Циклы двигателей внутреннего сгорания

⇐ ПредыдущаяСтр 4 из 6Следующая ⇒

Двигателями внутреннего сгорания (ДВС) называются тепловые двигатели, рабочим телом которых служат газообразные продукты сгорания топлива, сжигаемого непосредственно внутри самого двигателя. Чаще всего это название относится к поршневым ДВС.

В настоящее время существует множество различных типов, видов и конструкций ДВС, отличающихся друг от друга по всевозможным признакам (скорость сгорания топлива, способ смесеобразования, тип продувки, быстроходность, архитектурная схема расположения цилиндров и т.д.). Все поршневые двигатели можно разбить на две основные группы: низкого и высокого сжатия.

К двигателям низкого сжатия относятся карбюраторные и газовые. Отличительной особенностью этой группы является то, что сжатию в цилиндре подвергается смесь паров топлива с воздухом (горючая смесь). Если считать процесс 1 – 2 адиабатным, то температура в конце сжатия Т₂ определяется выражением:

, (3.16)

где v₁ / v₂ = e – степень сжатия рабочего тела в цилиндре.

Так как эта температура не должна достигать в таких двигателях температуры самовоспламенения горючей смеси, то степень сжатия в них относительно невелика: e = 5 – 8.

Другой характерной чертой таких ДВС является то, что зажигание рабочей смеси в них осуществляется от постороннего источника (чаще всего от искры электрического разряда). Нагретая в конце процесса сжатия горючая смесь, воспламенившись от искры, сгорает сравнительно быстро, при этом объем камеры сгорания между поршнем и головкой цилиндра почти не изменяется. Можно считать, что подвод тепла к рабочему телу осуществляется при
v = const.

Диаграмма изменения давления в цилиндре двигателя за цикл снимается с помощью специального прибора – индикатора и называется индикаторной диаграммой. Линия 0 – 1 индикаторной диаграммы карбюраторного четырехтактного двигателя (рис. 3.8) отражает такт всасывания, происходящий при давлении несколько меньшем, чем атмосферное.

Далее идет процесс сжатия рабочей смеси 1 – 2 по линии, приближающейся к адиабате, затем сгорание топлива 2 – 3, протекающее вблизи v = const. Под давлением продуктов сгорания поршень совершает рабочий ход, отражаемый на диаграмме процессом расширения 3 – 4. Такт выхлопа 4 – 0 замыкает рабочий процесс. Впервые двигатель со сжатием горючей смеси и воспламенением топлива от искрового разряда с последующим быстрым сгоранием был построен немецким изобретателем Отто в 1876 г.

Для термодинамического анализа удобнее рассматривать идеализированный цикл Отто, сохраняющий принципиальные черты действительного цикла. Переходя от реального цикла к термодинамическому, делают следующие допущения:

1) исключаются насосные ходы поршня (процессы всасывания воздуха и вытеснения газов);

2) цикл считается замкнутым, в нем участвует постоянное рабочее тело в количестве 1 кг;

3) состав рабочего тела не изменяется за время цикла, причем рабочее тело обладает свойствами идеального газа;

4) процессы сжатия рабочего тела 1 – 2 и расширения 3 – 4 осуществляются адиабатно;

5) процессы подвода и отвода тепла осуществляются по изохорам
2 – 3 и 4 – 1.

Ошибка! Ошибка связи. Ошибка! Ошибка связи.

Рис. 3.9 Рис. 3.10

Таким образом, термодинамический цикл Отто состоит из двух изохор и двух адиабат (рис. 3.9). Площадь, ограниченная контурами цикла, представляет собой величину полезной работы цикла. В диаграмме T, s этот цикл имеет вид, показанный на рис. 3.10.

Термический КПД цикла с подводом тепла при v = const определяется из общего для всех циклов выражения , если в него подставить значения отведенного в процессе 4 – 1 тепла q₂ = c_v(T₄ – T₁) и подведенного в изохорном процессе 2 – 3 тепла q₁ = c_v(T₃ – T₂):

. (3.17)

Считая с_v = const, преобразуем выражение (3.17) к виду:

. (3.18)

Из адиабаты 1 – 2 имеем:

, (3.19)

а из адиабаты 3 – 4:

. (3.20)

Правые части выражений (3.19) и (3.20) равны, поэтому T₁ / T₂ = T₄ / T₃,

. (3.21)

Подставляя соотношение (3.21) в формулу (3.18), получаем

, (3.22)

или, с учетом выражения (3.18) (зная, что v₁ / v₂ = ε):

. (3.23)

Из формулы (3.23) видно, что термический КПД цикла ДВС с подводом тепла при постоянном объеме зависит только от степени сжатия ε, с увеличением которой h_t возрастает.

Существенного повышения ε добиваются в двигателях высокого сжатия, в которых сжимается не горючая смесь, а чистый воздух. Температура конца процесса сжатия должна превышать температуру воспламенения топлива, впрыскиваемого в камеру сгорания, так как двигатель работает без постороннего источника зажигания, за счет самовоспламенения паров топлива. Степень сжатия ε при этом у современных двигателей достигает 12 – 20.

По имени немецкого инженера Р. Дизеля, построившего в 1897 г. двигатель, работающий по этому принципу, двигатели внутреннего сгорания высокого сжатия иногда называются дизелями.

