Замкнутые теоретические циклы двигателей внутреннего сгорания. Особенности (допущения) замкнутых теоретических циклов. Виды замкнутых теоретических циклов и их диаграммы состояния.

Замкнутые теоретические циклы двигателей внутреннего сгорания. Особенности (допущения) замкнутых теоретических циклов. Виды замкнутых теоретических циклов и их диаграммы состояния.

Процессы, происходящие в двигателях внутреннего сгорания, анализируют при помощи теоретических и действительных циклов.

В теоретическом цикле в отличие от действительного отсутствуют потери теплоты, за исключением неизбежной ее отдачи холодному источнику в соответствии со вторым законом термодинамики.

Замкнутые теоретические (термодинамические) циклы осуществляются в воображаемой тепловой машине при соблюдении следующих допущений:

1. Цикл является замкнутым (обратимым) и протекает с постоянным количеством одного и того же рабочего тела, в качестве которого принимают идеальный газ.

2. Процесс сгорания топлива в цилиндре заменен мгновенным подводом теплоты от постороннего горячего источника, а процесс выпуска отработавших газов заменен мгновенным отводом теплоты в холодный источник.

3. Процессы сжатия и расширения протекают без теплообмена с внешней средой, т.е. принимаются адиабатными.

4. Теплоемкость рабочего тела на протяжении всего цикла считается постоянной, не зависящей от температуры.

Рис. 1.1

 

Для анализа процессов поршневых ДВС используют следующие термодинамические циклы:

1) цикл с подводом теплоты при постоянном объеме (рис. 1.1, а) является прототипом действительного цикла двигателей с искровым зажиганием;

2) цикл с подводом теплоты при постоянном давлении (характерен для работы тихоходных компрессорных дизелей электростанций, судовых установок) (рис. 1.1, б);

3) цикл со смешанным подводом теплоты при постоянном объеме и постоянном давлении (рис. 1.1, в),служит прототипом действительного цикла дизельного двигателя. Циклы с подводом теплоты при V = const и р = const являются частными случаями цикла со смешанным подводом теплоты.

 

В цилиндре идеализированного двигателя имеется рабочее тело с начальными параметрами р_а, Т_а. При перемещении поршня от н.м.т. до в.м.т. происходит адиабатное сжатие рабочего тела по кривой ас. На участке cz' (cz для рис. а)) рабочему телу подводится теплота от горячего источника при постоянном объеме, на участке z'z – при постоянном давлении. Затем происходит адиабатное расширение газа с совершением механической работы (кривая zb) и отвод теплоты (Q₂ холодному источнику при постоянном объеме (линия bа).

Каждый теоретический цикл характеризуется двумя основными показателями: теплоиспользованием, которое определяется термическим коэффициентом полезного действия, и работоспособностью, которая определяется удельной работой цикла.

Термическим КПД называется отношение количества теплоты, превращенной в полезную механическую работу, к общему количеству теплоты, подведенной к рабочему телу:

η_t = (Q₁ - Q₂ )/Q₁ = 1-Q₂ /Q₁

 

где Q₁ — количество теплоты, подведенное к рабочему телу от постороннего источника; Q₂ — количество теплоты, отведенное от рабочего тела холодному источнику.

Удельной работой цикла называется отношение количества теп­лоты, превращенной в механическую работу L_t, к рабочему объему V_h и выражается в Дж/м³:

P_t = L_t / V_h; L_t = Q₁ η_t

 

Удельная работа цикла (Дж/м³=Нм/м³=Н/м²) численно равна среднемупостоянному за цикл давлению (Па=Н/м²).

Рассмотрение и анализ теоретических циклов позволяет сделать следующие выводы:

1. Экономичность цикла (теплоиспользование) повышается с увеличением показателя адиабаты сжатия и расширения k (зависит от свойств рабочего тела) и степени сжатия ε. На работоспособность цикла кроме k и ε оказывает влияние величина начального давления p_а.

2. По циклу с подводом теплоты при постоянном объеме целесообразно осуществлять рабочий процесс реального двигателя со степенями сжатия, не превышающими ε = 11 – 12. Дальнейшее повышение степени сжатия дает увеличение удельной работы и к.п.д. цикла, но незначительно, а также возникает необходимость в применении топлив с высокими антидетонационными свойствами.

3. При одинаковых начальных условиях и одинаковом количестве подведенной теплоты значения термического к.п.д. и среднего давления цикла со смешанным подводом теплоты всегда меньше соответствующих значений цикла с подводом теплоты при постоянном объеме. 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 к.п.д. 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. 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.

