

Приведенные выше расчеты продуктов сгорания включают компоненты, оказывающие существенное влияние на энергетические и экономические показатели ДВС. Содержание других продуктов сгорания (оксиды азота, несгоревшие углеводороды и др.) вследствие относительно малой их концентрации в ОГ не учитывается в термодинамических расчетах, но они учитываются при оценке экологических характеристик ПДВС.

 

Состав продуктов сгорания в объемных долях

 

r_i=M_i/M₂ (3.7)

 

где i – индекc i-того газа (СО₂, H₂О, N_2, СО,О₂, Н₂) в смеси отработавших газов.

Объемы исходных компонентов и продуктов их сгорания могут отличаться из-за различия молярного состава свежего заряда М₁ и продуктов сгорания М₂. Изменение количества вещества при сгорании (в киломолях) равно ΔМ = М₂ – М₁ и оценивается теоретическим (или химическим) коэффициентом молярного изменения

 

μ₀ = М₂/М₁ = 1 + ΔМ / М₁ (3.8)

 

Процесс впуска

При расчете процесса впуска определяются термодинамические параметры смеси (давление и температура) к началу сжатия.

Давление в конце впуска p_а, МПа

 

p_а = р₀ – Dp_а , (3.9)

 

где р₀ – давление среды, откуда поступает свежий заряд, МПа. В ПДВС без наддува это барометрическое давление. В ПДВС с наддувом принимается давление воздуха после компрессора – р_к;

Dp_а – потери давления на впуске, МПа (при движении по впускному тракту и входе в цилиндр).

Потери давления на впуске D_Pа, МПа, равны

Dp_а=(b² + x_вп) × ω_вп ² × r₀ × 10^-6 / 2, (3.10)

 

где b– коэффициент затухания скорости движения заряда при входе в цилиндр;

x_вп – коэффициент сопротивления впускной системы, отнесенный к наиболее узкому ее сечению.

ω_вп – средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы (в сечении впускного клапана или в сечении продувочных окон).

r₀ – плотность заряда на впуске, кг/м³.

По опытным данным для современных двигателей на номинальном режиме

ω_вп=50 – 120 м/с, а суммарное сопротивление (b²+x _ВП) =2,5...4,0.

Плотность заряда на впуске (r₀, кг/м³) определяется по уравнению состояния идеального газа.

ПДВС без наддува

r₀ = p₀ × 10⁶/(R_в × Т₀), (3.11)

 

ПДВС с наддувом

r_к = p_к ×10⁶/(R_в × Т_к), (3.12)

 

где R_в=287 Дж/(кг×К) – индивидуальная газовая постоянная воздуха;

Т₀– температура окружающей среды для ПДВС без наддува;

Т_к – температуры воздуха после компрессора для ПДВС с наддувом.

При расчете и конструировании безнаддувного ПДВС давление и температуру окружающей среды студент принимает по своему усмотрению.

При проектировании двигателя с наддувом следует пользоваться дополнительной литературой.

Температура в конце впуска Т_а, К

 

T_a = (T₀ + DT + g_r × Т_r) / (1 + g_r), (3.13)

где

DT – температура подогрева свежего заряда на впуске, К;

g_r – коэффициент остаточных газов;

Т_r – температура остаточных газов, К.

Значениями DT, g_r, Т_r в расчетах задаются с учетом особенностей конструкции проектируемого двигателя и его системы выпуска (табл. 3.3). При расчете двигателя с наддувом в зависимости от степени наддува значение DT может быть отрицательным.

 

Таблица 3.3

 

Показатели	Четырехтактные ПДВС	Двухтактные ПДВС с прямоточной схемой продувки
С искровым зажиганием	Дизели
Подогрев заряда DT	0 – 25	20 – 40	5 – 10
Коэффициент остаточных газов gr	0,06 – 0,08	0,03 – 0,06	0,04 – 0,10
Температура остаточных газов Тr, К.	900 –1000	600 – 900	600 – 900

Коэффициент наполнения h_v

(3.14)

 

При расчете цикла ПДВС с наддувом вместо Р₀ и Т₀ подставляются давление и температура воздуха после наддувочного компрессора.

