const V =

Лекция №5.
Теоретические циклы двигателей.
Термодинамическим циклом поршневого двигателя называется незамкнутый
необратимый цикл, который осуществляется реальным рабочим телом переменного
состава при тех же значениях степени сжатия E , коэффициент избытка воздуха α и
начальных параметров газа в цилиндре, при которых протекает и реальный
(действительный) рабочий цикл, на при отсутствии потерь теплоты, связанных с
неполнотой сгорания и теплообменом между газами и стенками цилиндра.
Основные особенности теоретического цикла можно сформулировать следующим
образом:
1)
Рабочим телом является смесь реальных газов (воздух, топливо и продукты
сгорания) переменного состава и количества, изменяющихся в процессе
сгорания и в процессе смены заряда. Теплоемкость газов переменная.
2)
Сгорание топлива полное и происходит условно при постоянном давлении,
или по смешанному циклу.
3)
Максимальное давление Pz в смешанном теоретическом цикле такое же, как
и в действительном рабочем цикле, а в теоретическом цикле со сгоранием
при V = const , давление, максимально возможное для заданных условий
осуществления цикла, будет всегда больше, чем в действительном цикле.
4)
Процессы сжатия и расширения протекают адиабатически и без утечек газов
через неплотности в цилиндре.
Процесс очистки цилиндра от отработавших газов заменен выпуском газов
5)
при постоянном объеме в конце расширения, т.е. в точке b.
6)
Параметры и состав газов в начале хода сжатия такие же, как и в
действительном рабочем цикле.
Анализ и сравнение показателей рабочего цикла двигателя, полученных в
действительных условиях работы, с показателями теоретического цикла позволяют
определить степень приближения действительного цикла к теоретическому.
Сравнение же показателей теоретического и идеального циклов позволяет
установить степень и характер влияния состава и переменности теплоемкости смеси газов
и потерь процессе очистки и зарядки цилиндра на показатели работы реального двигателя.
Рабочий (действительный) цикл двигателя внутреннего сгорания.
Рабочий цикл значительно отличается от рассмотренных ранее идеальных и
теоретических циклов.
1)
В рабочем цикле происходят не только физические, но и химические
изменения состава газа, и количество его не остается постоянным.
2)
Вследствие конечной скорости сгорания и диссоциации продуктов сгорания
скрытая в топливе химическая энергия выделяется не мгновенно. В процессе
расширения происходит догорание и ассоциация диссоциированных газов с
выделением теплоты.
3)
В рабочем цикле рабочее тело нельзя принимать с постоянными
теплоемкостями, т.к. температура и состав газов в цилиндре значительно
изменяются.
4)
В рабочем цикле существуют тепловые и аэродинамические потери.
1 - ттеоретичская диаграмма 
 смешан2 − действительная диаграмма 
ный подвод теплоты.
Рабочий цикл состоит из ряда последовательно сменяющих друг друга тактов, чисто
позволяет использовать в процессе рабочего хода (такта) при средних низких
температурах цикла высокие максимальные температуры рабочего тела (до 3000 К). В
связи с этим поршневые двигатели и тем более двигатели с турбонаддувом среди
тепловых двигателей являются самыми экономичными.
При рассмотрении действительного и теоретического циклов подразумевается, что в
обоих случаях количество подведенной теплоты одинаковое, т.е. Qт = Q
Под Q в действительном цикле имеется в виду количество теплоты затрачиваемой
на создание индикат. работы. С включением всех потерь: от теплопередачи, от неполноты
сгорания топлива к концу расширения и от несвоевременно выделившейся теплоты в
процессе сгорания.
Предполагается, что в теоретич. цикле поступление свежего заряда и выпуск
отработавших газов происходит без сопротивлений, т.е. линия впуска и выпуска
совпадают с атмосферой Po . Гидравлические потери на впуск в действительном процессе
приводит к уменьшению давления Pa и давления Pc . На уменьшение Pc оказывают
влияние еще потери теплоты в стенки в процессе сжатия и возможные утечки заряда через
кольца, поэтому Pct > Pc.
Снижение Pc в реальном цикле позволяет увеличить площадь индикаторной
диаграммы по линии сжатия АС, но это увеличение не приводит к увеличению
индикаторной мощности, т.к. в дальнейшем оно перекрывается потерями на линии
расширения, что вызвано снижением Pz и вызванного этим снижения всей линии
расширения zb′ в действительном цикле.
