Потери теплоты во время сгорания

К концу процесса сгорания количество теплоты, выделившееся в цилиндре меньше низшей теплоты сгорания на 20 – 25%. Потери теплоты происходят по следующим причинам:

1.Несовершенство смесеобразования и как следствие несвоевременность и неполнота скгорания;

2.Потери на теплообмен со стенками.

3.Потери на диссоциацию..

Процессы тепловыделения и теплоотдачи в стенки характеризуется коэффициентом активного тепловыделения χ – долей теплоты, использованной на повышение внутренней энергии рабочего заряда и на совершение внешней работы. Под характеристикой выделения теплоты понимают зависимость коэффициента χ от угла поворота коленчатого вала или от времени. По мере развития процесса сгорания величина χ возрастает, и, если бы отсутствовала теплоотдача в стенки и сгорание было пол­ным, то в некоторый момент, соответствующий завершению сгорания и рекомбинации диссоциированных молекул,

Рис. 33. Примерный характер изменения коэффициента χ: 1 – тепловыделение без отдачи теплоты в стенки;2 – активное тепловыделение.

значение χ составляло бы 100%, т. е. χ_х = Q (как показано штриховой кривой). Из-за на­личия теплоотдачи, а также некоторой неполноты сгорания рабочего заряда в цилиндре, в частности в пристеночных слоях, кривая ак­тивного тепловыделения расположена ниже

. В некоторой точке она достигает максимума, отвечающего равенству скоростей тепловыде­ления и теплоотвода, после чего значения χ начинают уменьшаться из-за того, что превалирует теп­лоотдача. Отрезок Δq характери­зует общее количество не выделив­шейся в течение рабочего хода и отданной в стенки теплоты сго­рания. Заштрихованная площадь представляет собой потери, связанные с предварением открытия выпускного клапана.

В любом случае общие потери теплоты учитываются коэффициентом использования теплоты:

Коэффициент использования теплоты принимается на основании опытных данных в соответствие с типом двигателя, его быстроходностью, типом системы охлаждения и др., а также в зависимости от скоростного и нагрузочного режимов. Чем совершеннее процесс смесеобразования и выше скорость распространения фронта пламени, тем выше ξ. В этой связи при обеднении или обогащении смеси скорость распространения фронта пламени уменьшается, что приводит к снижению ξ. При поздних углах опережения зажигания ( или впрыска топлива) возрастает догорание во время расширения, что также приводит к снижению ξ. Повышение степени сжатия и выбор рациональной формы камеры сгорания обеспечивают увеличение ξ. С учетом вышерассмотренных факторов коэффициент активного тепловыделенияпри работе двигателя с полной нагрузкой лежит в пределах : 0,85…0,9 – для карбюраторных двигателей, 0,75…0,85 – для газовых, 0,75…0,85 – для дизелей.В расчетах ξ определяют по следующим зависимостям:

–для двигателей с внешним смесеобразованием;

–для дизелей.

Параметры газа в конце процесса сгорания

Выделившаяся в процессе сгорания теплота Q₁ в соответствие с первым законом термодинамики идет на изменение внутренней энергии газов и на совершение работы. Для циклов со смешанным подводом теплоты:

Рис. 34. Схема для определения уравнения сгорания.

После подстановки преобразованных значений ,U_z, U_c, и L_z′_z в исходное уравнение получаем:

В двигателях с подводом теплоты при V=const исходное уравнение имеет вид:

Для карбюраторных двигателей, работающих на максимальной мощности при α<1, количество выделившейся теплоты определяется по формуле:

,

где ΔH_u – потеря теплоты вследствие неполноты сгорания

МДж/кг

В результате преобразований получим:

После решения имперических уравнений

–для дизелей

–для карбюраторных двигателей

относительно T_z получаем уравнения теплоемкости в виде

Теплоемкость газов в конце процесса сжатия mc_vc определяется по уравнению:

После подстановки известных величин в уравнение сгорания получим квадратное уравнение:

Решая данное уравнение относительно Т_z, получаем значение температуры в конце сгорания значение которой лежит в пределах:

Т_z=2500…2900°К – для карбюраторных двигателей;

Т_z=2200…2500°К – для газовых;

Т_z=1800…2300°К – для дизелей.

Характеристические уравнения, полученные ранее, позволяют получить связь между параметрами рабочего тела:

С учетом того, что ;получаем:

Аналогично:

Наибольшее давление цикла больше в дизелях, чем в карбюраторных. Это в значительной мере определяется задержкой воспламенения и способом смесеобразования. Помимо этого максимальное давление цикла зависит от угла опережения впрыска, и от доли теплоты, выделившейся при V=const. В карбюраторных двигателях Р_z зависит от частоты вращения и степени сжатия.