Расчет параметров действительного цикла

 

Процессы газообмена

Процессы выпуска из цилиндра продуктов сгорания и наполнения цилиндра свежим зарядом называют процессами газообмена. Продолжи­тельность процессов выпуска и наполнения, их последовательность в цик­ле двигателя определяются продолжительностью и последовательностью открытия клапанов.

В теоретическом цикле эти процессы не рассматриваются, считается, что идут без затраты работы. В действительности процессы ввода в ци­линдр свежего заряда и удаление из него отработавших газов, независимо от способов воспламенения, требуют соответствующей затраты работы.

Работу процессов газообмена в четырехтактном двигателе опреде­ляют для тактов выпуска (L_в) и наполнения (L_нап) и называют работой насосных ходов (L_нх).

 

.                                                   (1)

 

Вследствие нестационарности процесса, а также инерционных, и волновых явлений, характерных для систем впуска и выпуска в быстроходных двигателях, изменение давления в цилиндре в период газообмена имеет сложный характер.

Наличие гидравлических сопротивлений во впускной системе при­водит к уменьшению (по сравнению с атмосферным) давления в момент предполагаемого окончания процесса впуска. Согласно известному из
гидравлики уравнению Бернулли понижение давления при движении за­ряда во впускной системе пропорционально квадрату скорости в наи­меньшем сечении и зависит от коэффициентов сопротивления системы и затухания скорости движения заряда. Потери давления во впускной систе­ме оцениваются по уравнению

                                          (2)

где р_к, ρ_к - соответственно давление и плотность заряда на впуске. Для четырехтактного двигателя без наддува р_к= р₀ (атмосферному давлению). р₁ - давление в цилиндре (обозначение согласно рисунку 1). Коэффициент β характеризует затухание скорости движения заряда в данном сечении впускной системы, a ξ_вп — коэффициент сопротивления впускной системы, отнесенный к наиболее узкому ее сечению, w_вп - средняя за процесс впус­ка скорость движения воздуха через впускной клапан.

По опытным данным в автомобильных двигателях при полном от­крытии клапана w_вп = 50 - 130 м/с, (β² + ξ_вп ) = 2,5 - 4.

В четырехтактных двигателях без наддува р₁ = (0,8 - 0,9) р₀, а с над­дувом р₁ =(0,75 - 0,95) р_к.

В процессе выпуска не удается полностью удалить из цилиндра про­дукты сгорания, занимающие некоторый объем при соответствующих дав­лении р₆ и температуре Т₆. В процессе впуска остаточные га­зы, смешиваясь с поступающим свежим зарядом, уменьшают наполнение цилиндра.

Количество остаточных газов принято определять относительной величиной, называемой коэффициентом остаточных газов.

 

γ_ocm = M₆/M_m,                                                                   (3)

где M₆ – количество остаточных газов, кг (кмоль);

M_m – количество свежего заряда к концу закрытия впускного клапана, кг (кмоль).

В четырехтактных двигателях можно допустить, что к концу такта
выпуска остаточные газы занимают объем камеры сгорания V_c, следовательно, их количество (кмоль):

                                                                         (4)

где R = 8314 Дж/(кмоль×К) – универсальная газовая постоянная.

При полной нагрузке у бензиновых и газовых двигателей без надду­ва γ_ocm = 0,06 - 0,10, у дизелей без наддува γ_ocm = 0,03 - 0,06.

При расчете γ_ocm можно принимать, что давление остаточных газов
р₆ ~ (1,1-1,25)р_о для безнаддувных дизелей и р₆ ~ (0,7-0,85)р_к для двигателей с турбонаддувом. Температура Т₆ = 900 -1000 К для бензиновых двигате­лей, Т₆ = 750 -1000 К для дизельных и газовых двигателей.

Свежий заряд при движении во впускной системе и внутри цилиндра соприкасается с горячими стенками, в результате чего его температура увеличивается на ΔT.