При сгорании по изобаре (V = const ) по условию в обоих циклах подводится
′
одинаковое количество теплоты  Q2 = Q ′  , а поэтому при наличии в действительном


цикле тепловых потерь в охлаждающую среду, недогорание и несвоевременное выделение
теплоты приводит к уменьшению линии СУ по сравнению с СтУт., а значит и к
уменьшению Pz . Последующее уменьшение Pz идет в связи с увеличением объема
камеры сгорания при перемещении поршня от В.М.Т. к Н.М.Т. Процесс от Y до Z
протекает примерно по изобаре, т.е. при P = const (малые отклонения) с недовыделением
теплоты при сгорании топлива и с последующим догоранием на линии расширения. Это
приводит к тому, что в реальном цикле степень предварительного расширения ρ по
сравнению с теоретическим циклом имеет меньшие значения.
В теоретическом цикле теплота вводится до т. Z т и последняя определяет начало
адиабатического расширения, т.е. по сравнению с реальным циклом процесс протекает без
потерь теплоты в стенки.
В результате приближения сгорания к т. Z т концентрация кислорода заметно
понижается, скорость сгорания в связи с этим понижается и сгорание переносится на
линию расширения, что называется явлением догорания (т. Z т ). Наименьшее значение
продолжительности этого догорания могут быть равными 45÷600 угла поворота коленвала
(после В.М.Т.)., но в быстроходных дизелях догорание может продолжаться до открытия
выпускного клапана (т. b′ ).
В первой половине кривой ZZ1 обычно развиваются максимальные значения
температуры сгорания Tz , что объясняется сильным притоком теплоты от догорания на
линии расширения.
Из рассмотренного видно, что теоретический цикл значительно отличается от
реального, т.к. по сравнению с реальным циклом в нем процесс расширения (начиная от т.
Z т ) протекает без потерь теплоты, а теплота отводится холодному источнику только по
линии bтат. В реальном цикле надо принудительно удалить отработавшие газы в
атмосферу, а вследствие сопротивления в выпускной системе давление Pr будет выше
атмосферного Pr > Po .
Заблаговременное удаление отработавших газов (т. b′ ) приводит также к
уменьшению площади индикаторной диаграммы действительного цикла.
Вывод: главными потерями действительного цикла являются теплопередача на
линии сжатия, сгорания и расширения, догорание и неполнота сгорания топлива в
цилиндре.
Среднее индикаторное давление и индикаторная мощность.
Индикаторная диаграмма, снятая с двигателя, изображает собой действительный
цикл с учетом потерь теплоты, а площадь индикаторной диаграммы – индикаторную
работу цикла.
В
четырехтактных
двигателях
площадь диаграммы, определяющая работу
за
цикл,
состоит
из
площади,
соответствующей «положительной» работе,
полученной за такты сжатия и расширения,
и
площади,
представляющей
собой
«отрицательную»
работу
газов
при
осуществлении тактов впуска и выпуска.
В двигателях без наддува на очистку и накопления затрачивается работа, которая
будет отрицательной. В двигателях с наддувом эта работа может быть как отрицательной,
так и положительной. Работу газов в период газообмена обычно учитывают в числе
механических потерь в двигателе.
Диаграмма
выпуска
и
впуска
четырехтактного двигателя без наддува
Диаграмма
выпуска
и
впуска
четырехтактного двигателя с наддувом
В двухтактных двигателях вся площадь индикаторной диаграммы представляет
собой полезную индикаторную работу. Чем больше индикаторная работа Z i , тем лучше
степень использования рабочего объема цилиндра двигателя Vh .
Эффективность
действительного
рабочего цикла двигателя характеризуется
средним индикаторным давлением.
Среднее индикаторное давление представляет собой условное постоянное по
значению давление, которое, действуя на поршень, совершает работу, равную работе
газов за весь цикл.
Z i = PiVh
Среднее
индикаторное
давление
представляет
собой
высоту
прямоугольника, основание которого равно
Vh ,
а
площадь
равна
площади
индикаторной
диаграммы.
Этот
прямоугольник есть разность площадей
соответствующих
работе
расширения
(прямоугольник с высотой P2 ).