 

Теоретические циклы двигателей с наддувом. Повышение давления в начале сжатия (см. точки а на рис. 2.1) с целью увеличения удельной работы (среднего давления) цикла называется наддувом. В автомобильных и тракторных двигателях наддув осуществляют за счет предварительного сжатия воздуха или топливовоздушной смеси в компрессоре. Привод компрессора может быть механическим, непосредственно от вала двигателя, или газовым, от газовой турбины, работающей за счет энергии выпускных газов поршневого двигателя.

Кроме того, повышение давления в начале сжатия возможно получить за счет использования скоростного напора, инерционных и волновых явлений во впускной системе двигателя, т. е. за счет так называемого инерционного наддува.

При газотурбинном наддуве получается комбинированный двигатель, состоящий из поршневой части, газовой турбины и компрессора.

В автомобильных и тракторных двигателях чаще применяют турбокомпрессоры с постоянным давлением газов перед турбиной. Прототипами рабочего процесса комбинированных двигателей являются теоретические циклы (рис. 1.2).

Цикл с постоянным давлением перед турбиной acz'zba осуществляется в поршневой части двигателя, а цикл afgla – в турбокомпрессоре. Теплота Q_T, отводимая при V = const в цикле поршневой части двигателя (линия bа), подводится при постоянном давлении в турбокомпрессорном цикле (линия аf). Далее в газовой турбине осуществляется продолженное расширение по адиабате (кривая fg), отвод теплоты Q₂ при постоянном давлении (линия gl) и адиабатическое сжатие в компрессоре (линия la).

Рис. 1.2

Теоретический цикл с продолженным расширением и переменным давлением газов перед турбинойacz'zbfgla (см. Рис. 1.2).При этом часть цикла acz'zb, осуществляется в поршневой части, а часть цикла bfgla – в лопаточных машинах. Продолженное расширение осуществляется в газовой турбине по адиабате (bfg), отвод теплоты при р =const на участке gl и предварительное сжатие по адиабате la в воздушном компрессоре.

В этом цикле, за счет дополнительного использования кинетической энергии отработавших газов, значительно возрастает его КПД до 70 – 75%. Несколько возрастает и абсолютное значение работы цикла.. Реальное использование данного термического цикла связано с решением ряда конструктивных трудностей.

«Автомобильные двигатели»

Механический наддув

Механический наддув позволяет легко поднять мощность двигателя. Основным элементом в такой системе является нагнетатель, приводимый непосредственно от коленчатого вала двигателя. Механический нагнетатель способен закачивать воздух в цилиндры при минимальных оборотах и без задержки, увеличивая давления наддува строго пропорционально оборотам двигателя, что является важным преимуществом подобной схемы. Однако механический наддув имеет и существенный недостаток – он отбирает на свою работу часть мощности двигателя.

 

В последнее время совершенствование концепций наддува идет по пути создания регулирующих систем для повышения крутящего момента при низких оборотах двигателя, а также снижения инерционности.

Существует несколько способов решения данной проблемы:

применение турбины с изменяемой геометрией;

использование двух параллельных турбонагнетателей;

использование двух последовательных турбонагнетателей;

Комбинированный наддув.

Турбина с изменяемой геометрией обеспечивает оптимизацию потока отработавших газов за счет изменения площади входного канала. Турбины с изменяемой геометрией нашли широкое применение в турбонаддуве дизельных двигателей, к примеру турбонаддув двигателя «TDI» от «Volkswagen».

Система с двумя параллельными турбонагнетателями (система «biturbo») применяется в основном на мощных V-образных двигателях (по одному на каждый ряд цилиндров). Принцип работы системы основан на том, что две маленькие турбины обладают меньшей инерцией, чем одна большая.

При установке на двигатель двух последовательных турбин (система «twin-turbo») максимальная производительность системы достигается за счет использования разных турбонагнетателей на разных оборотах двигателя.

Комбинированный наддув объединяет механический и турбонаддув. На низких оборотах коленчатого вала двигателя сжатие воздуха обеспечивает механический компрессор. С ростом оборотов подхватывает турбонагнетатель, а механический компрессор отключается. Примером такой системы является двойной наддув двигателя «TSI» от «Volkswagen».

После отказа от карбюраторов и переходе на электронный впрыск топлива особенно эффективным стал турбонаддув на бензиновых двигателях. Здесь уже достигнута впечатляющая топливная экономичность.