Величина подогрева заряда зависит от скорости его движения во впускной системе, продолжительности впуска, а также от разности темпе­ратур стенок и заряда.

С повышением температуры заряда его плотность снижается, поэто­му специальный подогрев впускной системы у двигателей с искровым за­жиганием целесообразен лишь в пределах, при которых подводимая теп­лота используется для испарения топлива.

Чрезмерный подогрев отрицательно влияет на наполнение цилин­дра свежим зарядом. Приращение температуры свежего заряда

 

ΔТ = ΔТ_по - ΔТ_ис,

где ΔТ_по- повышение температуры заряда вследствие теплообмена;

ΔТ_ис - уменьшение температуры заряда из-за испарения жидкого топлива (для дизелей ΔТ_ис = 0).

При правильно сконструированной системе газообмена у дизелей без наддува ΔТ = 20 - 40 °С, с наддувом - ΔТ = 10 - 20 °С у двигателей с внешним смесеобразованием ΔТ = 0 - 20 ^oС.

Для расчета температуры в конце впуска (точка 1, рисунок 1)
рекомен­дуется формула

                                               (5)

 

где Т_к - температура заряда на впуске (в двигателях без наддува Т_к = Т₀).

При наличии наддува  температура заряда на впуске  может быть расcчитана по формуле

 

Т_к =Т₀(р_к/р₀)^{(nk-1)/ nk}_,

где n_k – показатель политропы сжатия нагнетателя (для центробежного нагнетателя с охлаждаемым корпусом может быть принят  n_k=1,65).

Коэффициент остаточных газов в зависимости от температуры, давления и степени сжатия рассчитывается по формуле

                                                  (6)

 

Совершенство процесса впуска оценивается коэффициентом напол­нения η_v , равным отношению количества свежего заряда, находящегося в цилиндре, к началу действительного сжатия, т.е. в момент закрытия кла­панов, к тому количеству свежего заряда, которое могло бы заполнить ра­бочий объем цилиндра при параметрах впуска р₀ и Т₀.

Коэффициент наполнения в зависимости от температуры, давления и степени сжатия определяется по уравнению

 

                                          (7)

 

При работе на номинальных режимах коэффициент наполнения η_v изменяется в пределах 0,75-0,85 у двигателей с искровым зажиганием и
0,8-0,9 - у дизелей.

Для инжекторных двигателей имеются эмпирические формулы, позволяющие оценить параметры процессов газообмена в зависимости от
заданных скоростных режимов. Они приведены в примере теплового расчета
двигателя с распределенным впрыском топлива. Их следует использовать при выполнении курсовой работы с вариантом инжекторного двигателя.

 

Процесс сжатия

В двигателях с внешним смесеобразованием в процессе сжатия
про­исходит дополнительное перемешивание смеси, что повышает однород­ность ее состава по всему объему. Это ускоряет распространение пламени от места его возникновения, т.е. от искрового промежутка свечи. Пределы значений температуры и давления конца сжатия лимитируются условиями возникновения детонации (взрывной характер воспламенения смеси с рас­пространением фронта пламени со скоростью, превышающей скорость звука, при температуре и давлении, которые достигаются в конце процесса сжатия).

В дизелях процесс смесеобразования происходит непосредственно в камере сгорания при положении поршня вблизи вмт. Поэтому требова­ния к процессу сжатия обусловлены необходимостью получения к момен­ту впрыска топлива достаточно высокой температуры, обеспечивающей воспламенение испарившегося топлива без постороннего источника зажи­гания.

Степень сжатия зависит от условий эксплуатации двигателя и его конструкционных особенностей.

При высоких степенях сжатия вследствие диссоциации молекул уг­лекислого газа образуется окись углерода, а по причине возрастания тем­пературы в продуктах сгорания увеличивается количество окислов азота, т.е. повышается токсичность продуктов сгорания.

Допустимая степень сжатия ε у двигателей с искровым зажиганием определяется октановым числом бензина.

