Тема 12. Двигатели внутреннего сгорания.

Принцип работы, классификация и область применения двигателей внутреннего сгорания, двигателей Стирлинга; схемы двигателей, основные показатели работы двигателей.

Основные типы двигателей Принцип действия и применение двигателей

В двигателях внутреннего сгорания (ДВС) топливо и необходимый для его сгорания воздух вводятся в объем ци­линдра двигателя, ограниченный дни­щем крышки 5, стенками 2 цилиндра и днищем поршня 6 (рис. 1). Образую­щиеся при сгорании топлива высокотем­пературные газы оказывают давление на поршень 6 и перемещают ею. Посту­пательное движение поршня через шатун 7 передается установленному в картере коленчатому валу 8 и, таким образом, преобразуется во вращательное движение. В связи с возвратно-поступатель­ным движением поршня 6 сгорание топ­лива в поршневых двигателях происхо­дит периодически (циклично) определен­ными порциями, причем сгоранию каж­дой порции предшествует ряд подгото­вительных процессов. Свежий заряд поступает в цилиндр через впускной клапан 3, а продукты сгорания удаля­ются через выпускной клапан 4.

Комбинированный ДВС (рис. 2) включает поршневую часть /, несколько компрессоров 3 и газовых турбин 2, а также устройства 4 для подвода и отво­да теплоты, объединенные между собой общим рабочим телом. В качестве порш­невой части комбинированного двигате­ля используется поршневой ДВС.

Энергия комбинированного двигателя передается потребителю через вал порш­невой части или газовой турбины, а также обоими валами одновременно. Количество компрессоров и расширительных тельных машин, их типы и конструк­ции, связь с поршневой частью и между собой определяются назначением ком­бинированного двигателя, его схемой и условиями эксплуатации. Наиболее компактны и экономичны комбиниро­ванные двигатели, в которых продолже­ние расширения выпускных газов порш­невой части осуществляется в газовой турбине (см. рис.2), а предваритель­ное сжатие свежего заряда произво­дится в центробежном компрессоре, при­чем мощность потребителю обычно пе­редается через коленчатый вал поршне­вой части.

Поршневой ДВС и газовая турбина в составе комбинированного двигателя удачно дополняют друг друга: в первом наиболее эффективно в механическую работу преобразуется теплота малых объемов газов при высоком давлении, а в газовой турбине наилучшим обра­зом используется теплота больших объ­емов газа при низком давлении.

Существует много схем комбиниро­ванных двигателей. Так, в схеме, пока­занной на рис. 2, выпускные газы из поршневого двигателя с высокой темпе­ратурой и давлением расширяются в газовой турбине 2, приводящей в дей­ствие компрессор 3. Компрессор 3 за­сасывает воздух из атмосферы и под определенным давлением подает его через охладитель 4 в цилиндры поршне­вой части 1. В охладителе понижается температура воздуха, вследствие чего возрастает его плотность, а главное, понижаются максимальная и средняя температура газов в цилиндре, что спо­собствует повышению надежности ра­боты двигателя. Увеличение наполнения цилиндров двигателя воздухом путем повышения давления на впуске назы­вают наддувом. При наддуве увеличи­вается свежий заряд, заполняющий ци­линдр при впуске, по сравнению с за­рядом воздуха в том же двигателе без наддува.

Двигатели внутреннего сгорания полу­чили широкое распространение во всех странах мира. Широкое применение поршневых и комбинированных ДВС в промышленности, на транспорте, в сельском хозяйстве и стационарной энер­гетике обусловлено рядом их положи­тельных качеств. Это прежде всего вы­сокая экономичность и возможность соединения пракчически с любым потре­бителем энергии. Последнее объясняется тем, что ДВС отличаются хорошей приспособляемостью к потребителю. Достаточно большой срок службы, на­дежность в эксплуатации, сравнительно невысокая начальная стоимость, ком­пактность и малая масса двигателей внутреннего сгорания позволили широ­ко использовать их в силовых установ­ках, имеющих ограниченные размеры.

Установка с ДВС обладает большой автономностью, быстро включается в работу в обычных условиях, сравни­тельно легко принимает нагрузку и обладает значительным тормозным мо­ментом, что очень важно при исполь­зовании ее и транспортных условиях. Можно отметить также хорошую ее ра­боту на неустановившихся режимах, способность использовать многие виды топлива и др. Наряду с преимуществами ДВС сле­дует отметить их недостатки. Это огра­ниченная, по сравнению, например, с па­ровыми и газовыми турбинами, агрегат­ная мощность, относительно высокий уровень шума, большая частота враще­ния коленчатого вала при пуске, невоз­можность непосредственного соединения двигателя с ведущими колесами потре­бителя, а также токсичность выпускных газов, возвратно-поступателыюе движе­ние поршня, ограничивающее частоту вращения и являющееся причиной по­явления неуравновешенных сил инерции и моментов от них.