В целом же, следует признать, что турбонаддув, увеличивая тепловые и механические нагрузки, заставляет вводить в конструкцию ряд упрочненных узлов, усложняющих двигатель как в производстве, так и при техническом обслуживании.

 

 

«Автомобильные двигатели»

Рис.11.1

Характер кривой M_e обусловлен изменением среднего эффективного давления p_e. При полной подаче топлива наибольшее давление p_e, а значит, и наибольшее значение M_e получают при средних частотах вращения коленчатого вала. С понижением и повышением частоты величина p_e уменьшается вследствие ухудшения газообмена, а также больших потерь: тепловых при низких частотах вращения и механических при высоких.

Характер кривой P_e скоростной характеристики обусловливается тем, что эффективная мощность прямо пропорциональна не только давлению p_e, но и частоте вращения n. Мощность P_e возрастает до тех пор, пока увеличение частоты вращения компенсирует падение p_e.

На скоростной характеристике различают следующие частоты вращения коленчатого вала:

n_min – минимальная частота вращения, при которой возможна устойчивая работа двигателя при полной подаче топлива;

n_M – частота вращения, соответствующая максимальному крутящему моменту;

n_P – частота вращения, соответствующая максимальной мощности двигателя;

n_max – максимально возможная частота вращения коленчатого вала, устанавливаемая ограничителем (карбюраторный двигатель) или регулятором частоты вращения (дизель).

На скоростной характеристике дизеля (см. Рис. 11.1) в интервале частот вращения n_P – n_max показаны регуляторные ветви характеристики.

Приспособляемость двигателя к изменению нагрузки оценивается с помощью коэффициента приспособляемости:

k = M_{e max /} M_eP,

или коэффициента запаса крутящего момента:

μ = (M_{e max} – M_eP ) 100% / M_eP

 

В карбюраторных двигателях k = 1,25...1,35, в дизелях – 1,05...1.2. Коэффициент приспособляемости характеризует способность двигателя преодолевать кратковременные перегрузки без переключения передач.

«Автомобильные двигатели»

Тепловой баланс двигателя.

Теплота, выделяемая при горении топлива, не может быть полностью трансформирована в полезную работу, так как даже в соответствии со вторым законом термодинамики часть ее неизбежно отдается холодному источнику. Расходование теплоты сгорания топлива, внесенного в двигатель за определенней период времени, на полезную работу и различные потери характеризуется тепловым балансом.

С помощью теплового баланса можно определить степень совершенства конструкции и регулировок двигателя и наметить пути улучшения экономичности его работы.

Уравнение теплового баланса:

 

Q = Q_е + Q_охл + Q_Г + Q_нс + Q_ост,

 

где Q – теплота сгорания топлива, поступившего в двигатель;

Q_е – теплота, эквивалентная эффективной работе двигателя;

Q_охл – теплота, переданная в охлаждающую среду через стенки цилиндра;

Q_Г – теплота, уносимая с отработавшими газами;

Q_нс – потери теплоты вследствие неполноты сгорания топлива;

Q_ост – остальные, не учтенные ранее тепловые потери.

 

В относительных величинах (%) уравнение теплового баланса можно записать в виде:

100% = q_е + q_охл + q_Г + q_нс + q_ост,

 

где q_е = (Q_е / Q) 100%, q_охл = (Q_охл / Q) 100% и т.д.

 

Теплоту сгорания Q (кДж/ч) определяют по часовому расходу топлива G_Т (кг/ч) с учетом его низшей теплотворной способности H_u (кДж/кг):

Q = G_Т H_u.

 

Количество теплоты Q_е (кДж/ч), эквивалентное эффективной мощности двигателя N_e (кВт):

 

Q_е = 3600 N_e.

 

Зная количество охладителя G_охл (кг/ч), проходящего через систему охлаждения в единицу времени, и температуры его на входе T₁ и выходе из системы T₂, можно определить Q_охл (кДж/ч):

Q_охл = G_охл с_охл (T₂ – T₁ ),

 

где с_охл – теплоемкость охладителя, кДж/(кг К).

 

При известном количестве воздуха (горючей смеси) G_см (кг/ч), поступающего в двигатель в единицу времени, его температуре T_см (К) и температуре отработавших газов T_Г (К) количество теплоты (кДж/ч), уносимой с этими газами, находят по формуле:

 

Q_Г = G_см (c^′′_p T_Г – c_p T_см),

 

где c^′′_p – теплоемкость отработавших газов при постоянном давлении, кДж/(кг град);

c_p – теплоемкость горючей смеси при постоянном давлении, кДж/(кг град).