Причина ограничения повышения степени сжатия в дизелях заключа­ется в том, что повышение давления в конце сжатия значительно увеличи­вает нагрузки на кривошипно-шатунный механизм. Это ведет к необходи­мости утяжеления его деталей и двигателя в целом, кроме того, увеличи­ваются
затраты на преодоление трения в двигателе. Особенно это относит­ся к
двигателям с наддувом, в которых степень сжатия выбирают мини­мальной, лишь бы она обеспечивала надежное воспламенение топлива.

Процесс сжатия рабочего тела в действительном цикле является политропным, причем величина показателя политропы переменная.

В начальный момент после закрытия впускного клапана температура рабочего тела, заполняющего цилиндр, ниже температуры его стенок. В этот период температура рабочего тела повышается как в результате сжатия, так и вследствие подвода теплоты от стенок цилиндра, следова­тельно, показатель политропы n₁ > k. С повышением температуры рабоче­го тела в результате сжатия уменьшается относительное количество тепло­ты, получаемое от стенок, поэтому величина показателя политропы уменьшается.

Когда средняя температура сжимаемого рабочего тела и температура внутренних поверхностей цилиндра станут равными, теплообмен прекра­щается, т.е. n₁ = k. При дальнейшем повышении температуры начинается отвод теплоты от рабочего тела к стенкам цилиндра двигателя и величина показателя политропы уменьшается ( n₁ < k.).

При практических расчетах переменный показатель политропы за­меняют некоторым средним показателем n₁ = 1,32 -1,39.

Основными факторами, влияющими на величину показателя полит­ропы сжатия n₁, являются размер цилиндра, частота вращения коленчато­го вала (с увеличением частоты вращения n₁ возрастает), интенсивность охлаждения стенок цилиндра: при воздушном охлаждении температура стенок цилиндра выше и n₁ имеет более высокое значение, чем в случае жидкостного охлаждения, когда теплообмен идет интенсивнее. Оценить величину n₁ можно по формуле:

 

                                                              (8)

где скорость вращения n, об/с.

Аналитически определить параметры в конце процесса сжатия с уче­том переменного показателя политропы затруднительно. Поэтому тем­пературу и давление в конце процесса сжатия подсчитывают по среднему значению показателя политропы.

Принимая, что начало процесса сжатия совпадает с положением поршня в нмт, из термодинамического расчета идеальных циклов имеем

р₂  =  р₁·εⁿ¹,                                                                               (9)

T₂  =  T₁·ε^n1-1.                                                                    (10)

Индексы у р и T по рисунку 1.

Процесс горения

Горение топлива представляет собой химическое соединение составных элементов топлива с кислородом.

Зная элементный состав топлива, можно рассчитать низшую теплоту сгорания топлива по известной формуле Д.И. Менделеева:

Q^Н = 33,913С + 102,995Н – 10,885(О – S) – 2,512d, МДж/кг.,

 

где d – содержание влаги в топливе, доли ед.

Таблица 3 - Свойства жидких топлив

Топливо	Элементный (средний) состав 1 кг топлива			Молекулярная масса μТ, кг/кмоль
	С	H	О
Автомобильный бензин	0,855	0,145	-	110 – 120
Дизельное	0,870	0,126	0,004	180 – 200

 

Рассмотрим реакции горения топлива:

 

С + О₂ = СО₂, 2Н₂ + О₂ =2Н₂О,                                            (11)

 

при неполном сгорании углерода:

 

2С + О₂ = 2СО.                                                                      (12)

 

Для полного сгорания 1 кг топлива (состав С+Н+О = 1) требуется количество кислорода:

в киломолях      

        

                                                                        (13)

 

в килограммах

                  

                                         (14)

 

В окружающем воздухе кислорода по массе содержится примерно
23 %, а по объему -  21 %. Поэтому количество воздуха, которое теоретически необходимо для сгорания топлива массой 1 кг и состава С + Н + О = 1, выражают стехиометрическим соотношением, кмоль,

 

                                                               (15)

или, кг

                                                                  (16)

 

Кажущаяся молярная масса воздуха μ_В = 29 кг/кмоль, следовательно,

 

m₀= μ_ВМ₀ = 29М₀.                                                                (17)

 

Отношение количества воздуха m, действительно поступающего в цилиндр двигателя, к теоретически необходимому количеству m₀ называется коэффициентом избытка воздуха α:

 

,  или .                                                      (18)

 

Если α < 1 (недостаток кислорода), смесь называют обогащенной, при α > 1 (избыток кислорода) смесь называют обедненной.

При полном сгорании 1 кг топлива в двигателях с искровым зажиганием общее количество горючей смеси, кмоль, состоящей из паров топлива и воздуха,

,                                                                            (19)

где μ_Т- молекулярная масса топлива.

В дизелях из-за малого объема, занимаемого жидким топливом,
величиной 1/μ_Т можно пренебречь, поэтому

 

М_Т = α М₀.                                                                             (20)

 

При полном сгорании жидкого топлива (α > 1) продукты сгорания состоят из образовавшихся в результате реакции СО₂, Н₂О, избыточного кислорода и азота. Количество отдельных составляющих продуктов сгора­ния, кмоль, определяется по следующим формулам:

;                                                                               (21)

      ;                                                                           (22)

 

,                                             (23)

 

где 0,21α М₀ - количество поступившего кислорода, кмоль; 0,21 М₀ – количество кислорода, принявшего участие в реакции, кмоль.

 

M_N2 = 0,79 α М₀.

 

Общее количество продуктов сгорания М_ПС, кмоль, отнесенное к 1 кг
топлива:

 

.

 

Подставляя в это выражение значения, , получим:

 

 

Для стехиометрического состава смеси (α = 1):

 

.                                                            (24)

 

Для значения α > 1 количество, кмоль, продуктов сгорания с учетом избыточного азота ΔΜ_N2 = 0,79(α – 1)M₀ и избыточного кислорода ΔΜ_О2 = 0,21(α – 1)M₀ в продуктах сгорания определится:

       (25)

 

Масса продуктов сгорания G_ПС, кг, при сгорании 1 кг жидкого топлива

 

 

Тогда

                                (26)

 

При неполном сгорании жидкого топлива (α < 1) из-за недостатка
кислорода часть углерода топлива сгорает в окись углерода, а часть водорода не реагирует с кислородом.

Эксперименты показывают, что отношение числа молей водорода к окиси углерода примерно постоянно для данного топлива и не зависит от величины α. Обозначим это отношение через К.

 

                                                                       (27)

 

Согласно опытным данным для бензинов, у которых Н/С = 0,17 – 0,19, К= 0,45 – 0,50, а при Н/С = 0,13, К= 0,30.

Вследствие неполноты сгорания топлива выделившееся количество теплоты уменьшается на доли не выделившейся теплоты находящихся в
продуктах сгорания окиси углерода водорода (ΔQ^Н)_CO и (ΔQ^Н)_Н2. Суммарную долю не выделившейся теплоты (ΔQ^Н)_хим = (ΔQ^Н)_CO + (ΔQ^Н)_Н2 можно подсчитать по уравнению, Дж/кг

 

 (ΔQ^Н)_хим = А(1 – α)М₀,                                                          (28)

где А =114· 10⁶ при К = 0,5 – 0,45 и А = 116·10⁶ при К = 0,3.

Опуская промежуточные выкладки, запишем выражение для компо­нентов, входящих в состав продуктов сгорания в случае α < 1. Количество каждого компонента в киломолях определяется по следующим формулам:

                                                               (29)

                                                         (30)

                                                                     (31)

                                                  (32)

                                                                       (33)

        

Общее количество продуктов сгорания в киломолях:     

                  

.

 

В то время как массы, кг, продуктов сгорания и горючей смеси до сгорания одинаковы (G_ПС = G_T), количество молей продуктов сгорания и количество молей горючей смеси до сгорания неравны. Изменение количества молей смеси (ΔМ) при сгорании происходит вследствие изменения числа молекул газообразных продуктов сгорания по сравнению с числом молекул горючей смеси до сгорания, т.е. ΔМ = М_ПС – М_Т.

Изменение количества молей принято выражать относительной ве­личиной - теоретическим коэффициентом молекулярного изменения

 

                                                                    (34)

 

Для бензиновых двигателей с искровым зажиганием

 

                                                        (35)

                                                                  

                          (36)

 

Для дизелей (α > 1)

 

 .                                                           (37)

 

При теоретическом анализе циклов двигателя рассматривались три способа подвода теплоты к рабочему телу: при постоянном объеме, при постоянном давлении и смешанный подвод теплоты. Способ подвода теп­лоты определяет и вид процесса, а, следовательно, и термодинамическую эффективность цикла. В действительном цикле к рабочему телу подводит­ся и используется на изменение внутренней энергии и производство рабо­ты не все количество выделившейся при сгорании теплоты Q_выд.ц, часть теплоты Q_c отводится к стенкам цилиндра:

 

Q_исп = Q _выд.ц - Q_c.                                                                  (38)

 

Теплоту, подведенную к рабочему телу, называют использованной теплотой, а зависимость Q_исп от текущего объема цилиндра V (обознача­ют Q_исп(V)) - характеристикой использования теплоты.

Вид характеристик тепловыделения определяется закономерностями процесса сгорания топлива в цилиндре и законом перемещения поршня.

Характеристики тепловыделения позволяют оценивать и совершенст­вовать процесс сгорания с точки зрения термодинамической эффективно­сти цикла.

В большинстве случаев при термодинамических анализах использу­ют не абсолютные характеристики тепловыделения, а относительные. Их
получают путем деления теплоты использованной на теплоту, выделив­шуюся за цикл. Эту относительную характеристику называют коэффици­ентом использования теплоты

 

ξ(V) = Q_исп(V)/ Q _выд.ц .                                                          (39)

 

Этим коэффициентом учитываются потери, связанные с неполным сгора­нием топлива и поглощением части теплоты на реакцию диссоциации мо­лекул продуктов сгорания, имеющих место при температурах, превы­шающих 2000 К.

Коэффициент использования теплоты ξ(V) принимают на основа­нии опытных данных в соответствии с типом двигателя, его быстроходно­стью, условиями охлаждения и конструктивными особенностями камер сгорания. Этот коэффициент зависит от нагрузочного и скоростного ре­жимов двигателя.

Ниже приведены пределы изменения коэффициента использования теплоты при работе с полной нагрузкой двигателей:

Двигатели с искровым зажиганием:              ξ(V)

бензиновые.......................... 0,80-0,90

газовые............................…. 0,80-0,85

Дизельные двигатели........................……………..0,70 - 0,86

Меньшие значения коэффициента относятся к высокооборотным двигателям и двигателям с высоким давлением наддува, имеющим боль­шую продолжительность сгорания.

Выполнить термодинамический расчет реального рабочего процесса сгорания с учетом всей совокупности потерь крайне сложно. Поэтому при практических расчетах пользуются рядом допущений.

В случае двигателей с искровым зажиганием принимается, что сго­рание происходит мгновенно (при постоянном объеме), т.е. действитель­ная кривая
повышения давления на индикаторной диаграмме в процессе горения заменяется изохорой 2-3 (рисунок 4,а). При этом газы в процессе сгорания внешней работы не совершают, вся выделяющаяся теплота рас­ходуется только на увеличение их внутренней энергии.

Для дизелей, в которых процесс сгорания сначала быстро развивает­ся, а затем замедляется, сложный процесс изменения давления на индика­торной диаграмме в период сгорания заменяется двумя простыми: изохорным 2-3 и изобарным 3-4 процессами (рисунок 4,б), т.е. рассматривается цикл со смешанным подводом теплоты.

Рисунок 4 – Процессы горения:

а – двигатель с искровым зажиганием; б - дизельный двигатель.

 

При этом в процессе 3-4 совершается работа:

 

L_3-4 = р₄V₄ – р₃V₃.                                                                (40)

 

Учитывая коэффициент ξ(V), запишем для процесса сгорания первый за­кон термодинамики:

 

ξ(V)Q^н  = U₄ –U₂ + L_3-4 .                                                                 (41)

 

В случае цикла со смешанным подводом теплоты можно записать это выражение в развернутом виде (обозначение точек согласно рисунок 4):

 

ξ(V)Q^н  = (M_пс + М₆)U”₄ – M_тU₂ – М₆ U”₂ + L_3-4,                         (42)  

где U”₄, U”₂ - внутренняя энергия 1 кмоля продуктов сгорания соответст­венно при температурах в точках 4 (для цикла двигателя с искровым зажиганием в точке 3, U”₃) и 2; U₂ - внутренняя энергия 1 кмоля свежего заряда при температуре точки 2. М_т, M_пс, М₆ - количество, кмоль, соответст­венно свежего заряда, продуктов сгорания и остаточных газов на 1 кг вве­денного в двигатель топлива.

Работу газов в период сгорания на участке 3-4 можно записать:

 

L_3-4 = р₄V₄ – λр₂V₂,                                                          (43)

 

так как р₃ = λр₂, а V₃ = V₂.

Записывая уравнение состояния рV = М×8314×Т для соответствую­щей точки, выражаем произведенную работу, Дж, через количество молей рабо­чего тела и температуру до и после сгорания:

 

L_3-4 = 8314[(M_пс + М₆)Т₄ – λ(М_т + М₆)Т₂].                             (44)

 

После подстановки этого выражения в уравнение (42) и некоторых преобразований получим

 

ξ(V)Q^н  +M_т U₂ +М₆ U”₂ + 8314 (М_т + М₆) λ Т₂ =

(M_пс + М₆)U”₄ + 8314(M_пс + М₆)Т₄ .                                              (45)

 

Учитывая, что М₆/М_т = γ_ост ,

 

                              (46)

где μ_q действительный коэффициент молекулярного изменения, формулу (45) можно представить в виде:

        (47)

 

Для циклов двигателей с искровым зажиганием принимается, что
сгорание происходит при V = const, следовательно, работа в процессе сгорания не совершается.

Тогда уравнение (47) примет более простой вид:

 

                                   (48)

 

Если двигатель работает на обогащенной смеси (α < 1), часть теплоты сгорания топлива не используется вследствие неполного сгорания топлива из-за недостатка кислорода, тогда в последнее уравнение (48) вместо Q^н необходимо подставлять Q^н - ΔQ^н_хим и уравнение (48) бу­дет иметь вид:

 

                           (49)

где ΔQ^н_хим - теплота, не выделившаяся вследствие неполного сгорания топлива, определяется по уравнению (28), которое пригодно для бен­зиновых двигателей с искровым зажиганием:

По уравнениям (47) - (49), называемым уравнениями сгорания, опре­деляют максимальную температуру цикла Т₄  для дизельных циклов и Т₃ для циклов с искровым зажиганием.

Для подсчета значений теплоемкости и внутренних энергий воздуха и продуктов сгорания, необходимых при определении максимальной тем­пературы в цикле, следует воспользоваться данными приложения. Темпе­ратуру сгорания Т₄ (Т₃) вычисляют методом подбора или используют аппроксимационные уравнения типа:

 

U = a + bt,                                                                      (50)

 

с помощью которых рассчитывается внутренняя энергия продуктов сго­рания и воздуха.

