Термодинамический расчет процесса сгорания

Величина теплоемкости зависит от температуры и давления тела, его физических свойств и характера процесса. Для расчетов рабочих процессов обычно пользуются средними молярными теплоемкостями при постоянном объеме m_сv и при постоянном давлении m_ср, между которыми существует зависимость:

 

m_ср = m_сv + 8,315. (2.22)

 

Теплоемкость заряда определяется в зависимости от температуры конца сжатия Т_с по эмпирической формуле, кДж/(кмоль × К):

 

. (2.23)

 

Теплоемкость продуктов сгорания определяется в зависимости от температуры Т_z и состава рабочей смеси:

при a ³ 1 ;

при a < 1 .

Потери теплоты из-за химической неполноты сгорания богатых смесей, кДж/кг:

 

ΔQ_н = 119950(1 - a) L_o. (2.24)

 

Коэффициент использования теплоты x показывает какая часть теплоты топлива пошла на увеличение внутренней энергии и совершение работы расширения.

При выборе значения x необходимо руководствоваться следующими соображениями:

1. С увеличением частоты вращения коленчатого вала уменьшается время теплообмена со стенками, повышаются температура деталей цилиндропоршневой группы, скорость сгорания и уменьшаются утечки заряда. Однако из-за уменьшения времени, отводимого на сгорание, увеличивается фаза догорания на линии расширения. Поэтому с увеличением частоты вращения x уменьшается.

2. Меньшие значения x характерны для двигателей с поршнями и головками цилиндров из алюминиевых сплавов, так как выше их теплоотдача.

3. С увеличением степени сжатия e коэффициент использования теплоты x, как правило, уменьшается.

4. Меньшие значения x характерны для ДсИЗ с более бедным составом смеси на номинальном режиме.

5. Величина x существенно зависит от типа камеры сгорания и способа смесеобразования.

Значения x на номинальном режиме работы находятся в пределах:

для карбюраторных ДсИЗ 0,85…0,92;

для ДсИЗ с распределенным впрыскиванием

топлива во впускной трубопровод 0,8…0,86;

для дизелей с объемным или

объемно-пристеночным смесеобразованием 0,70…0,85;

для дизелей с пристеночным смесеобразованием 0,65…0,75.

 

Для дизелей при расчете процесса сгорания дополнительно задаются степенью повышения давления l = p_z / p_c, которая для различных двигателей находится в следующих пределах:

для дизелей с объемным или

объемно-пристеночным смесеобразованием 1,7…2,2;

для дизелей с пристеночным смесеобразованием 1,4…1,8.

Температуру в конце процесса сгорания определяют по следующим выражениям.

для карбюраторного двигателя:

 

, (2.25)

 

для дизельных двигателей:

 

. (2.26)

 

После подстановки перечисленных величин в одно из этих выражений получается квадратное уравнение типа: и, решая его относительно T_z можно найти корни, один из которых и есть температура конца сгорания. Решением квадратного уравнения является:

 

, (2.27)

 

где для карбюраторного двигателя:

а = m_д × (15,5 + 13,8 a) × 10^-4, (2.28)

b = m_д × (18,4 + 2,6 a), (2.29)

. (2.30)

 

для дизельного двигателя:

, (2.31)

, (2.32)

. (2.33)

 

Давление газов в конце сгорания p_z, МПа

дизельный двигатель p_z = l × р_с, (2.34)

карбюраторный двигатель . (2.35)

Степень повышения давления двигателя с искровым зажиганием:

 

. (2.36)

 

Объем газов в конце сгорания в карбюраторном двигателе условно принимается равным объему камеры сгорания, т.е. V_z = V_c. В дизелях происходит значительное увеличение объема газа в процессе сгорания, которое характеризуется степенью предварительного расширения r = V_z / V_c. Следовательно, для дизелей

. (2.37)

 

Параметры конца процесса сгорания приведены в таблице 2.5

 

Таблица 2.5- Параметры конца процесса сгорания для различных двигателей

Двигатели	рz, МПа	Тz, К
ДсИЗ	3,5…7,5	2400…2900
Дизели без наддува	6,5…9,5	1800…2300
Дизели с наддувом	7,0…12,0	2000…2500

Расчет процесса расширения

Предполагают, что расширение происходит по политропному процессу со средним показателем политропы n₂. При выборе значения показателя политропы расширения n₂ следует руководствоваться следующими сведениями:

1. Чем сильнее догорание на линии расширения, чем ниже величина коэффициента использования теплоты x, тем меньше величина n₂ и, наоборот.

2. Для двигателей с большей частотой вращения коленчатого вала характерны меньшие значения n₂, так как, несмотря на увеличение скорости сгорания смеси при увеличении частоты вращения, большая доля топлива сгорает на линии расширения.

3. При прочих равных условиях большие значения n₂ характерны для двигателей с поршнями и головками цилиндров из алюминиевых сплавов, которые обеспечивают более интенсивную теплопередачу.

4. Уменьшение относительной поверхности охлаждения (F_пов/V_h) уменьшает теплоотдачу от рабочего тела к стенкам, поэтому для двигателей с большими геометрическими размерами (большим диаметром цилиндра при том же отношении S/D), а также для двигателей с низкими значениями степени сжатия e характерны меньшие значения n₂.

Степень последующего расширения d для дизелей определяется по выражению:

. (2.38)

 

Значения давления р_b (МПа) и температуры Т_b (К) в конце процесса расширения определяются по формулам политропного процесса.

двигатель с искровым зажиганием:

 

, ; (2.39)

 

дизельный двигатель:

 

, . (2.40)

 

Возможные значения параметров конца процесса расширения для номинального режима работы представлены в таблице 2.6.

 

Таблица 2.6- Параметры конца процесса расширения

Двигатели	Параметры
n2	рb, МПа	Тb, К
ДсИЗ	1,23…1,30	0,35…0,60	1200…1700
Дизельные	1,18…1,28	0,20…0,50	1000…1200

 

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов осуществляется по формуле:

. (2.41)

 

Погрешность составляет:

 

, (2.42)

 

где T_rp и T_rnp – соответственно расчетная и принятая температура остаточных газов.

Значение расчетной температуры остаточных газов может отличаться от выбранной ранее не более чем на 5%. Если это отклонение больше, то необходимо изменить заданные значения T_r и p_r и повторить расчет.