Чем больше Pi , тем больше Z i . Значения Pi в различных двигателях зависят от
многих факторов: способа смесеобразования, осуществляемого цикла, коэффициента
избытка воздуха, накопления цилиндра и т.д.
Среднее индикаторное давление рассчитывают следующим образом:
1)
сначала определяют среднее расчетное индикаторное давление Pip для
расчетной диаграммы, ограниченной линиями сжатия и расширения, включая
схематизированный участок видимого сгорания;
2)
затем уменьшают полученное расчетное давление Pip на величину,
учитывающую отклонение формы действительной индикаторной диаграммы от
расчетной. Для смешанного цикла
E n1 
1 
1 
1 
λρ 
1 − n2 −1  −
1 − n1 −1 
λ (ρ − 1) +
E −1 
n2 − 1  σ
 n2 − 1  E  
n1 и n2 – средние значения показателей
Для действительного цикла четырехтактного двигателя.
Pi = ϕ n Ppip ,
Pip = Pa
где ϕ n - коэффициент полноты диаграммы, учитывающий площади диаграммы.
ϕ n = 0,92 ÷0,97 (большие значения относятся к карбюраторным двигателям, а меньше
– к быстроходным дизелям ) .
Для двухтактных двигателей
Pi = Pip (1 − ψ )ϕ n , для всего хода поршня
где ψ - потерянная доля хода (10-38%).
Значения Pi современных двигателей при номинальной нагрузке в кг/см2:
Pi , кг/см2
Карбюраторные четырехтактные
9-11
Газовые
6-8
Четырехтактные дизели без наддува
7-9
С наддувом
До25
Двухтактные дизели без наддува
5-7
С наддувом
До15
Внутренняя работа двигателя, развиваемая газами в полости цилиндра в единицу
времени (сек), называется индикаторной мощностью N i .
Работа в кг*м, совершаемая газами в цилиндре за 1 цикл:
πD 2 S
Z ц = Pi
*
,
4 100
где D - диаметр цилиндра, см;
S - ход поршня, см;
Индикаторная работа всего двигателя в минуту
πD 2
2n
2n
Z ц = Pi
S * i * 10 − 2
= 10 * PiV л
,
4
τ
τ
где i - число цилиндров в двигателе;
2n - число ходов в минуту;
τ - тактность – число ходов поршня (тактов) за один цикл;
2n
- число циклов в минуту;
τ
Vл - рабочий объем всех цилиндров двигателя (литраж), л.;
n - частота вращения вала, об/мин.
Индикаторная мощность двигателя, л.с.
PV n
2n
N i = 10 PiV л
= i л
75 * 60 *τ 225 *τ
Для четырехтактных двигателей ( τ = 4 )
PV n
Ni = i л
900
Для двухтактных двигателей (τ = 2)
PV n
Ni = i л ;
450
Ni =
PiV л * i * n
60
Индикаторный К.П.Д. и удельный индикаторный расход топлива.
Экономичность действительного цикла двигателей внутреннего сгорания
характеризуется двумя показателями: индикаторным К.П.Д. и индикаторным удельным
расходом топлива.
Индикаторным К.П.Д. называется отношение количества теплоты, превращенной в
механическую работу, к затраченному количеству теплоты.
ηi =
AZ i
;
GT H u
Qi
Q
где AZ i - тепловой эквивалент индикаторной работы Z i , полученной при сжигании
единицы количества топлива;
GT - расход топлива в кг/ч или м3/ч
H u - низшая теплота сгорания топлива, ккал/кг
Индикаторный К.П.Д. в отличие от термического К.П.Д. учитывает не только потери
теплоты, вызванные отдачей ее холодному источнику, но и потери теплоты вследствие
теплоотдачи в стенки, от неполноты сгорания и от диссоциации, т.е. всю сумму потерь
при осуществлении действительного рабочего цикла.
А Z i = 632,3 ккал/ч – полезно использованная теплота при работе двигателя в течении
часа где 632,3 – тепловой эквивалент работы 1 л.с.ч. в ккал
g i − кг / ( л.с.ч.)
632,3 N i
632,3
ηi =
=
− ч( л.с.ч.)
GT H u
 GT 

 H u
− м 3 ( л.с.ч.)
