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 То = 288 К, Ро = 0,1 МПа.
При применении турбонаддува температура воздуха после компрессора Тк определяется по уравнению политропы:
Тк = , (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 Рг, Тг, величины подогрева свежего заряда ΔТ, давления заряда в конце впуска Ра.
Давление остаточных газов определяется давлением среды, в которую происходит выпуск отработавших газов. В установках с утилизацией теплоты отработавших газов величина Рг зависит от сопротивления теплоутилизационного оборудования и в первом приближении может быть принята равной (1,15 – 1,25)Ро.
Для двигателей с искровым зажиганием величина Тг 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)Ро. Как правило, ΔР= 0,008 МПа и Ра=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 Та может быть оценена по уравнению
. (7.16)
Величина Та для двигателей с искровым зажиганием при номинальных параметрах работы может лежать в пределах Та=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 Рс и Тс 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, Рс и Тс при работе на номинальных режимах:
n1= 1,28 – 1,38; Рс=0,8 – 2,0 МПа; Тс= 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 Мс, находящегося в рабочем цилиндре в конце процесса сжатия, определяется количеством свежего заряда М1 и остаточных газов Мг:
. (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 Мz 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 μД:
; . (7.23)
Величина μД для двигателей с искровым зажиганием составляет – 1,02…1,12.
Величина температуры в конце процесса сгорания топлива лежит в пределах Тz = 2400÷2900 К, меньшее значение соответствует топливу с меньшей теплотворной способностью.
Давление газов в конце сгорания Pz 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 Рв и температура Тв в конце процесса расширения. Для упрощения принимается средний показатель политропы n2, значение которого возрастает с увеличением коэффициента использования теплоты.
; . (7.27)
Для карбюраторных двигателей Рв ≈ 0,47÷0,5 МПа; Тв ≈ 1500-1700 К.
Оценка эффективности цикла ДВС осуществляется по индикаторным показателям. Среднее индикаторное давление Рi – это условное постоянное давление, при котором за один ход поршня совершается работа, равная индикаторной работе цикла Li. Величина Рi численно равна работе, получаемой с единицы рабочего объема цилиндра Vh:
. (7.28)
Действительное среднее индикаторное давление для четырехтактного двигателя может составлять величину 1,10÷1,15 МПа.
Индикаторный КПД ηi характеризует степень использования теплоты топлива для получения индикаторной работы. Названный КПД представляет отношение количества теплоты, эквивалентного индикаторной работе цикла Li, 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 ηм ≈ 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 Qт – теплота, вносимая в двигатель с топливом, кДж/ч;
Qп- полезно используемая теплота, кДж/ч;
Qохл- теплота, отведенная в систему охлаждения, кДж/ч;
Qг- теплота, выносимая отработавшими газами, кДж/ч;
Qне – теплота, потерянная из-за химической неполноты сгорания (при ), кДж/ч;
Qост - 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:
Qг = , (7.35)
где Срn, Срз – теплоемкость продуктов сгорания и свежего заряда;
Вт – часовой расход топлива, кг/ч;
Тr , Тк – 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
qп + qохл + qг + qне + qост = 100 %. (7.37)
Как показывает практика, средние значения представленных величин для ДВС составляют: qп=27 %; qохл = 18 %; qг = 38 %; qне = 8 %; qост = 9 %.
Дата добавления: 2017-04-05; просмотров: 4113;