При проектировании двигателей с настроенными системами выпуска и системами впуска с инерционным наддувом при наличии опытных данных коэффициент наполнения следует рассчитывать с учетом коэффициента очистки и коэффициента дозарядки.

Давление остаточных газов в конце выпуска (или просто давление выпуска – р_r) можно принять из таблицы 3.4. При этом следует иметь в виду, что чем совершеннее конструкция системы газообмена, тем меньше значение р_r.

Ориентировочные значения расчетных параметров процесса газообмена, полученные опытным путем на номинальном режиме, приведены в таблице 3.4.

Таблица 3.4

 

Показатели	Четырехтактные ПДВС	Двухтактные ПДВС с прямоточной схемой продувки
С искровым зажиганием	дизели
Давление впуска ра, МПа	0,085 – 0,09	0,085 – 0,095	(0,85 – 1,05)р0
Температура впуска Та, К	320 – 380	310 – 350	320 – 400
Коэффициент наполнения hv	320 – 380	310 – 350	320 – 400
Давление выпуска рr, МПа	0.105 0.120	0.110 – 0.120	0.105 – 0.120

Процесс сжатия

 

Давление и температура в конце сжатия определяются

 

р_с = р_а × , (3.15)

Т_с = Т_а × . (3.16)

 

где n₁ – показатель политропы сжатия.

На величину показателя n₁ оказывают существенное влияние конструктивные факторы, такие как диаметр цилиндра, отношение хода поршня к диаметру цилиндра, компактность камеры сгорания (отношение площади поверхности камеры сгорания к ее объему), интенсивность охлаждения цилиндра и поршня и др.

Нагрузочный и скоростной режимы работы двигателя так же заметно влияют на этот показатель. Увеличение частоты вращения двигателя, нагрузки, применение наддува приводят к росту показателя n₁.

В расчетах показателем n₁ задаются. На номинальном режиме работы его значения приведены в таблице 3.5.

Для проверки правильности расчетов полученные значения р_с и Т_с сравнивают с данными таблицы 3.5.

 

Таблица 3.5

 

Показатели	Дизель без наддува	Дизель с наддувом при рк<0,2МПа без охлаждения воздуха	ДсИЗ
Степень сжатия	15 – 23	12 – 15	6,5 – 12
Средний показатель политропы n1	1,35 – 1,38	1,33 – 1,37	1,35 – 1,38
Давление в конце сжатия рс, МПа	2,9 – 6,0	До 8	1,2 – 2,2
Температура в конце сжатия Тс, К	700 – 900	До 1000	600 – 900

 

Процесс сгорания

 

В основе термодинамического расчета процесса сгорания заложено уравнение первого закона термодинамики. Допускается, что в ДсИЗ процесс сгорания протекает при постоянном объеме (изохорный процесс). В дизеле сгорание вначале протекает при постоянном объеме, а затем – при постоянном давлении.

Вначале определяется из уравнения сгорания температура конца сгорания, а затем термодинамическое давление. Уравнение сгорания имеет вид:

для ДсИЗ

; (3.17)

 

для дизеля

, (3.18)

 

где

– коэффициент использования теплоты;

– низшая теплота сгорания рабочей смеси, КДж/кг;

– средняя мольная изохорная теплоемкость рабочей смеси в интервале температур от 0 до Т_с, кДж/(кмол·К);

– степень повышения давления в процессе сгорания; в расчетах принимается: для дизелей с неразделенными камерами сгорания и объемным смесеобразованием λ=1,6 – 2,5; для вихрекамерных и предкамерных, а также для дизелей с неразделенными камерами сгорания и пленочным смесеобразованием λ=1,2 – 1,8;

– действительный коэффициент молекулярного изменения;

– средняя мольная изохорная теплоемкость смеси отработавших газов в интервале температур от 0 до , кДж/(кмол/К);

– температура расчетного цикла в конце сгорания.