N
 i
ηi =
Индикаторный К.П.Д. и удельный индикаторный расход топлива g i характеризуют
экономичность рабочего цикла. Величина их зависит от ряда факторов: степени сжатия Е,
α , способа смесеобразования, скорости и полноты сгорания топлива, Pi и др.
Индикаторный К.П.Д. двигателей различных типов при номинальной нагрузке
колеблется в довольно широких пределах:
ηi
Карбюраторные двигатели
0,25÷0,35
Газовые двигатели
0,28÷0,33
Дизели
0,39÷0,53
Значение удельного индикаторного расхода топлива g i двигателей, работающих на
жидком топливе, при номинальной нагрузке в кг/(л.с.ч.) следующие:
Карбюраторные двигатели 0,18÷0,25
Дизели 0,12÷0,16
Удельный индикаторный расход теплоты g i газовых двигателей при номинальной
нагрузке равен 1900÷2300 ккал/(л.с.ч.).
Для двигателей, работающих на жидком топливе
G
g i = T , где GT - кг/ч
Ni
Для газовых двигателей
V
Vi = m , где Vm - м3/ч
Ni
Влияние различных факторов на индикаторные показатели.
Влияние степени сжатия Е
Повышение Е в двигателях с внешним смесеобразованием и принудительным
зажиганием приводит к увеличению экономичности работы, связанному с ростом
термического К.П.Д. цикла. Повышение Е в двигателях с внутренним смесеобразованием
не приводит к заметному улучшению индикаторных показателей и используется только
для расширения диапазона топлив, на которых может работать двигатель.
Влияние формы камеры сгорания.
Существенным фактором, влияющим на величину η i является теплопередача
стенкам, зависящая от формы камеры сгорания, т.е. от размеров ее поверхности.
Критерием оценки камеры сгорания будет поверхности к ее объему. Уменьшение этого
отношения сократит отдачу теплоты охлаждаемым стенкам, вследствие этого возрастает
ηi .
Влияние состава смеси.
Изменение состава горючей смеси приводит к изменению скорости распространения
пламени.
Максимальное давление цикла Pz и
среднее индикаторное давление Pi имеют
наибольшее значение при α = 0,8 ÷0,9 , а
минимальное значение g i достигается при
α = 1,05÷1,1. Минимуму g i соответствует
η i max . При этом режиме работы продукты
сгорания имеют наибольшую токсичность.
В двигателях с воспламенением от сжатия
средний коэффициент α не определяет
условий воспламенения и горения топлива.
С
внешним
смесеобразованием
принудительным зажиганием.
и
Поэтому η i таких двигателей
непрерывно
возрастает
по
мере
увеличения α , вследствие увеличения
полноты сгорания уменьшается потери
теплоты с выпускными газами, а также
повышение
К.П.Д.
цикла
при
уменьшении
количества
теплоты,
подводимой при постоянном давлении.
По мере увеличения α g i и Pz
уменьшаются. Pi также уменьшается, но
медленнее, чем увеличивается α .
С
внутренним
смесеобразованием
воспламенением от сжатия.
Влияние регулировочных параметров.
и
На индикаторные показатели двигателя влияют угол опережения зажигания и угол
опережения подачи топлива. По мере увеличения угла опережения зажигания и подачи
топлива Pz возрастает, т.к. основной процесс тепловыделения завершается до В.М.Т., Pi
достигает максимума при некотором оптимальном угле опережения θ опт . Этому углу
соответствует и минимальный g i и максимальный
η i . Слишком раннее зажигание
приводит
к
уменьшению
Pi
и
способствует
появлению
детонационного сгорания. Оптимальный
угол опережения зажигания возрастает с
увеличением числа оборотов коленвала.
Оптимальные
углы
опережения
зажигания в двигателях с зажиганием
электрической искрой находятся в
пределах
15÷400
угла
поворота
коленвала до В.М.Т. Также как и угол
опережения зажигания, оптимальный
угол опережения подачи топлива
находят опытным путем. Для двигателей
разных типов значения этого угла
составляет 10÷350 до В.М.Т.
Влияние частоты вращения коленвала.
В карбюраторном двигателе с увеличением H η i возрастает, что объясняется
возрастанием турбулентного воздействия на скорость и полноту сгорания топлива, а
также сокращением времени контакта газов со стенками цилиндра и уменьшением
топливных потерь.