Поршневые и комбинированные ДВС выпускаются мощностью от десятых долей киловатта до нескольких десятков тысяч киловатт. Наиболее широко дви­гатели внутреннего сгорания использу­ются в транспортных установках и сельскохозяйственных машинах. Мощ­ность некоторых тракторных двигателей

превосходи! 350 кВт. На рис. 3 при­веден тракторный комбшщрованный че­тырехтактный двигатель 6ЧН13/11,5. Комбинированный шестицилиндровый двигатель состоит из поршневого дви­гателя — дизеля и турбокомпрессора 11. Модификации этого двигателя устанав­ливают» на колесных тракторах, а так­же на зерноуборочных комбайнах. Од­ной из особенностей конструкции двига­теля является короткий ход поршня (отношение хода поршня к диаметру

цилиндра меньше единицы, что в насто­ящее время в комбинированных двига­телях встречается редко). V-образное расположение цилиндров пол углом 90 и удачное размещение турбокомпрессо­ра обеспечивают небольшие размеры двигателя.

Следует отметить, что на тракторном комбинированном двигателе применена импульсная система наддува. На ее эффективность существенно влияют диа­метр и длина импульсных трубопрово­дов. При импульсной системе наддува уменьшаются потери энергии при тече­нии газа из поршневой части в турби­ну, в результате повышается распола­гаемая энергия газов перед последней. С той же целью выпускные газы от трех цилиндров каждого ряда подводят­ся к двум разделенным подводящим патрубкам турбины.

Двигатели чипа ЧН26/26 Коломенско­го тепловозостроительного завода мо­гут иметь восемь, двенадцать, шестна­дцать и двадцать цилиндров. Их мощ­ность изменяется от 600 до 4480 кВт. У тепловозных двигателей ЧН26/26 вы­пускной трубопровод выполняют доста­точно большого поперечного сечения, чтобы амплит уда воли давления на входе в турбину была по возможности минимальной. Выпускные патрубки от каждого ряда цилиндров подсоединены к одному выпускному трубопроводу. На шестнадцатицилиндровом двигателе их два, по одному на каждый ряд цилиндров. Такая конструкция выпуск­ной системы обеспечивает почтя посто­янное давление перед турбиной.

Таким образом, система наддува дви­гателей внутреннего сгорания может быть с переменным и постоянным дав­лением перед турбиной.

От рассмотренных выше конструкций двигателей значительно отличается кон­струкция двухтактного судового двига­теля 16ДН 23/2 х 30 с противоположно движущимися поршнями (рис. 4), ко­торый служит для иепосредственного привода гребного винта. Шестнадцать цилиндров расположены двумя параллельными дельными рядами в едином остове. Передача мощности осуществляется че­тырьмя коленчатыми валами через тор-сионы и главную передачу на фланец отбора мощности.

ДВС являются основным источником энергии для большей части судов с энер­гетической установкой мошностью до 20000 кВт. Созданы двигатели мощ­ностью свыше 37000 кВт . Для сравнения отметим, что мощность авто­мобильных ДВС в настоящее время пре­вышает 1500 кВт, а единичная мощ­ность 1ешювозных двигателей превос­ходит 4400 кВт.

Двигатели внутреннего сгорания уста­навливаются также на строительно-дорожных машинах (бульдозерах, скреперах, экскаваторах, бетоновозах и др.).

Появление ДВС способствовало быст­рому развитию авиации. Были созданы авиационные ДВС мощностью свыше 3700 кВт. В настоящее время поршневые и комбинированные ДВС применяются лишь на небольших самолетах (учебных, спортивных и др.). В стационарной теплоэнергетике ДВС

используются на небольших элект­ростанциях (мощностью в несколько киловатт), а также достаточно мощных аварийных и передвижных энергоуста­новках. В мировой практике известны случаи строительства электростанций мощностью до 100 тыс. кВт, оборудо­ванных дизелями. ДВС получили боль­шое распространение также в качестве привода компрессоров и насосов для подачи газа, нефти, различных жидких продуктов по трубопроводам, при про­изводстве разведочных работ для при­вода бурильных установок на нефтяных и газовых промыслах, машин и меха­низмов на лесоразработках.

Рис. 1.

Схема конструкции двигателя внутреннего

сгорания:

1 — картер: 2 — стенки цилиндра: 3 — впускной клапан; 4 — выпускной клапан; 5 — крышка (головка) цилиндра; 6 — поршень; 7 — шатун; 8 — коленчатый вал

Рис. 2.