Значение коэффициента использования теплоты принимать в пределах:

Для ДсИЗ с электронной системой впрыска ………………0,90 – 0,96

Для карбюраторных двигателей …………………………….0,80 – 0,95

Для дизелей с неразделенными камерами сгорания ……….0,70 – 0,80

Для дизелей с разделенными камерами сгорания ………….0,65 – 0,80

Для газотопливных двигателей ……………………………..0,80 – 0,85

При выборе следует иметь ввиду: чем совершеннее процесс сгорания, тем выше коэффициент использования теплоты. Более высокие значения характерны для компактных камер сгорания, обеспечивающих быстрое и более полное сгорание в основной фазе процесса сгорания ДВС. На влияет степень сжатия, конструкция системы охлаждения, а так же режимные параметры двигателя: состав смеси, частота вращения.

Низшая теплота сгорания рабочей смеси, т.е. смеси свежего воздуха с остаточными газами определяется по формуле:

 

Н_раб.см= (H_u - ΔH_u)/[(М₁·(1+γ_r)], (3.19)

 

где H_u принять из таблиц 3.1 или 3.2 и перевести в кДж/кг;

ΔH_u – невыделившаяся теплота вследствие химической неполноты сгорания топлива из-за недостатка кислорода при α<1, кДж/кг. Ее величина равна

ΔH_u=119950·(1- α) ·L₀ (3.20)

 

Изохорная теплоемкость рабочей смеси определяется по термодинамическим закономерностям расчета теплоемкости газовых смесей. Рабочая смесь рассматривается, как смесь свежего заряда и остаточных газов. При этом теплоемкостью паров (капелек) топлива, участвующих в процессе сжатия в ДсИЗ, пренебрегаем.

Теплоемкость рабочей смеси равна

 

=( + γ_r· )/(1+ γ_r), (3.21)

где

– изохорная мольная средняя теплоемкость воздуха в интервале температур от 0 до Т_с;

– изохорная мольная средняя теплоемкость смеси остаточных газов в интервале температур от 0 до Т_с;

Теплоемкость смеси остаточных газов определяется по формуле для расчета газовых смесей

 

= Σ(r_i· ), (3.22)

 

где r_i и – соответственно мольная (объемная) доля и средняя изохорная мольная теплоемкость в интервале температур от 0 до Т_с i-того компонента состава остаточных газов. r_i – рассчитана ранее по формуле (3.7).

Средние изохорные мольные теплоемкости в интервале температур от 0 до Т_с воздуха и компонентов отработавших газов можно принять из справочных таблиц по теплотехнике или рассчитать по эмпирической формулам, кДж/(кмол·К):

для воздуха

=19,88+0,002638·Т_с (3.23)

для азота

_N2=19,716+0,0025·Т_с (3.24)

 

для диоксида углерода СО₂

 

_СО2=27,941+0,019·(Т_с-273)-5,487·10^-6·(Т_с-273)² (3.25)

 

для паров воды

_Н2О=23,49+0,005359·Т_с (3.26)

 

для оксида углерода

_СО=19,88+0,002638·Т_с (3.27)

 

для водорода

_N2=20,684+0,000206·(Т_с-273)+5,88·10^-7·(Т_с-273)² (3.28)

 

для кислорода

=20.93+0,004641·(Т_с-273)+8.4·10^-7·(Т_с-273)² (3.29)

 

Действительный коэффициент молекулярного изменения равен

 

= (μ₀+ γ_r)/(1+ γ_r) (3.30)

 

Средняя мольная изохорная теплоемкость смеси отработавших газов в интервале температур от 0 до рассчитывается аналогично расчету теплоемкости смеси остаточных газов, кДж/(кмол/К):

 

= Σ(r_i· ), (3.31)

 

