Рабочий цикл ДВС.Рабочий ход

Четвертый такт — выпуск отработавших газов совершается при движении поршня от н.м.т. к в.м.т. Под действием расширяющихся отработавших газов, а затем и перемещения поршня осуществляет­ся сначала свободное, а потом и принудительное вытеснение из цилиндра двигателя отработавших газов. При этом в начале про­цесса расширения, при движении поршня от н.м.т., выпускной кла­пан уже открыт, а при подходе поршня к в.м.т. открывается и впуск­ной клапан. Таким образом завершение процесса выпуска проис­ходит при двух открытых клапанах — выпускном и впускном, что обеспечивает начало нового рабочего цикла в конце такта впуска, создавая необходимые условия для непрерывной работы двигателя внутреннего сгорания.

15.

Общие принципы построения циклов тепловых двигателей и некоторые общие закономерности для этих циклов были сфор-мулированы в гл. 3.

Располагая закономерностями различных термодинамических процессов, мы можем приступить к подробному рассмотрению циклов и принципиальных схем реальных тепловых установок. Условимся в дальнейшем тепловые установки, в которых осуществляется прямой цикл (т. е. цикл, в котором.производится работа, отдаваемая внешнему потребителю), называть теплосиловыми установками, а установки, работающие по обратному циклу (т. е. циклу, для осуществления которого затрачивается работа, подводимая извне),— холодильными установками.

Циклы теплосиловых установок обычно подразделяют на три основные группы: газовые; паровые; прямого преобразования теплоты в электроэнергию.

Эти группы циклов подробно рассмотрены в гл. 10—12.

Такая классификация циклов определяется следующими причинами. Общим для всех теплосиловых газовых циклов является то, что в течение всего цикла рабочее тело находится в одном и том же агрегатном состоянии — в виде газа. При этом рабочее тело находится в состоянии, далеком от линии насыщения, и благодаря сравнительно невысоким давлениям в сочетании с весьма высокими (по сравнению с критической) температурами его можно с точностью, вполне достаточной для качественного анализа, рассматривать как идеальный газ.

Отличительной чертой второй большой группы циклов теплосиловых установок (паровых циклов) является использование таких рабочих тел, агрегатное состояние которых в цикле меняется: в одной части цикла рабочее тело находится в жидком состоянии, в другой части — в виде двухфазной смеси (влажного пара), в третьей — в виде перегретого пара. Обычно перегретый пар находится в состояниях, настолько близких к области насыщения, что к нему не применимы законы идеального газа.

Третья группа объединяет стоящие несколько особняком от первых двух групп циклы теплосиловых установок, в которых осуществляется так называемое прямое преобразование теплоты в электроэнергию.

Методы оценки эффективности циклов холодильных установок в принципе те же, что и теплосиловых установок. В этой главе рассматриваются методы анализа циклов теплосиловых установок; особенности оценки эффективности циклов холодильных установок анализируются в гл. 12.Для оценки эффективности теплосиловой установки следует ответить на две основные группы вопросов:

1) Насколько велик КПД обратимого цикла теплосиловой установ-ки, от каких факторов он зависит и что следует предпринять для его увеличения?

2) Насколько велики необратимые потери в реальном цикле установки, как распределяются эти потери по отдельным элементам цикла и, следовательно, на усовершенствование какой части цикла теплосиловой установки надо обратить внимание с целью уменьшения степени необратимости цикла (и, следовательно, увеличения КПД цикла)?

Показатели эффективности циклов двигателей

В обратимом термодинамическом цикле, в отличие от действительного, принимают все процессы обратимыми.

Обратимые процессы осуществить практически невозможно.

Циклом теплового двигателя называют круговой термодинамический процесс, в котором теплота превращается в работу. Все термодинамические процессы действительного цикла, осуществляемого в реальном двигателе, в той или иной степени необратимы. Необратимость процессов в цилиндре поршневых и комбинированных двигателей внутреннего сгорания вызывается, например, отдачей теплоты от рабочего тела в стенки, ограничивающие пространство цилиндра. Необратимость процессов газообмена связана с наличием трения в потоке газа, на преодоление которого затрачивается работа. Потерями на трение сопровождаются действительный процесс расширения в турбине и процесс сжатия в компрессоре комбинированного двигателя, которые также необратимы. Необратимость процессов снижает эффективность преобразования теплоты в работу. В анализе эффективности циклов двигателей решают две задачи:

определяют, от каких факторов зависит КПД обратимого термодинамического цикла и какими должны быть процессы цикла, чтобы его КПД имел наибольшее значение при заданных конкретных ограничительных условиях;

находят степень необратимости процессов действительного цикла и устанавливают, какие процессы целесообразно совершенствовать с целью уменьшения необратимых потерь и повышения КПД цикла.

Основным показателем, достаточным для суждения о термодинамической эффективности обратимого цикла, служит термический КПД цикла

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)

?;,= 1-1/е* ‘;

(2.4)

Термический КПД г\, зависит только от степени сжатия е и по­казателя адиабат сжатия и расширения к (рис. 2.3). Анализ фор­мулы (2.3) рис. 2.3 показывает, что термический КПД постоянно растет при увеличении степени сжатия и показателя адиабаты. Однако возрастание заметно уменьшается при высоких степенях сжатия, начиная примерно с 6=12 —13. Изменение показателя ади­абаты зависит от природы рабочего тела. Для расчета у, приняты три значения к, которые приближенно соответствуют рабочему телу, состоящему: 1) из двухатомных газов (воздух, к= 1,4); 2) из смеси двух- и трехатомных газов (продукты сгорания, к— 1,3); 3) из смеси возДуха и продуктов сгорания (к— 1,35).

Величина среднего давления цикла дополнительно зависит от начального давления р_а и степени повышения давления L Для двигателей, работающих без наддува, верхним предельным значе

нием 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 Q_t:

где Л=8315 Дж/(кмоль • град) — универсальная газовая постоян­ная; Т_а — начальная температура цикла, К.

На рис. 2.4 показана зависимость р, от степени повышения давления X при различных степенях сжатия е и двух значениях показателя адиабаты. Такая зависимость р, при постоянных началь­ных условиях (р_а=0,1 МПа; Г„=350 К и F_a=const) получается при увеличении количества подведенной к циклу теплоты от Qi=0 при).= 1 до Q\ = 120,6 МДж/кмоль при Х=6 и е=20. Учитывая, что теплота сгорания бензовоздушных смесей при а=1 не превышает 84 МДж/кмоль, максимально возможное среднее давление теорети­ческого цикла с подводом теплоты (6i=84 МДж/кмоль) при посто­янном объеме не может быть выше 2,1 МПа при е=20 и 1=4,5, а при е=8 и Я=6 pt не превысит 1,85 МПа (см. рис. 2.4 кривая Q i = = 84 МДж/кмоль, пересекающая лини и р,). Для получения бо­лее высоких значений Хпр, необходимо подводить большее количе­ство теплоты, т. е. иметь топливо с более высокой теплотой сгора­ния.

На рис. 2.5 представлены результаты расчета г/„ р, и X в зависи­мости от изменения степени сжатия при трех значениях количества %

--- £=1,4;---- *=1,

подведенной теплоты (gi =

Рис. 2.5. Зависимость термического КПД, сре­днего давления и степени повышения давле­ния цикла с подводом теплоты при постоян­ном объеме от степени сжатия при различном количестве подведенной теплоты (ра=0,1 МПа; Га=350 К; £=1,35; Д=0,008315 МДжДкмоль • град)

Из приведенных данных видно, что среднее давле­ние цикла возрастает пря­мо пропорционально ро­сту количества теплоты, подведенной за цикл, но возрастание p_t с увеличе­нием £ при одинаковом ко­личестве подводимой теп­лоты протекает менее ин­тенсивно, чем рост терми­ческого КПД. Так, при из­менении 6 от 4 до 20 щ_г возрастает на 69%, a p_t — только на 33%. Интенсив­ность возрастания р_г при увеличении е не зависит

ОТ КОЛИЧеСТВа ПОДВеден- Индексы: 1 — при 6i=80 МДж/кмоль; 2 — при НОИ За ЦИКЛ ТеПЛОТЫ, Т. е. 6i=60 МДж/кмоль; 3 — при 01=40 МДж/кмоль

при любом значении Q_x

(80, 60 или 40. МДж/кмоль) при изменении б от 4 до 20 среднее давление цикла увеличивается на 33%.

Уменьшение степени повышения давления с ростом степени сжатия при постоянном количестве подводимой теплоты соответ­ствует обратно пропорциональной зависимости Л от г~^х [см. фор­мулу (2.5)].

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 е= 12 и не ниже 30,5% при е=20 (см. рис. 2.3). Потери теплоты при использовании в качестве рабочего тела тошшвовоздушных смесей повышаются.

2. Максимальное значение среднего давления цикла при подве­дении теплоты 6i=84 МДж/кмоль, приблизительно равной теплоте сгорания бензовоздушной смеси, составляет не более 2,0 МПа при 8=12 и не более 2,1 МПа при е=20 (см. рис. 2.4).

3. По данному циклу целесообразно осуществлять рабочий про­цесс реального двигателя со степенями сжатия, не превышающими е= 11ч-12. Дальнейшее повышение степени сжатия дает увеличение удельной работы и КПД цикла, но