Схема комбинированного двигателя

внутреннего сгорания:

/ — поршневая часть; 2 — газовая турбина; 3 — компрессор; 4 — охладитель воздуха

Рис. 3.

Тракторный комбинированный двигатель 6ЧН 13/11,5 (диаметр цилиндра D = = 130 мм, ход поршня 5=115 мм, степень сжатия £ = 16,5, мощность N_c= 118 кВт, частота вращения п = 2000 об/мин): 1 — поддон: 2 — масляный насос; 3 — коленчатый вал; 4 - шатун; 5 — блок; б — втулка цилиндра; 7 — поршень; 8 — головка блока; 9 - клапан; 10 — крышка головки; // — турбокомпрессор; 12 — воздушный фильтр; 13 — форсунка; 14 — распределительный вал

Рис. 4.

Судовой комбинированный двухтактный двигатель с противоположно движущимися поршнями 16ДН 23/2 х 30 (диаметр цилиндра D = 230 mm, S = 300 мм, мощность Ne= = 4400 кВт, степень сжатия = 16,6, частота вращения и = 850 об/мии)

ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ЦИКЛЫ ПОРШНЕВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ

В реальном ДВС преобразование тепловой энергии, выделяющейся при сгорании топлива, в механи­ческую сопровождается комплексом сложных физико-хи­мических и термодинамических процессов. Эти процессы при работе двигателя периодически повторяются в поло­стях цилиндров и составляют рабочий цикл.

Рассмотрим принципиальную схему четырехтактного поршневого ДВС (рис. 30) и индикаторную диаграмму его рабочего цикла, представляющую графическую зави­симость давления рабочего тела от объема внутренней по­лости цилиндра.

В цилиндре 1 перемещается поршень 4, соединенный шатуном 2 с кривошипом коленчатого вала 5. В головке цилиндра предусмотрены впускной 5 и выпускной 6 клапаны, связывающие внутрицилиндровую полость с атмосферой. Поршень совершает возвратно-поступатель­ное движение, коленчатый вал — вращательное, причем одному обороту коленчатого вала соответствуют два хода поршня.

Действительный рабочий цикл такого двигателя про­текает следующим образом. При перемещении поршня 4 от внутренней мертвой точки (ВМТ) к наружной' (НМТ) в полости цилиндра создается разрежение, и при открытом впускном клапане 5 (точки а₁ и a₂) происходит такт впуска (линия r — а); причем в дизеле в цилиндр поступает воз­дух, а в карбюраторном двигателе — горючая смесь.

При перемещении поршня в обратном направлении при закрытых клапанах осуществляется такт сжатия (линия а — с); при этом давление и температура рабочего тела повышаются.

В конце такта сжатия в цилиндр дизеля впрыскивается топливо (точка m), которое воспламеняется под действием высокой температуры (двигатель с воспламенением от сжатия); в карбюраторном двигателе воспламенение рабочей смеси осуществляется электрической искрой (двигатель с принудительным воспламенением). С этого мгновения начинается сгорание топлива. Давление в цилиндре вследствие выделяющейся теплоты резко повышается. Сгорание большей части топлива происходит почти мгно­венно, поэтому начальную фазу процесса сгорания (ли­ния с - z) считают изохорной. В действительности, осо­бенно в дизеле, в точке z сгорание не заканчивается, и часть топлива сгорает при увеличивающемся объеме.

Под давлением рабочего тела (продуктов сгорания) поршень вновь перемещается к НМТ; совершается такт расширения (линия z - b), при этом давление и темпера­тура рабочего тела уменьшаются.

Наконец, при перемещении поршня от НМТ к ВМТ при открытом выпускном клапане (точки b₁ и b₂) совер­шается такт выпуска (линия b - г),т. е, происходит очист­ка цилиндров от отработавших газов. После этого начи­нается следующий цикл — всасывание очередной порции свежего заряда и т. п.

Таким образом, рабочий цикл четырехтактного дви­гателя осуществляется за четыре хода поршня (четыре такта), что соответствует двум оборотам коленчатого вала.

Рис. 1. Принципиальная схема четырехтактного пор­шневого ДВС и индикатор­ная диаграмма его рабочего цикла:

1 - цилиндр; 2 - шатун; 3 - коленчатый вал; 4 - поршень; 5 и 6 — клапаны соответственно впускной и выпускной

При продувке цилиндра сжатым свежим воздушным зарядом рабочий цикл двигателя можно осуществлять за два хода поршня. Такие двигатели называют двухтактны­ми. Рабочий цикл двухтактного двигателя состоит из тех же процессов, что и для четырехтактного, а название тактов определяется основными процессами, которые про­текают в цилиндре (такт расширения и такт сжатия). При этом процессы газообмена совершаются в конце такта рас­ширения и в начале такта сжатия.