В первых дизелях с целью улучшения распыливания топлива использовался сжатый воздух. Привод компрессора осуществлялся от вала двигателя, расходуя значительную часть его мощности. Применение форсунок с воздушным распыливанием позволяет так отрегулировать процесс горения при одновременном увеличении камеры сгорания, что он протекает практически при постоянном давлении: р = const. В остальном цикл Дизеля (рис. 3.11) аналогичен рассмотренному ранее циклу Отто.

Термический КПД цикла с изобарным подводом тепла

. (3.24)

В изобарном процессе подвода тепла 2 – 3 происходит некоторое увеличение объема до начала адиабатного процесса расширения 3 – 4, поэтому для характеристики цикла Дизеля вводится показатель – степень предварительного расширения

. (3.25)

Отношение температур T₄ / T₁ также можно выразить через ρ, воспользовавшись уравнениями 4 – 3 и 1 – 2:

; .

Так как v₄ = v₁, то

. (3.26)

После подстановки связей (3.19), (3.25) и (3.26) в уравнение (3.24) окончательно получаем:

. (3.27)

Термический КПД с ростом ε, как и в цикле Отто, увеличивается, а с ростом ρ, что соответствует увеличению нагрузки на двигатель, падает.

К 1904 г. относят изобретение двигателя Тринклера, который запатентовал форсунку, способную распыливать топливо без помощи сжатого воздуха. Плунжерным насосом создается высокое давление топлива (до 150 – 200 МПа), за счет чего осуществляется механическое его распыливание при впрыске в камеру сгорания. Горение топлива при этом происходит в две стадии.

Вследствие периода задержки воспламенения топлива происходит его накопление и испарение. Образовавшаяся горючая смесь после самовоспламенения сгорает почти мгновенно. Эта стадия горения соответствует изохорному участку 2 – z подвода тепла q₁_v в термодинамическом цикле двигателя Тринклера (рис. 3.12). Сгорание остальной части топлива происходит постепенно по мере поступления его из форсунки. На диаграмме p, v это отражается изобарным участком подвода тепла q₁_p в процессе z – 3.

Такой характер горения топлива свойственен большинству современных бескомпрессорных дизелей.

Термический КПД цикла со смешанным подводом тепла

(3.28)

Выразим отношение температур в уравнении (3.28) через характеристики ДВС e, λ, ρ.

Для изохоры 4 – 1, используя уравнения адиабат 4 – 3 и 1 – 2: ; , имеем:

, (3.29)

где λ = р₃ / р₂ – степень повышения давления в процессе изоxoрного подвода тепла. Для изохоры 2 – z

. (3.30)

Поскольку T₃ / T_z = v₃ / v_z = ρ, то

. (3.31)

Подставив в уравнение (3.28) вместо отношений температур их значения, получаем

. (3.32)

Формула термического КПД смешанного цикла имеет в известной мере обобщающее значение, так как из нее могут быть получены выражения η_t циклов Отто и Дизеля. Действительно, в цикле Отто отсутствует изобарный участок подвода тепла, а все тепло подводится при v = const. Это условие выдерживается, если в смешанном цикле положить r = 1. Тогда формула (3.32) трансформируется в (3.23). В цикле Дизеля нет изохорного участка, т. е. λ = 1. Подставляя это условие в уравнение (3.32), получим формулу (3.27) термического КПД цикла с подводом тепла при р = const.

Для решения вопроса о целесообразности использования того или иного цикла ДВС проведем их термодинамическое сравнение в Т, s-диаграмме (рис. 3.13). Будем считать, что отведенное тепло q₂ во всех случаях одинаково. Степень сжатия e в смешанном Цикле и в цикле Дизеля существенно выше, чем в цикле с изохорным подводом тепла. Поэтому точка 2_v расположится на адиабате сжатия много ниже, чем точка 2_p и 2_см (которые можно совместить, так как e в циклах Дизеля и Тринклера примерно одинаковы). Точки конца процесса подвода тепла 3_v, 3_р, 3_см получаются из построения процессов
v = const, p = const и смешанного.

При равных значениях q₂ величина термического КПД η_t = 1 – q₂ / q₁ будет определяться значением q₁. Как видно из диаграммы (см. рис. 3.13),
q_1см > q₁_p > q₁_v, поэтому η_{t см} > η_t_p > η_t _v.

Сравнение циклов показывает, что термический КПД бескомпрессорных дизелей имеет наибольшее значение, поэтому они широко применяются в качестве стационарных и судовых установок, а также в тяжелых транспортных средствах – тепловозах, самосвалах. Двигатели же низкого сжатия, в частности бензиновые карбюраторные ДВС, работают с наименьшим КПД. Тем не менее они имеют большое распространение (в силу малого веса) в автомобильном транспорте и в других случаях, когда бывает необходимость в легком
двигателе.

Что касается компрессорных дизелей, работающих по циклу с подводом тепла при р = const, то в настоящее время они не применяются, так как имеют низкий эффективный КПД из-за больших потерь мощности на привод компрессора для сжатия воздуха.

Дата добавления: 2020-04-25; просмотров: 128; Мы поможем в написании вашей работы!

Поделиться с друзьями:

⇐ Предыдущая 1 2 345 6 Следующая ⇒

Мы поможем в написании ваших работ!