 

Потери теплоты вследствие химической неполноты сгорания топлива (кДж/ч) определяются только для карбюраторных двигателей при значении коэффициента избытка воздуха α < 1 по уравнению:

Q_нс = 61500 G_Т (1 – α).

 

Остальные теплопотери Q_ост = Q – (Q_е + Q_охл + Q_Г + Q_нс ) включают потери теплоты на преодоление трения, потери излучением нагретых внешних поверхностей двигателя, потери на привод вспомогательных механизмов и др.

Слагаемые теплового баланса изменяются в зависимости от нагрузки, теплового состояния, скоростного режима работы двигателя и ряда других факторов.

При повышении степени сжатия увеличивается доля теплоты, преобразованной в полезную работу.

По мере уменьшения нагрузки двигателя при постоянном скоростном режиме доля теплоты, преобразуемой в полезную работу, уменьшается, а потери увеличиваются и составляют 100% при работе двигателя без нагрузки.

При работе двигателя с полной нагрузкой лучшее теплоиспользование имеет место на средних скоростных режимах, когда суммарные тепловые потери в охлаждающую среду, с отработавшими газами и механические потери минимальны (Рис. 14.1, а)).

Рис. 14.1

Изменение состава смеси существенно влияет на теплоиспользование в двигателе вследствие изменения теплоты сгорания и скорости сгорания смеси (Рис. 14.1, б)). Работа на обогащенных смесях характеризуется уменьшением эффективности использования теплоты из-за неполноты сгорания топлива, хотя тепловые потери в охлаждающую среду и с отработавшими газами при этом несколько снижаются. По мере обеднения смеси потери от неполноты сгорания уменьшаются, но возрастают потери в охлаждающую среду и с отработавшими газами.

В дизелях по сравнению с карбюраторными двигателями большие потери теплоты на преодоление механических сопротивлений вследствие больших сил давления газа и связанных с ними потерь на трение. Однако принципиально неустранимые потери теплоты в дизелях из-за более высокой степени сжатия меньше, чем в карбюраторных двигателях, поэтому эффективный КПД дизелей выше.

 

 

«Автомобильные двигатели»

Замкнутые теоретические циклы двигателей внутреннего сгорания. Особенности (допущения) замкнутых теоретических циклов. Виды замкнутых теоретических циклов и их диаграммы состояния.

Процессы, происходящие в двигателях внутреннего сгорания, анализируют при помощи теоретических и действительных циклов.

В теоретическом цикле в отличие от действительного отсутствуют потери теплоты, за исключением неизбежной ее отдачи холодному источнику в соответствии со вторым законом термодинамики.

Замкнутые теоретические (термодинамические) циклы осуществляются в воображаемой тепловой машине при соблюдении следующих допущений:

1. Цикл является замкнутым (обратимым) и протекает с постоянным количеством одного и того же рабочего тела, в качестве которого принимают идеальный газ.

2. Процесс сгорания топлива в цилиндре заменен мгновенным подводом теплоты от постороннего горячего источника, а процесс выпуска отработавших газов заменен мгновенным отводом теплоты в холодный источник.

3. Процессы сжатия и расширения протекают без теплообмена с внешней средой, т.е. принимаются адиабатными.

4. Теплоемкость рабочего тела на протяжении всего цикла считается постоянной, не зависящей от температуры.

Рис. 1.1

 

Для анализа процессов поршневых ДВС используют следующие термодинамические циклы:

1) цикл с подводом теплоты при постоянном объеме (рис. 1.1, а) является прототипом действительного цикла двигателей с искровым зажиганием;

2) цикл с подводом теплоты при постоянном давлении (характерен для работы тихоходных компрессорных дизелей электростанций, судовых установок) (рис. 1.1, б);

3) цикл со смешанным подводом теплоты при постоянном объеме и постоянном давлении (рис. 1.1, в),служит прототипом действительного цикла дизельного двигателя. Циклы с подводом теплоты при V = const и р = const являются частными случаями цикла со смешанным подводом теплоты.

 

В цилиндре идеализированного двигателя имеется рабочее тело с начальными параметрами р_а, Т_а. При перемещении поршня от н.м.т. до в.м.т. происходит адиабатное сжатие рабочего тела по кривой ас. На участке cz' (cz для рис. а)) рабочему телу подводится теплота от горячего источника при постоянном объеме, на участке z'z – при постоянном давлении. Затем происходит адиабатное расширение газа с совершением механической работы (кривая zb) и отвод теплоты (Q₂ холодному источнику при постоянном объеме (линия bа).