Из рассмотренных этапов протекания реального рабо­чего цикла очевидно следующее:

реальный рабочий цикл разомкнут — рабочее тело (свежий заряд) поступает в цилиндр извне, и по оконча­нии цикла оно (отработавший газ) выбрасывается в атмо­сферу;

сгорание топлива происходит при изменяющихся давлении и объеме рабочего тела, количество и состав которого в течение цикла не остаются постоянными;

вследствие теплообмена рабочего тела со стенками ци­линдров, процессы сжатия и расширения являются политропными.

В реальном рабочем цикле имеют место различные по­тери, которые снижают эффективность использования теп­лоты по сравнению с теоретическим циклом. Осуществить термодинамический анализ реального цикла очень сложно. Поэтому в теории двигателей .рассматривают замкнутые термодинамические (теоретические) циклы, состоящие из обратимых термодинамических процессов. Сопоставление значений КПД теоретического и реального (действитель­ного) циклов позволит выяснить степень совершенства использования теплоты в реальном двигателе.

При рассмотрении теоретических циклов принимаются следующие допущения:

отсутствие смены рабочего тела от цикла к циклу;

неизменность состава и количества рабочего тела;

рабочее тело - идеальный газ, теплоемкость которого не зависит от его температуры;

процессы сжатия и расширения рабочего тела считают адиабатными, т. е. предполагают, что стенки цилиндров теплонепроницаемы;

действительные процессы сгорания топлива и удаления отработавших газов условно заменяются подводом тепло­ты от аккумулятора энергии с высокой температурой и отводом теплоты в аккумулятор энергии с низкой темпера­турой на соответствующих участках цикла.

Исследуемые в термодинамике теоретические циклы поршневых ДВС отличаются способами подвода и отвода теплоты. Рассмотрим три основных вида циклов поршне­вых ДВС:

с подводом теплоты к рабочему телу при постоянном объеме (цикл Отто), в котором рабочий цикл двигателей происходит с принудительным зажиганием;

с подводом теплоты при постоянном давлении (цикл Дизеля), являющийся расчетным циклом дизелей, в ко­торых распиливание топлива осуществляется сжатым воз­духом (компрессорные дизели);

смешанный цикл (цикл Тринклера), соответствующий рабочим циклам дизелей.

Отвод теплоты во всех случаях предполагается при постоянном объеме.

ЦИКЛ С ПОДВОДОМ ТЕПЛОТЫ ПРИ ПОСТОЯННОМ ОБЪЕМЕ

На рис. 2 изображен цикл с подводом теплоты при постоянном объеме V = const в координатах р - V. Цикл протекает в такой последовательности. При пере­мещении поршня от НМТ к ВМТ осуществляется процесс сжатия (линия а - с) находящегося в цилиндре рабочего тела. В соответствии с при­нятыми допущениями про­цесс протекает без тепло­обмена с внешней средой (адиабатное сжатие).

При положении порш­ня в ВМТ и постоянном объеме V_c = const (линия с — z) к рабочему телу извне подводится теплота в количестве ∆Q₁. При этом давление р и темпе­ратура Т рабочего тела повышаются.

Рис.2. Цикл поршневого двигателя с подводом теплоты при V= const в координатах

p – V

Процесс расширения рабочего тела (линия z - b) при движении поршня от ВМТ к НМТ протекает, как и процесс сжатия, без теплообмена с внешней сре­дой (адиабатное расширение).

Отвод теплоты от рабочего тела к холодному источнику в количестве ∆Q₂ осуществляется при положении поршня в НМТ и постоянном объеме V_a = const. Введем следующие основные обозначения:

D - диаметр цилиндра;

r - радиус кривошипа коленчатого вала;

S - ход поршня, S = 2г;

V_h - объем, освобождаемый поршнем при перемещении от ВМТ к НМТ (рабочий объем), V_h = 0,25πD²S;

V_e - объем над поршнем при его положении в ВМТ (объем камеры сгорания);

V_a - полный объем цилиндра при положении поршня в НМТ;

ε - степень сжатия, ε = V_a/V_c

λ - степень повышения давления, λ = p_z/p_c;

φ - угол поворота коленчатого вала.

Для двигателей, работающих по рассматриваемому циклу (ε = 6 -10, λ = 3 -5), термический КПД цикла с учетом формул:

Так как количество и теплоемкость рабочего тела неизменны, то

Температуры рабочего тела в характерных точках цик­ла можно выразить через начальную температуру T_a:

для адиабатного процесса сжатия (линия а — с)

для изохорного процесса (линия с — z)

для адиабатного процесса расширения (линия z — b)

После подстановки выражений для определения темпе­ратур в формулу (34) получаем

Анализ формулы для определения термического КПД ŋ_t цикла с подводом теплоты при V = const показывает, что ŋ_t возрастает с увеличением степени сжатия ε и

показателя адиабаты k.