Для цикла двигателя с искровым зажиганием степень повышения давления при сгорании λ = μ_q·(T₃/T₂). Соответственно расчетное максимальное давление в цикле определяется по формуле:

                                                        (51)

Для дизельного цикла с учетом степени предварительного расширения ρ в процессе сгорания ,  поэтому давление в конце процесса сгорания определяется по формуле:

 

                                                (52)

 

Степень повышения давления λ в дизельных двигателях зависит от типа камеры сгорания.

Рассчитанные максимальные значения температуры и давления ра­бочего цикла в двигателях с искровым зажиганием несколько завышены вследствие допущения мгновенности процесса горения (V = const). В дей­ствительности процесс горения имеет некоторую длительность и всегда захватывает какую-то часть процесса расширения, о чем свидетельствует скругление верхней части индикаторной диаграммы (см. рисунок 3). Поэтому действительное максимальное давление в цикле определяется

 

р_3’ = φ₃·р₃ ,                                                                            (53)

где φ₃ - коэффициент, учитывающий увеличение объема сгорания к мо­менту достижения максимума давления. Обычно φ₃ принимают равным 0,85-0.9.

 

Таблица 4 – Ориентировочные значения параметров в конце процесса
сгорания

Тип двигателя	p3’ (p4’), МПа	T3 (Т4), К	λ	ξ(V)
Дизели:  с неразделенной каме­рой сгорания с разделенными ка­мерами сгорания С искровым зажига­нием	7,5-15*   6,0 - 7,5 3,0-5,5	1800 - 2200   1700 – 2000 2500 - 2850	1,4* -2,1   1,2 - 1,8 3,6-4,0	0,7-0,82   0,6 - 0,75 0,8-0,9

       * Для двигателей с наддувом

Процесс расширения

В начале процесса расширения выделение теплоты при сгорании
то­плива происходит с достаточно высокой скоростью, особенно в дизелях; скорость выделения теплоты намного превышает скорость теплоотдачи, поэтому показатель политропы n₂ меньше показателя адиабаты (n₂ < k). Затем по мере уменьшения скорости тепловыделения скорость подвода теплоты к рабочему телу уменьшается и неза­долго до конца горения становится равной нулю (n₂ = k). В дальнейшем большая часть процесса расширения происходит с отдачей теплоты от га­зов в стенки цилиндра (n₂ > k).

Среднее значение показателя адиабаты продуктов сгорания при α = 1 и температурах от 1000 до 2000 °С k_ср = 1,26.

При повышении α (α > 1) показатель адиабаты для продуктов сго­рания несколько увеличивается, так как с обеднением смеси теплоемкость при постоянном объеме уменьшается в связи с увеличением в продуктах сгорания доли двухатомных газов - азота и кислорода.

Так как показатель политропы на различных участках кривой рас­ширения неодинаковый, то для расчета параметров конца процесса рас­ширения пользуются значениями средних показателей n₂ .

Для политропного процесса в дизельном цикле при среднем показа­теле n₂ давление и температура конца расширения (в точке 5, см. рис. 2) определяются по формулам

 

                                                  (54)

                                                                         (55)

 

В случае двигателя с искровым зажиганием (ρ = 1, т.е. р₃ = р₄, T₃=T₄)

                                                                       (56)

                                                                       (57)

 

Показатель политропы n₂ зависит от ряда факторов: скорости сгора­ния топлива, частоты вращения коленчатого вала, нагрузки и др.

 

Таблица 5 – Ориентировочные значения параметров процесса расширения для четырехтактных двигателей при номинальной нагрузке

 

Тип двигателя	n2	(р4) р5, МПа	(Т4) Т5, К
С искровым зажиганием	1,23 – 1,30	0,35 – 0,50	1200 - 1500
Дизели	1,18 – 1,28	0,20 – 0,40	1000 - 1200

 

 

---

Дата добавления: 2018-02-28; просмотров: 570; Мы поможем в написании вашей работы!

Поделиться с друзьями:

---

---

Мы поможем в написании ваших работ!