Каждый теоретический цикл характеризуется двумя основными показателями: теплоиспользованием, которое определяется термическим коэффициентом полезного действия, и работоспособностью, которая определяется удельной работой цикла.

Термическим КПД называется отношение количества теплоты, превращенной в полезную механическую работу, к общему количеству теплоты, подведенной к рабочему телу:

η_t = (Q₁ - Q₂ )/Q₁ = 1-Q₂ /Q₁

 

где Q₁ — количество теплоты, подведенное к рабочему телу от постороннего источника; Q₂ — количество теплоты, отведенное от рабочего тела холодному источнику.

Удельной работой цикла называется отношение количества теп­лоты, превращенной в механическую работу L_t, к рабочему объему V_h и выражается в Дж/м³:

P_t = L_t / V_h; L_t = Q₁ η_t

 

Удельная работа цикла (Дж/м³=Нм/м³=Н/м²) численно равна среднемупостоянному за цикл давлению (Па=Н/м²).

Рассмотрение и анализ теоретических циклов позволяет сделать следующие выводы:

1. Экономичность цикла (теплоиспользование) повышается с увеличением показателя адиабаты сжатия и расширения k (зависит от свойств рабочего тела) и степени сжатия ε. На работоспособность цикла кроме k и ε оказывает влияние величина начального давления p_а.

2. По циклу с подводом теплоты при постоянном объеме целесообразно осуществлять рабочий процесс реального двигателя со степенями сжатия, не превышающими ε = 11 – 12. Дальнейшее повышение степени сжатия дает увеличение удельной работы и к.п.д. цикла, но незначительно, а также возникает необходимость в применении топлив с высокими антидетонационными свойствами.

3. При одинаковых начальных условиях и одинаковом количестве подведенной теплоты значения термического к.п.д. и среднего давления цикла со смешанным подводом теплоты всегда меньше соответствующих значений цикла с подводом теплоты при постоянном объеме. 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 к.п.д. 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. 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.

 

Теоретические циклы двигателей с наддувом. Повышение давления в начале сжатия (см. точки а на рис. 2.1) с целью увеличения удельной работы (среднего давления) цикла называется наддувом. В автомобильных и тракторных двигателях наддув осуществляют за счет предварительного сжатия воздуха или топливовоздушной смеси в компрессоре. Привод компрессора может быть механическим, непосредственно от вала двигателя, или газовым, от газовой турбины, работающей за счет энергии выпускных газов поршневого двигателя.

Кроме того, повышение давления в начале сжатия возможно получить за счет использования скоростного напора, инерционных и волновых явлений во впускной системе двигателя, т. е. за счет так называемого инерционного наддува.

При газотурбинном наддуве получается комбинированный двигатель, состоящий из поршневой части, газовой турбины и компрессора.

В автомобильных и тракторных двигателях чаще применяют турбокомпрессоры с постоянным давлением газов перед турбиной. Прототипами рабочего процесса комбинированных двигателей являются теоретические циклы (рис. 1.2).

Цикл с постоянным давлением перед турбиной acz'zba осуществляется в поршневой части двигателя, а цикл afgla – в турбокомпрессоре. Теплота Q_T, отводимая при V = const в цикле поршневой части двигателя (линия bа), подводится при постоянном давлении в турбокомпрессорном цикле (линия аf). Далее в газовой турбине осуществляется продолженное расширение по адиабате (кривая fg), отвод теплоты Q₂ при постоянном давлении (линия gl) и адиабатическое сжатие в компрессоре (линия la).

Рис. 1.2

Теоретический цикл с продолженным расширением и переменным давлением газов перед турбинойacz'zbfgla (см. Рис. 1.2).При этом часть цикла acz'zb, осуществляется в поршневой части, а часть цикла bfgla – в лопаточных машинах. Продолженное расширение осуществляется в газовой турбине по адиабате (bfg), отвод теплоты при р =const на участке gl и предварительное сжатие по адиабате la в воздушном компрессоре.

В этом цикле, за счет дополнительного использования кинетической энергии отработавших газов, значительно возрастает его КПД до 70 – 75%. Несколько возрастает и абсолютное значение работы цикла.. Реальное использование данного термического цикла связано с решением ряда конструктивных трудностей.

«Автомобильные двигатели»