Если в выражении е^k-1 заменить через отношение T_c/T_a = Т_z/Т_b, тогда ŋ_t = 1-Т₀/Т_c.

Очевидно, что отношение Т₀/Т_c равно отношению средних темпе­ратур на участках

b - а (отвод теплоты) и с — z (подвод теплоты). Так как с увеличением степени сжатия в отношение Т_а/Т_с, а сле­довательно, и отношение средних температур на участках подвода и отвода теплоты умень­шаются, то ŋ_t возрастает.

Аналогично проявляется и влияние показателя адиа­баты k. Увеличение k при сохранении ε и ∆Q₁ постоянными приводит к уменьшению отношения Т_с/Т_z = Т_а/Т_ь, а сле­довательно, и отношения средних температур на участках отвода и подвода теплоты и повышению ŋ_t.

Изменение степени повышения давления λ при постоян­ных ε и k не приводит к изменению средних температур на участках подвода и отвода теплоты и, следовательно, не влияет на ŋ_t.

Повышение степени сжатия в двигателях, работающих по циклу с подводом теплоты при V = const, ограничи­вается опасностью возникновения детонации, т. е. сго­рания топлива со скоростью взрыва, возможным увеличе­нием механических нагрузок от действия газовых сил, тепловых нагрузок на элементы кривошипно-шатунного механизма двигателя, а также допустимым содержанием токсичных веществ в отработавших газах.

ЦИКЛ С ПОДВОДОМ ТЕПЛОТЫ ПРИ ПОСТОЯННОМ ДАВЛЕНИИ

Цикл с подводом теплоты при постоянном дав­лении р = const в системе координат

р - V (рис. 3) состоит из двух адиабатных (линии а - сиz- b), изобарного (линия

с - z) и изохорного (линия b - a) про­цессов. Для характеристики этого цикла наряду со сте­пенью сжатия введем отношение р = V_z/V_c — степень предварительного расширения. Двигатели, работающие по такому циклу, имеют к = 12-7-20, а р = 1,5-ь-2,5. Термический КПД цикла

Учитывая, что

а

получим

Анализ формулы показывает, что термический КПД цикла с подводом теплоты при р = const увеличи­вается с повышением степени сжатия е и с уменьшением степени предварительного расширения р.

Изменение термического КПД ŋ_t при различных р и k = const для цикла с подводом теплоты при р = const показано на рис. 4. Возрастание ŋ_t с повышением ε объясняется, как и для ранее рассмотренного цикла с под­водом теплоты при V = const, увеличением средней тем­пературы на участке подвода теплоты и соответственно уменьшением отношения средних температур на участ­ках b - а и с — z диаграммы.

Рис. 3. Диаграмма р—V цикла поршневого двигателя с под­водом теплоты при

р = const

Рис. 4. Зависимость ŋ_t цик­ла с подводом теплоты при р = const от ε при различ­ных р и k = const (k = 1,35)

Влияние р на ŋ_t при сохранении постоянной е опреде­ляется характером изменения отношения средних темпе­ратур на соответствующих участках подвода и отвода теп­лоты. С уменьшением этого отношения при переходе от цикла с большим значением р к циклу с меньшим значе­нием р термический КПД ŋ_t увеличивается.

Высокая степень сжатия ε в дизелях обусловливает сравнительно высокую их экономичность и обеспечивает надежное самовоспламенение топлива. Значение ε в дви­гателях этого типа ограничивается, как и в случае двига­телей с подводом теплоты при V = const, возрастанием давления и температуры рабочего тела и соответственно увеличившимися механическими и тепловыми нагрузками на детали кривошипно-шатунного механизма, допустимым содержанием токсичных составляющих в отработавших газах и т. п.

ЦИКЛ СО СМЕШАННЫМ ПОДВОДОМ ТЕПЛОТЫ

Цикл со смешанным подводом теплоты в системе координат р - V (рис. 5) отличается от ранее рассмотрен­ных циклов тем, что в нем на участке с - y диаграммы к рабочему телу теплота в количестве ∆Q₁^’ подводится при постоянном объеме V = const, а на участке у — z диа­граммы теплота в количестве ∆Q₁^” подводится при постоян­ном давлении р = const.

Для двигателей, работающих по этому циклу (ε = 12 - 20; λ = 1,44 - 2,4;

р = 1,1 - 1,6), термический КПД цикла

Учитывая, что

окончательно имеем

Рис. 5. Диаграмма р—V цикла поршневого двигателя со сме­шанным подводом теплоты

Следует отметить, что цикл с изохорным и цикл с изо­барным подводом теплоты, рассмотренные выше, можно считать частными случая­ми смешанного цикла.

ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ ТЕОРЕТИЧЕСКОГО ЦИКЛА

При сравнительной оценке двигателей различ­ного типа работу, совершаемую газом внутри цилиндра за цикл ∆W_ц, относят к единице рабочего объема цилиндра V_h = V_a - V_c. Очевидно, что р_ц = ∆W_ц /V_h по физическому смыслу является удельным показателем цикловой работы, называемым средним цикловым давле­нием.

Цикловая работа ∆W_ц соответствует заштрихованной площади а-с-у-z-b-а (рис. 5) диаграммы р-V цикла, которая условно может быть представлена в виде прямоугольника 1-2-3-4-1, равновеликого площади диаграммы цикла и имеющего то же основание V_h. Оче­видно, что ордината этого прямоугольника и будет опре­делять среднее цикловое давление р_ц. Цикловое давление р_ц можно определять и по параметрам рабочего тела в ха­рактерных точках цикла. Так как цикловая работа равна алгебраической сумме работ расширения ∆W_р и сжатия ∆W_сж то применительно к смешанному циклу

Используя известные термодинамические зависимости, после преобразований получаем

Учитывая, что цикл с подводом теплоты при V = const протекает при р = 1,

а для цикла с поводом теплоты при р = const (когда λ = 1)

Цикловое давление р_ц численно равно некоторому ус­ловному постоянному давлению, действующему на пор­шень в течение времени его перемещения от ВМТ к НМТ, когда объем цилиндра изменяется на V_h.

СРАВНИТЕЛЬНАЯ ОЦЕНКА ТЕОРЕТИЧЕСКИХ ЦИКЛОВ ПОРШНЕВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ

Сравнение рассмотренных циклов — цикла с подводом теплоты при V = const (см. рис. 1), цикла с подводом теплоты при р = const (см. рис. 3) и цикла со смешанным подводом теплоты (см. рис. 5) — целесообраз­но провести в равных условиях, т. е. при одинаковых сте­пенях сжатия е и одинаковых количествах теплоты ∆Q₂, отведенной от рабочего тела. Учитывая, что смешанный цикл является промежуточным между циклами с подводом теплоты при V = const и р = const, можно ограничиться рассмотрением двух последних. Цикл со смешанным под­водом теплоты в одинаковых условиях сравнения имеет показатели с промежуточными значениями по отношению к циклам с подводом теплоты при V = const, и р = const. Результаты проведенных исследований показывают.» что при одинаковых степенях сжатия наиболее экономичен цикл с подводом теплоты при V = const, так как в этом случае подвод теплоты осуществляется при наиболее высокой температуре и сообщенная рабочему телу теплота обладает наибольшей начальной работоспособностью.

Если степень повышения давления λ = 1, т. е. когда цикл протекает с подводом теплоты при р = const, терми­ческий КПД ŋ_t имеет минимальное значение. Для цикла со смешанным подводом теплоты в рассматриваемых усло­виях сравнения ŋ_t будет иметь промежуточные значения между КПД циклов с подводом теплоты при V = const и

р = const.

При одинаковых степенях сжатия максимальное давле­ние цикла р_z = p_cλ наименьшее для цикла с подводом теплоты при р = const и наибольшее для цикла с подво­дом теплоты при V = const. Следовательно, увеличение λ такого цикла сопровождается значительным повышением p_z, а значит, и большими нагрузками от действия сил дав­ления газов на элементы кривошипно-шатунного механиз­ма двигателя. Поэтому можно считать, что повышение максимального давления в цикле с подводом теплоты при

V = const не всегда компенсируется приростом ŋ_t.

Заметим, что сравнение циклов при одинаковых степе­нях сжатия е не соответствует действительным условиям работы двигателей. Поэтому циклы поршневых ДВС целе­сообразно сравнивать при одинаковых максимальных дав­лениях р_z = p_cλ и одинаковом количестве подведенной теплоты ∆Q₁. В этом случае при одинаковых р_z максималь­ная степень сжатия ε, следовательно, и наибольший тер­мический КПД ŋ_t будут соответствовать циклу с подводом теплоты при р = const; цикл с подводом теплоты при V = const окажется менее экономичным.

Так как в реальных условиях смешанный цикл и цикл с подводом теплоты при р = const осуществляются с оди­наковыми степенями сжатия, максимальное давление и термический КПД смешанного цикла оказываются более -высокими. Конкретные значения для термодинамического КПД ŋ_t и для среднего давления цикла р_ц могут быть рас­считаны по приведенным выше формулам. Следует иметь в виду, что в тех случаях, когда процессы сжатия и рас­ширения политропные и теплоемкость рабочего тела не остается постоянной, необходимо пользоваться форму­лами соотношений параметров для политропного процесса.

ТЕПЛОВОЙ БАЛАНС ДВИГАТЕЛЯ

Из общего количества теплоты, вводимой в дви­гатель, только часть ее (20 - 40 %) расходуется на совер­шение полезной работы, остальная часть теплоты (60 - 80 %) рассеивается в окружающую среду. Распределение количества теплоты на полезно используемую и на теряе­мую теплоту характеризуется эффективным тепловым ба­лансом (рис. 6). Составляющие члены теплового баланса могут быть указаны в тепловых единицах (МДж) на еди­ницу времени работы двигателя или в процентах по отношению ко всему количеству теплоты топлива. Уравнение теплового баланса в общем виде

Рассмотрим отдельные составляющие теплового ба­ланса.

Располагаемая теплота топлива Q₀, т. е. количество теплоты, подведенное с топливом, равно произведению расхода топлива и теплотворной способности, т. е. Q₀ = H_UG_T.

Эффективная теплота Q_e (количество теплоты, преоб­разованной в полезную работу) определяется эффективной работой за 1 ч при мощности двигателя Р_е, т. е.

Q_e = 3,6Р_е.

Теплота, отведенная в систему охлаждения Q_охл, определяется температурами охладителя, на входе в дви­гатель и на выходе из него, а также расходом охладителя через систему охлаждения G_охл с учетом теплоемкости c_охл, т.е.

Рис. 6. Схема теплового балан­са поршневого двигателя вну­треннего сгорания

В теплоту Q_охл входит не только теплота, переданная рабочим телом в течение цикла, но и основная часть теп­лоты, затраченной на преодоление механических потерь, а также теплота, получаемая от отработавших газов при прохождении их через выпускную систему двигателя.

Количество теплоты Q_о.г , отводимой с отработавшими газами, определяется с помощью калориметра или рас­считывается по разности теплосодержаний отработавших _;газов I|₀^Tо.г и свежего заряда I|₀^Tо. с учетом теплоты, внесенной с топливом с_топТ₀G_T, т. е.

где М₂ и М₁ — количество киломолей соответственно продуктов сгорания и свежего заряда, приходящееся на 1 кг топлива; Т_о.г и Т_о —температуры соответственно отработавших газов и свежего заряда; с_топ — теплоем­кость топлива; G_T — часовой расход топлива.

Количество теплоты, отданной масляной системе, со­стоит из теплоты трения и теплоты, полученной от вну­тренних поверхностей двигателя. Теплота Q_M подсчиты­вается аналогично Q_охл.

Количество теплоты, соответствующее теоретической неполноте сгорания топлива Q_н.сг, определяется только при работе двигателя, когда α < 1, т. е.

где L₀ — количество воздуха, теоретически необходимое для полного сгорания топлива.

Рис, 7. Изменение составляющих теплового баланса в зависимости от нагрузки и числа оборотов коленчатого вала двигателя

Теплота Q_ост — это тепловые потери:

К неучтенным потерям относятся теплота, излучаемая наружными поверхностями двигателя; теплота, эквива­лентная кинетической энергии отработавших газов; теп­лота при несовершенном сгорании топлива и т. п.

При выражении составляющих теплового баланса в процентах имеем

где

и т.п.

Если тепловой баланс составляют для двигателя, ра­ботающего с использованием энергии отработавших газов, то утилизируемая теплота отработавшего газа включается в качестве дополнительного члена баланса. Использова­ние энергии отработавшего газа может осуществляться, например, в газовой турбине.

Тепловой баланс составляют при различных нагрузоч­ных и скоростных режимах работы двигателя. На рис. 7 приведены зависимости составляющих теплового баланса от нагрузки и частоты вращения коленчатого вала для карбюраторного двигателя и дизеля с наддувом.

С повышением частоты вращения для карбюраторного двигателя (рис. 7, а) эффективная теплота q_e повы­шается с 20 до 25 %, а доля теплоты, отведенной в систему

охлаждения, q_охл снижается на 10 %. При этом значи­тельно увеличивается теплота

q_о.г. Количество теплоты q_н.сг достигает максимального значения на режиме n= 1500 об/мин. На этом режиме остаточный член тепло­вого баланса q_ocт, имеет минимальное значение; при сни­жении или увеличении n значение q_ост повышается.

Изменение составляющих теплового баланса для этого же двигателя по нагрузочной характеристике показано на рис. 7, б. С ростом нагрузки эффективная теплота q_e увеличивается, достигая максимума при α = 1,09.

Изменение теплового баланса по нагрузочной харак­теристике для дизеля представлено на рис. 7, в, а по скоростной характеристике на рис. 7, г. При изменении нагрузки от 0,5Р_{е max} до Р_{е max} при n = 2100 об/мин доля эффективной теплоты изменяется незначительно (до 2—3 %); количество теплоты, отведенной в систему охлаждения в том же диапазоне изменения нагрузки, меняется от 23 до

17 %; с отработавшими газами отво­дится 33—39 % располагаемой теплоты.

При изменении частоты вращения q_e достигает макси­мума при n = 1500 об/мин, причем с увеличением или уменьшением n доля эффективной теплоты уменьшается.

Изменение составляющих теплового баланса для кар­бюраторных двигателей и дизелей (в процентах) предста­влено в табл. 1.

Таблица 1

ПОКАЗАТЕЛИ, ХАРАКТЕРИЗУЮЩИЕ РАБОТУ ДВИГАТЕЛЯ

Часть индикаторной мощности Р_i двигателя, расходуемая на преодоление различных сопротивлений внутри двигателя и на привод вспомогательных агрегатов (водяного, масляного, топливного насосов и т. п.), назы­вается мощностью механических потерь Р_п; другая часть индикаторной мощности, снимаемой с коленчатого вала двигателя, называется эффективной мощностью Р_е и расходуется на совершение внешней работы, т. е.

(1)

По аналогии со средним индикаторным давлением p_i эффективной мощности Р_е и мощности механических потерь Р_м соответствуют средние удельные давления, определяемые из соотношений

и

где р_е — среднее эффективное давление (в МПа); p_м — среднее давление механических потерь (в МПа). В соответствии с формулой (1)

Мощность механических потерь состоит из следую­щих мощностей:

мощности P^’_м, затрачиваемой на преодоление трения в элементах кривошипно-шатунного механизма, на при­вод вспомогательных агрегатов, а также на преодоление

аэродинамического сопротивления движению элементов двигателя;

мощности Р_нас, затрачиваемой на осуществление про­цессов газообмена;

мощности Р_наг, затрачиваемой на привод нагнета­теля (для двигателей с наддувом) или продувочного на­соса (для двухтактных двигателей).

Мощность механических потерь

или

Относительное уменьшение индикаторной мощности Р_i за счет мощности механических потерь Р_м оценивается механическим КПД, причем

Численные значения мощности механических потерь Р_м определяются экспериментально и расчетом. Из числа экспериментальных методов определения Р_м наиболее распространены индикаторный метод, метод прокручива­ния коленчатого вала двигателя и метод выключения цилиндров.

Первый метод определения механических потерь за­ключается в определении мощности Р_м по разности инди­каторной и эффективной мощностей. Индикаторная мощ­ность вычисляется по результатам обработки индикатор­ной диаграммы, полученной при испытаниях двигателя.

Второй метод определения Р_м основан на прокручи­вании коленчатого вала двигателя от постороннего источ­ника при выключенном зажигании (или выключенной подаче топлива). Мощность механических потерь опре­деляется затратами энергии на прокручивание коленча­того вала.

Третий метод определения Р_м основан на последова­тельном выключении отдельных цилиндров. Мощность механических потерь определяется по изменению эффек­тивной мощности двигателя при последовательном вы­ключении отдельных его цилиндров.

При определении Р_м обычно применяют второй и тре­тий методы. При индикаторном методе определения Р_м наблюдаются большие погрешности.

Эффективный КПД ŋ_е и удельный эффективный рас­ход топлива g_e.

Эффективная топливная экономичность двигателя в целом оценивается эффективным КПД ŋ_е или удельным эффективным расходом топлива g_e.

Эффективным КПД называют отношение количества теплоты Q_e, преобразованной в эффективную работу W_e, ко всей подведенной теплоте Q_о, т.е.

Выразив эффективную мощность Р_е через Р_iŋ_м, полу­чим связь между всеми КПД двигателя

где ŋ_t, ŋ₀ и ŋ_м — соответственно термодинамический, относительный и механический КПД двигателя.

Литровая мощность. Для оценки эффективности ис­пользования рабочего объема цилиндра применяют ли­тровую мощность Р_л (в кВт/л), представляющую собой отношение эффективной мощности Р_е к рабочему объему V_л (в л)

(2)

Уравнение (2) показывает, что литровая мощность, определяющая степень форсирования двигателя, может быть увеличена при повышении среднего эффективного давления р_е, частоты вращения коленчатого вала n.

15