где средние теплоемкости i-того компонента определяются по другим эмпирическим зависимостям, справедливым для более высокого уровня конечной температуры – Т_z:

для азота

_N2=21,553+0,001457·Т_z (3.32)

 

для диоксида углерода СО₂

_СО2=38.209+0,003349·Т_z (3.33)

 

для паров воды

_Н2О=25.458+0,004438·Т_z (3.34)

 

для оксида углерода

_СО=22.100+0,001430·Т_z (3.35)

 

для водорода

_N2=19.198+0,001758·Т_z (3.36)

 

для кислорода

=23.300+0,001550·Т_z (3.37)

 

Для определения температуры Т_z требуемые согласно составу отработавших газов (ОГ) выражения из (3.32) – (3.37) подставляются в формулу (3.31) и получается выражение определения теплоемкости газовой смеси ОГ вида = a + b ·Т_z, где «а» и «b» – числовые значения. Затем все перечисленные величины подставляются в уравнение сгорания, которое после алгебраических преобразований сводится к квадратичному уравнению вида

А· +В·Т_z-С=0, (3.38)

 

где А, В и С – числовые значения.

Отсюда находится температура сгорания Т_z, К

 

(3.39)

 

Давление в конце сгорания р_Z, МПа:

для ДсИЗ

 

р_z = р_c ×m × T_z / T_c. (3.40)

 

для дизелей

р_z = р_c ×λ (3.41)

 

Степень повышения давления для ДсИЗ

 

λ= р_z /р_с (3.42)

 

По опытным данным для бензиновых ДсИЗ λ=3,2 – 4,2; для газотопливных ДсИЗ λ=3,0 – 5,0.

Для ДсИЗ действительное давление сгорания р_zд, примерно на 15% меньше расчетного из-за увеличения реального надпоршневого объема в процессе сгорания

 

p_zд≈0,85·р_z. (3.43)

 

Для дизельных двигателей определяются степень предварительного расширения – ρ и степень последующего расширения – δ.

 

ρ =(μ/λ)·(T_z / T_c) (3.44)

 

δ=ε/ρ (3.45)

 

Значения степени предварительного расширения должны укладываться в диапазоне ρ = 1,2 –1,7.

Значения давления и температуры конца сгорания для современных автотракторных двигателей приведены в таблице 3.6.

Таблица 3.6

 

Тип двигателя	Tz, К	рz, МПа	рzд, МПа
ДсИЗ бензиновый	2400 – 3000	3,5 – 7,5	3,0 – 6,5
Дизель	1800 – 2300	5,0 – 12,0	5,0 – 12,0
ДсИЗ газотопливный	2200 – 2500	3,0 – 5,0	2,5 – 4,5

 

Расчет процесса сгорания вызывает у студентов более всего вопросов. Поэтому в приложении 1 приведен пример расчета процесса сгорания.

Процесс расширения

 

Термодинамические параметры процесса расширения (давление Р_b и температура Т_b) определяются по термодинамическим соотношениям политропного процесса.

Для ДсИЗ

Р_b= р_z/ε , (3.46)

Т_В = Т_Z /ε . (3.47)

 

Для дизеля

Р_b= р_z/d , (3.46)

Т_В = Т_Z /d . (3.47)

где п₂– показатель политропы расширения.

Показатель n₂ зависит от интенсивности теплообмена в процессе расширения. Все мероприятия, уменьшающие интенсивность теплообмена, приводят к уменьшению этого показателя.

Значения n₂ следует принимать из таблицы 3.7. Значения Р_b и Т_В так же приведены в таблице 3.7.

Таблица 3.7

 

Тип двигателя	n2	Рb, МПа	ТВ, К
ДсИЗ	1,23 – 1,30	0,35 – 0,50	1200 – 1700
Дизель	1,18 – 1,28	0,20 – 0,40	1000– 1200

 

 

⇐ Предыдущая12345Следующая ⇒

Поделиться:

Воспользуйтесь поиском по сайту: