Турбонаддув с использованием отработавших газов

В подобных конструкциях привод турбонагнетателя осуществляется за счет отработавших газов, энергия которых является невостребованной в двигателях без наддува.

В современных двигателях с турбонаддувом используется турбина, приводимая в действие отработавшими газами. Она обеспечивает преобразование энергии этих газов в механическую работу, что дает возможность турбокомпрессору осуществлять сжатие воздуха перед впуском его в цилиндры двигателя.

Турбокомпрессор, приводимый в действие отработавшими газами, является комбинацией турбины и центробежного компрессора.

Преимущества турбонаддува:

- увеличение удельной мощности двигателя;

- повышение крутящего момента внутри диапазона эффективных частот вращения коленчатого вала;

- значительное снижение расхода топлива по сравнению с двигателями без наддува равной мощности;

- снижение выбросов токсичных продуктов в отработавших газах.

Недостатки турбонаддува:

- установка турбокомпрессора в тракте с «горячими» отработавшими газами требует применения термостойких материалов;

- необходимо дополнительное пространство для размещения турбокомпрессора и промежуточного охладителя;

- недостаточный крутящий момент при малых частотах вращения коленчатого вала;

- высокая чувствительность дроссельного управления к конструкции турбокомпрессора.

Наддув, использующий энергию волн сжатия

Нагнетатель имеет ротор, который сообщается с подаваемым воздухом и отработавшими газами; на этих сторонах располагаются специальные регулировочные кромки и газовые полости (система «Компрекс»).

Преимущества наддува с использованием энергии волн сжатия:

- высокая чувствительность, так как обмен энергией между отработавшими газами и зарядом воздуха на впуске происходит при скорости звука;

- обеспечение высокого значения сжатия воздуха при малых частотах вращения коленчатого вала двигателя.

Недостатки наддува с использованием энергии волн сжатия:

- ограниченность пространства для размещения ротора из—за необходимости использования ременного привода и газоподводящих магистралей;

- необходимость увеличения подачи отработавших газов и продувочного воздуха;

- шумность при работе;

- высокая чувствительность к повышению сопротивления в зоне низкого давления.

ЛЕКЦИЯ 7

2 ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ЦИКЛЫ ПОРШНЕВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ

2.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ

Теория двигателей внутреннего сгорания основана на использования термодинамических зависимостей и приближения их к действительным условиям путем учета реальных факторов. Поэтому глубокое изучение теоретических циклов, основанное на знании термодинамики, является необходимым условием успешного изучения процессов, происходящих в цилиндрах реальных автомобильных и тракторных двигателей.

Замкнутые теоретические (термодинамические) циклы в отличие от действительных процессов, происходящих в цилиндрах двигателей, осуществляются в воображаемой тепловой машине (рис. 2.1) и характери-зуются следующими особенностями (допущениями).

1. Все процессы цикла осуществляются без теплообмена рабочего тела с окружающей средой и являются обратимыми.

2. Преобразование теплоты в механическую работу осуществляется в замкнутом объеме одним и тем же несменяемым рабочим телом.

3. Состав и теплоемкость рабочего тела остаются постоянными на всем протяжении цикла.

4. Подвод теплоты производятся от постороннего (воображаемого) источника при постоянном объеме (по изохоре) или при постоянном давлении (по изобаре), или при смешанном (изохоре и изобаре).

5. Процессы сжатия и расширения протекают по адиабатам с постоянными показателями.

6. В теоретических циклах отсутствуют какие-либо потери теплоты (в том числе на трение, излучение, гидравлические потери и т. п.), кроме от- вода теплоты холодному источнику. Эта потеря является единственной и обязательной для замкнутого теоретического цикла.

Диаграммы pV и ТV теоретических циклов, являющиеся прототипами реальных индикаторных диаграмм современных двигателей, приведены на рис 2.2:

1) цикл с подводом теплоты при постоянном объеме (рис. 2.2, а);

2)цикл с подводом теплоты при постоянном давлении (рис. 2.2, 6);

3) цикл со смешанным подводом теплоты при постоянном объеме и постоянном давлении (рис. 2.2, в).

Основные термодинамические соотношения показателей и параметров замкнутых теоретических циклов приведены в табл. 2.1.

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, (2. 1)

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

Удельной работой цикла - р_t называется отношение количества теп- лоты, превращенной в механическую работу, к рабочему объему и выражается в Дж/м³

p_t=(Q₁ –Q₂)/(V_a-V_c)=L_ц /(V_a-V_c),(2.2)

где V_a — максимальный объем, занимаемый рабочим телом в конце процесса расширения (н.м.т.), м³; V_c — минимальный объем, занимаемый рабочим телом в конце процесса сжатия (в.м.т.), м³; L_ц=(Q₁ –Q₂) — работа цикла,Дж(Н·м).

Удельная работа цикла (Дж/м³=Н·м/м³=Н/м²) численно равна среднему постоянному за цикл давлению (Па =Н/м²).

Рассмотрение и анализ теоретических циклов позволяет решить три основные задачи:

1) оценить влияние термодинамических факторов на изменение термического КПД и среднего давления для данного цикла и на этой основе установить оптимальные значения термодинамических факторов для получения наилучшей экономичности и максимальной удельной работы цикла;

2) провести сравнение‚ различных теоретических циклов с точки зрения их экономичности и работоспособности при одинаковых условиях;

3) получить конкретные числовые значения термического КПД и среднего давления цикла, которые могут являться критериями для оценки степени совершенства реальных двигателей по экономичности и удельной работе (мощности)

2.2 ЗАМКНУТЫЕ ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ЦИКЛЫ

Цикл с подводом теплоты при постоянном объеме. Для цикла с подводом теплоты при постоянном объеме термический КПД и удельная работа (среднее давление цикла) соответственно определяются по формулам

;(2.3)

. (2.4)

Термический КПД, зависят только от степени сжатия и показателя адиабат сжатия и расширения k (рис. 2.3).

Рис. 2.3. Зависимость термического КПД цикла с подводом теплоты при постоянном объеме от степени сжатия при различных показателях адиабаты

Анализ формулы (2.3) рис. 2.3 показывает, что термический КПД постоянно растет при увеличении степени сжатия и показателя адиабаты Однако возрастание η_t заметно уменьшается при высоких степенях сжатия, начиная примерно с ε = 12—13. Изменение показателя, адиабаты зависит от природы рабочего тела. Для расчета η_t приняты три значения k, которые приближенно соответствуют рабочему телу, состоящему: 1) из двухатомных газов (воздух, k = 1,4); 2) из смеси двух- и трехатомных газов (продукты сгорания, k = 1,3); 3) из смеси воздуха и продуктов сгорания (k= 1,35).

Величина среднего давления цикла дополнительно зависят от начального давления р_а и степени повышения давления λ. Для двигателей, работающих без наддува, верхним предельным значением начального давления является атмосферное давление.

Поэтому во всех расчетах теоретических циклов давление р_а принято равным атмосферному, т. е. р_а = 0,1 МПа. Изменение степени повышения давления обусловлено в первую очередь изменением количества подведенной к циклу теплоты Q₁

, (2.5)

где R = 8315 Дж/(кмоль· град) — универсальная газовая постоянная;

Т_а — начальная температура цикла, К.

Рис. 2.4..Зависивмосгь среднего давления цикла от степени повышения давления при различных степенях сжатия и показателях адиабаты: - k =1,4; -- k =1,3

На рис. 2.4 показана зависимость p_t от степени повышения давления λ при различных степенях сжатия ε и двух значениях показателя адиабаты. Из приведенных данных видно, что среднее давление цикла возрастает прямо пропорционально росту количества теплоты, подведенной за цикл, но возрастание р_t с увеличением ε при одинаковом количестве подводимой теплоты протекает менее интенсивно, чем рост термического КПД.

Из проведенного анализа термического КПД и среднего давления замкнутого теоретического цикла с подводом теплоты при постоянном объеме можно сделать следующие выводы:

1. Минимальные потери теплоты в данном цикле получаются в случае использования в качестве рабочего, тела воздуха и составляют не ниже 37% при ε = 12 и не ниже 30,5% при ε =20 (см. рис. 2.3). Потери теплоты при использовании в качестве рабочего тела топливовоздушных смесей повышаются

2. Максимальное значение среднего давления цикла при подведении теплоты Q₁ =84 МДж/кмоль, приблизительно равной теплоте сгорания бензовоздушной смеси, составляет не более 2,0 МПа при ε =12 и не более 2,1 МПа при ε =20 (см. рис. 2.4).

3. По данному циклу целесообразно осуществлять рабочий процесс реального двигателя со степенями сжатия, не превышающими ε =11…12. Дальнейшее повышение степени сжатия дает увеличение удельной работы и КПД цикла, но незначительно — в пределах 1…2% для η_t и 0,7…1,3 для p_t при увеличении степени сжатия на одну единицу.

ЛЕКЦИЯ 8

Цикл с подводом теплоты при постоянном давлении. Термический КПД и среднее давление цикла с подводом теплоты при постоянном давлении определяются по формулам:

; (2.6)

. (2.7)

Термический КПД данного цикла, так же как и цикла с подвом теплоты при постоянном объеме, растет с увеличением степени сжатия ε и показателя адиабаты k. Однако при любых степенях сжатия η_t цикла с подводом теплоты при р =соnst меньше η_t цикла с подводом теплоты при V = соnst, так как множитель (p^k— 1)/ [ k(р —1) ] всегда больше единицы [см. формулы (2.3) и (2.6)].

Термический КПД цикла с подводом теплоты при р = соnst зависит также от степени предварительного расширения р, т. е. от нагрузки.

. (2.8)

С увеличением количества подведенной теплоты, т. е. с увеличением степени предварительного расширения, термический КПД падает. Это объясняется тем, что с увеличением р количество отведенной теплоты холодному источнику и, следовательно, уменьшается количество теплоты, превращаемой в механическую работу. Таким образом, максимальное значение термического КПД достигается при минимальном количестве подведенной теплоты, что в реальных условиях наблюдается при холостом ходе двигателя.

На рис 2.6 представлена зависимость термического КПД цикла с подводом теплоты при р = соnst от степени сжатия ε при различных значениях степени предварительного расширения р и двух значениях показателя адиабаты (k =1,4 — сплошные, k = 1,3 — пунктирные). Две кривые η_t рассчитаны и построены при р =2, р =З и, следовательно, при переменном количестве подводимой теплоты Q₁ для каждой величины степени сжатия, а две кривые построены при одинаковом количестве подведенной теплоты (Q₁ = 80 МДж /кмоль) и, следовательно, переменных значениях степени предварительного расширения. Полученная при этом зависимость р от ε также представлена на рис. 2.6.

Зависимость среднего давления цикла р_t, от степени сжатия ε и показателя адиабаты k аналогична зависимости термического КПД η_t от тех же параметров. Но при увеличения количества подводимой теплоты, т. е. при увеличения степени предварительного расширения р, среднее давление цикла р_t, растет, несмотря на падение термического КПД (рис.2.7).

Из анализа формул и графиков изменения η_t и р_t можно сделать следующие выводы:

1. Значения η_t и р_t: цикла с подводом теплоты при р =const для неболь-ших степеней сжатия значительно ниже соответствующих показателей цикла с подводом теплоты при постоянном объеме. Даже при ε =10 потери теплоты составляют от 46% при р =2 до 57% при р =4,I в воздушном цикле, а при ε k = 1,3 потери теплоты при ε = 10 составляют 66%.

2 При малых степенях сжатия и значительном подводе теплоты цикл р =const вообще не существует, так как р не может превышать ε. Например, при Q₁ = 80 МДж/кмоль (см. рис. 2.6) цикл может существовать только при ε>5.

3.. Уменьшение величины показателя адвабаты k = 1,4 до k= 1,3 влечет за собой значительное уменьшение термического КПД η_t и среднего давления цикла р_t. Так, при ε =20 и Q₁ = 80 МДж/кмоль по расчётным данным потери теплоты возрастают с 41 до 52% (см.на рис. 2.6, кривые η_t3 и η_tt4), а среднее давление цикла уменьшается на20%.

4. Использование цикла в качестве прототипа рабочих процессов в реальных двигателях целесообразно только при значительных степенях сжатия (более 10), при работе с неполной нагрузкой (уменьшение p) и при значительно обедненной смеси (приближение k к значению k воздушного цикла). Следует отметить, что данный цикл не используется в качестве прототипа для организации рабочего цикла в современных автомобильных и тракторных двигателях.

Цикл со смешанным подводом теплоты. В этом цикле подвод теплоты Q₁ осуществляется как при постоянном объеме Q₁ ' так и при постоянном давлении (см. рис. 2.2, в):

, (2.9)

где - теплота, подведенная при постоянном объеме;

- теплота, подведенная при постоянном давлении.

Соотношение между и может изменяться в пределах от = Q₁ и

=0 до =0 и = Q₁. При = Q₁ и =0 вся теплота подводится при постоянном объсме и, следовательно, данный цикл превращается в цикл с подводом теплоты при постоянном объеме. В этом случае степень предвари- тельного расширения р = 1 и формула (2.9) превращается в формулу для цикла с подводом теплоты при постоянном объеме (см. табл.2.1).

При =0 и = Q₁ вся теплота подводится при постоянном давлении, а цикл превращается в цикл с подводом теплоты при постоянном давлении, для которого степень повышения давления λ =1. В этом случае формула (2.9) превращается в формулу для цикла с подводом теплоты при постоянном давлении (см. табл.2.1).

При всех промежуточных значениях и существует жесткая взаимосвязь между λ и р для данного количества подведенной теплоты и заданной степени сжатия ε. На рис. 2.8, а представлена зависимость между степенью повышения давления λ и степенью предварительного расширения р при Q₁ =80МД/кмоль и ε =16, а по кривым на рис. 2.8,б определяется количество теплоты, подведенное при V = соnst и р = соnst в зависимости от выбранных значений λ и р. Например, значениям λ =3,5 и р =1,25 (рис. 2.8, а) сооттствует = 55 МДж/кмоль — теплота, подведеденная при V = соnst и = 25 МДж/кмоль — теплота, подведенная при р = соnst (рис 2.8, б). Если же задано количество теплоты подведевной при V = соnst и р =соnst, например = = 0,5 Q₁ =40 МДж/кмоль, то по кривым изображенным на рис. 2.8, б, определяются значения λ =2,8 и р =1,5

Термический КПД и среднее давлецие цикла со смешанным подводом теплоты:

; (2.10)

. (2.11)

Анализируя формулы (2.10) и (2.11) и аналитические зависимости двух других, уже рассмотренных циклов, можно сделать вывод, что при одинаковых условиях и одинаковом количестве подведенной теплоты значения термического КПД и среднего давления цикла со смешанным подводом теплоты всегда меньше соответствующих значений η_t и p цикла с подводом теплоты при постоянном объеме и всегда больше соответствующих значений η_t и p цикла с подводом теплоты при постоянном давлении.

Расчет термического КПД и среднего давления цикла со смешанным подводом теплоты приведен для трех различных условий подвода теплоты:

1) при всех значениях степени сжатия количество подведенной теплоты при постоянном объеме остается постоянным и равным количеству теплоты, подведенной при постоянном давлении, т. е. = = 0,5 Q₁ =42 МДж/кмоль. В этом случае значения степени повышения давления λ и степени предварительного расширения р, постоянно изменяются в зависимости от изменения степени сжатия ε. Характер же изменения термического КПД и среднего давления цикла примерно соответствует характеру изменения соответствующих параметров цикла с подводом теплоты при V =соnst.

2) при всех значениях степени сжатия‚ сохраняется постоянное значение степени повышения давления λ =2. В. результате с увеличением степени сжатая количество подводимой теплоты при постоянном объеме возрастает, а при постоянном давлении - сокращается. Потому термический КПД и среднее давление цикла с увеличением ε возрастают более интененсивно, чем в первом случае, и на больших степенях сжатия (ε =17…20) их значения приближаются к значениям соответствующих показателей цикла с подводом теплоты при V =соnst;

3) при всех значениях степени сжатия сохраняется постоянное значение степени предварительного расширения р =3,2. В результате с увеличением ε количество подведенной теплоты при V =соnst сокращается, а при р =соnst — возрастает. Рост термического КПД и среднего давления цикла менее интенсивен, чем в первых двух случаях, а их значения приближаются к значениям η_t, и р цикла с подводом теплоты при р =соnst.

Для более полного анализа теоретических циклов необходимо рассмотреть кроме изменения термического КПД и среднего давления циклов изменение значений максимальных температур и давлений, циклов, а также температур в конце расширения.

В реальных условиях максимальные, значения давлений ограничиваются условиями допустимой прочности деталей двигателя, а максимальные значения температур, кроме того, условиями бездетонационной работы двигателя на данном топливе и качеством смазки. Большое значение имеет и темпратура конца расширения, при которой в действительных циклах начинает вытекать рабочее тело из цилиндра. Надежная работа выпускных органов двигателя достигается за счет установления определенных ограничений на температуру конца расширения.

Наибольшие значения максимальных температур и давлений получаются в цикле с подводом теплоты при V =соnst, а наименьшие — в цикле с подводом теплоты при р =соnst. Промежуточные значения Т_z и р_z получаются в цикле со смешанным подводом теплоты. Значительное повышение максимальных температур и давлений с увеличением степени сжатия в цикле с подводом теплоты при V =соnst ограничивает применение данного цикла в реальных условиях при повышенных ε. Вместе с тем данный цикл по сравнению с другими имеет наименьшую температуру в конце расширения. Однако при смешанном подводе теплоты и равном распределении подведенной теплоты при V =соnst и. р =соnst максимальная температура цикла снижается почти иа 600К (или на 11%), а температура конца расширения увеличивается всего на 60…100 К(или на 3,3 … 4,7%).

На основе проведенного анализа можно сделать следующие выводы:

1 Значения основных термодинамических показателей цикла со смешанным подводом. теплоты находятся между значениями соответствуюших показателей циклов с подводом топлоты при V =соnst и. р =соnst.

двигателя. Кроме того, повышение давления в начале сжатия воз можно получать за счет яслользовави скоростного вацора, явер цисявых и воiшовьц явлений во впускной системе двигателя, т. е. за счет тая называемого вяерцвоявого ваддува.

2. Циклы с подводом теплоты при V =соnst и. р =соnst являются частными случаями цикла со смеашанным подводом теплоты. Причем эти циклы являются предсльными и характеризуются соответственно максимальными и минимальными значениями η_t,,р_t,Т_z и р_z при одинаковых

начальных условиях и одинаковом количестве подведенной теплоты.

3. В цикле со смешанным подводом теплоты при увелячении доли теплоты, подводимой при V =соnst (увеличение λ), и при уменьшении доли

теплоты, подводимой при р =соnst (уменьшение р), повышаются значения термического КПД 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 тракторые дизели без наддува.

5. КПД цикла со смешанным подводом теплоты может превышать КПД двигателей с искровым зажиганием (цикл при V =соnst) за счёт возможного использования более высоких значений степени сжатия.

ЛЕКЦИЯ 9

Теоретические циклы двигателей с наддувом. Повышение давления в начале сжатия (см. рис. 2.2, точки а) 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 инерционном наддуве и наддуве компрессором с механическим приводом характер протекания теоретических циклов (см. рис. 2.2) не изменяется. Изменяются только конкретные значения термодинамических параметров, зависящие от изменения давления и температуры в конце впуска (см. формулы в табл. 2.11). Необходимо также учитывать, что в реальном двигателе часть мощности затрачивается на привод компрессора.

При газотурбинном наддуве получается комбинированный двигатель, состоящий из поршневой части, газовой турбины и компрессора. В автомобильных и тракторных двигателях применяют турбокомпрессоры с постоянным давлением газов перед турбиной. Прототипами рабочего процесса комбинированных двигателей являютси теоретвические циклы (рис.2.11).

Цикл с постоянным давлением перед турбиной асzz’bа осуществляется в поршневой части двигателя, а цикл аfgla — в турбокомарессоре. Теплота Q_T отвoдимая при V_const в циклепоршневой части двигателя (линия bа), под-водятся при постоянном давлении в турбокомпрессорном цикле (линия af). 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 lа).

Термический КПД такого совмещенного цикла

, (2.12)

где ε₀=εε_k=V_l|Vc – общая степень сжатия комбинированного двигателя равная произведению степени сжатия поршневой части ε=V_а/V_с и компрессора ε_k=V_l/V_a.

Среднеедавление цикла, отнесенное к рабочему объему поршневой части двигателя,

. (2.13)

Теоретический цикл с продолженным расширением и переменным давлением газов перед турбиной асz^’zbfglа (см. рис.2.11) может быть осуществлен в комбинированном двигателе, состоящем из поршневого двигателя и лопаточной машины (газовой турбины и воздушного компрессора). При этом часты цикла асz’zb соответствующая области высо-ких давлений и относительно малых объемов рабочего тела, осуществляется.в поршневой части, а часть цикла bfglа — в лопаточных машинах. Продол-женное расширение осуществляется в газовой турбине по адиабате (bf), отвод теплоты при р=сonst ва участке gl и предварительное ежатне по адиабате (lа) - в воздушном компрессоре. Теоретический КПД такого цикла определяется по формуле:

(2.14)

В этом цикле, за счет дополнительного использования кинетческой энергии отработавшях газов, значительно возрастает его КПД до 70 — 75%. Несколько возрастает и абсолютное значение работы цикла, но более резко сокращается среднее давление цикла, определяемое по формуле (2.13). Реальное использование данного термического цикла связано с решением ряда конструктивных трудносгей.

2.3. РАЗОМКНУТЫЕ ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ЦИКЛЫ И ИХ АНАЛИЗ

Замкнутые теоретические циклы (см.§2.2) дают наглядное представление о протекании процессов в реальных двигателях и о характере изменения их основных показателей (η_t, и р_t) в зависимости от различных термодинамических факторов. Однако количественные показатели замкнутых теоретических циклов далеки от реальных и прежде всего потому, что не учитывают трех основных процессов, протекающих в любом реальном двигателе.

Во-первых, это процесс газообмена (впуска и выпуска рабочего тела), который в замкнутом цикле полностью, исключен принятым допущением о постоянстве рабочего тела я его тёплоемкости. В реальном двигателе каждый цикл осуществляется с участием вновь поступившей свежей смеси и после каждого цикла производится очистка цилиндра от отработавших газов. Кроме того, в действительном цикле теплоемкость рабочего тела зависит от температуры и от постоянно изменяющегося состава рабочего тела.

Во-вторых, процесс сгорания топлива, который в замкнутом теоретическом цикле заменен процессом сообщения теплоты от постороннего источника. В реальном двигателе процесс сгорания протекает во времени по сложному закону с интенсивным теплообменом.

В-третьих, дополнительные тепловые потери, связаны с наличием непрерывного теплообмена между рабочим телом и окружающей средой через стенки цилиндра, головку блока, днище поршня, а также с утечкой рабочего тела через неплотности между цилиндром и поршнем, с преодолением механических и гидравлических сопротивлений. Кроме того, потеря теплоты в реальном двигателе зависят от температуры (подогрева) остаточных газов и избыточного воздуха (при α > 1) или от химической теплоты сгорания топлива (ири α < 1).

Разомкнутые теоретические циклы по сравнению с замкнутыми (рис. 2.12), используя термодинамические соотношения, дополнительно учитывают:

1) процессы впуска и выпуска, но при полном отсутствии сопротивлений и без изменения температуры и давления рабочего тела, а также без учета затрат энергия на газообмен;

2) изменение качества рабочего тела на протяжении одного цикла, т. е. учитывают изменения состава рабочего тела и зависимость его теплоемкости. от температуры;

3) зависимость показателей адиабат сжатия и расширения от средней теплоемкости, но без учета теплопередачи и, следовательно, без учета тепловых потерь в процессах сжатия и расширения;

4) процесс сгорания топлива, точнее подвод теплоты, который зависят от теплоты сгорания рабочей смеси и учитывает изменение количества рабочего тела при сгорании (учет коэффициента молекулярного изменения).

5) потери теплоты, связанные с изменением температуры (подогревом) остаточных газов и избыточного воздуха (при α > 1) или с химической неполнотой сгорания топлива при недостатке кислорода воздуха (α < 1)

Таким образом, разомкнутые теоретические циклы значительно точнее отражают процессы, происходящие в реальных двигателях, а количественные показатели параметров этих циклов могут служить оценочными для соответствующих параметров действительных процессов.

Глава3

ТОПЛИВО, РАБОЧИЕ ТЕЛА И ИХ СВОЙСТВА

3.1. Общие сведения

Тепловая знергия, необходимая для совершения работы в действительном цикле, получается при сгорании топлива в цилиндрах двигателя. Основными видами топлива для автотракторных двигателей являются бензины и дизельные топлива, получаемые путем: прямой перегонки нефти, каталитического реформинга, крекинг процессов и других технологических процессов.

Физико-химические свойства топлив, применяемых в автотракторных двигателях, должен отвечать определенным требованиям, зависящим от типа двигателя, особенностей его конструкции параметров рабочего процесса и условий эксплуатации. В связи с этим любой вид топлива должен обеспечивать: полное сгорание с отсутствием или с минимально допустимым содержанием в продуктах сгорания токсичных веществ, загрязняющих окружающую среду; приемлемую испаряемость при различных. температурах окружающей среды, отвечающую современным требованиям различных типов двигателей; надежные пусковые качества и устойчивую работу систем смесеобразования и питания на всех режимах работы двигателя в различных климатических условиях; мягкое протекание процесса сгорания с допустимыми нагрузками на детали двигателя и без нагаро- и коксообразовния; высокие мощностные и экономические показатели двигателя на всех режимах его работы.

ЛЕКЦИЯ 10

Дата добавления: 2015-11-26