Лекция 12. Р11 Поршневые двигатели внутреннего сгорания Р11.Т1 Общие вопросы 0.1 часа

Главной конструктивной особенностью поршневых ДВС, как это следует из названия, является наличие цилиндра с поршнем, совершающим возвратно-поступательное движение, которое с помощью кривошипно-шатунного механизма преобразуется во вращательное движение коленчатого вала (рис. I.1).

Поршневые ДВС различаются по способу подвода теплоты сгорания смеси топлива с атмосферным воздухом:

а) карбюраторные двигатели, работающие по циклу Отто, с принудительным зажиганием от электрической искры (ДВС V =const);

б) дизельные двигатели (компрессорные двигатели) с зажиганием от сильно разогретого при сжатии воздуха (ДВС p =const);

в) бескомпрессорные двигатели, работающие по циклу Тринклера, с зажиганием от сжатого воздуха в форкамере (ДВС со смешанным подводом тепла).

Мы рассмотрим последовательно каждый из этих типов поршневых ДВС.

Термодинамический анализ любого двигателя, как и любого другого устройства, начинается с изучения конструкции, что позволяет поставить задачу исследования и обосновать те или иные упрощающие допущения. На рис. I.1 приведена принципиальная схема четырёхтактного карбюраторного двигателя. В цилиндре 1 может двигаться поршень 2 между крайними положениями ВМТ (верхняя мёртвая точка) и НМТ (нижняя мёртвая точка). При движении поршня вниз за счёт разрежения при открытом впускном клапане 3 и закрытом выпускном клапане 4 в головке блока 6 в цилиндр поступает подготовленная в карбюраторе смесь паров бензина с воздухом. При достижении поршнем нижней мёртвой точки (НМТ) впускной клапан закрывается, поршень начинает движение вверх при закрытых клапанах, смесь сжимается, её давление и температура повышаются. При достижении поршнем верхней мёртвой точки (ВМТ) смесь принудительно поджигается за счёт искры между электродами свечи 5. Давление продуктов сгорания при взрыве смеси практически мгновенно повышается, поршень начинает двигаться вниз, возникающее при этом усилие передаётся через шатун 7 на кривошип 8 и далее через коробку передач и трансмиссию на внешнюю нагрузку, например на колёса автомобиля. По достижении поршнем нижней мёртвой точки (НМТ) принудительно открывается выпускной клапан, продукты сгорания под действием повышенного давления вытекают из цилиндра через глушитель и выхлопную трубу в атмосферу. Далее при открытом выпускном клапане поршень, двигаясь вверх к ВМТ, выталкивает остатки продуктов сгорания. Затем вся последовательность описанных выше процессов (цикл) повторяется. Легко видеть, что замкнутая последовательность процессов изменения состояния рабочего тела (цикл) в таком двигателе совершается за два оборота коленчатого вала.

Весьма важной с практической точки зрения является так называемая индикаторная диаграмма двигателя, представляющая собой зависимость давления в цилиндре двигателя от угла поворота коленчатого вала или положения поршня. Экспериментально эта зависимость измеряется прибором, называемым индикатором, откуда произошло её название. Типичная индикаторная диаграмма (без масштаба) карбюраторного двигателя представлена на рис. I.2.

На рисунке по оси абсцисс даются не значения угла поворота коленчатого вала или положения поршня в цилиндре, а текущий объём цилиндра, ограниченного поршнем, что, естественно, однозначно связано с перечисленными величинами. Для упрощения расчётов и углубления понимания физики протекающих в двигателе процессов вводят понятие так называемого среднего индикаторного давления p _i, под которым понимается разность среднеинтегральных давлений рабочего хода и процесса сжатия, т.е.

Тогда произведение среднего индикаторного давления и рабочего объёма цилиндра двигателя, т.е. объёма, «обметаемого» поршнем в цилиндре, будет представлять собой работу цикла, а она, в свою очередь, будучи умноженной на число совершаемых циклов в единицу времени, будет пропорциональна мощности двигателя.

Термодинамический расчёт любого теплового двигателя включает в себя:

а) вычисление параметров рабочего тела в характерных точках цикла ;

б) вычисление удельных количеств подведённой и отведённой теплоты в цикле и удельной работы цикла;

в) вычисление термического КПД цикла ;

г) вычисление расхода рабочего тела по заданной мощности ;

д) вычисление расхода топлива по заданной теплотворной способности топлива ;

е) графическое изображение цикла в термодинамических диаграммах .

Здесь под характерными точками цикла понимаются моменты начала и конца отдельных процессов изменения состояния рабочего тела в цикле.

Обычно при термодинамическом расчёте теплового двигателя считаются заданными параметры атмосферного воздуха, мощность двигателя, максимальные параметры рабочего тела, некоторые конструктивные характеристики, о которых речь будет идти ниже.

Точный термодинамический расчёт процессов изменения состояния рабочего тела в цикле и вычисление количеств теплоты и работы в цикле, строго говоря, не представляются возможными, так как эти процессы в самом общем случае сложны, необратимы, сопровождаются изменением химического состава и требуют привлечения методов химической термодинамики, неравновесной термодинамики, аэродинамики и т.д. Тем не менее, во многих случаях с достаточной для практики точностью термодинамический расчёт тепловых двигателей в первом приближении может быть проведён достаточно просто с использованием ниже перечисленных допущений, справедливость которых оправдывается приемлемой сходимостью расчётных величин с экспериментально наблюдаемыми. В случае карбюраторного ДВС эти допущения следующие:

а) процессы всасывания и выталкивания (см. рис. I.2) считаются изобарными с давлением, равным атмосферному, т.е. пренебрегается гидравлическими сопротивлениями всасывающего и выхлопного трактов;

б) процессы сжатия и рабочего хода (расширения) считаются обратимыми адиабатическими;

в) процессы подвода тепла (взрыв) и отвода тепла (выхлоп) считаются изохорными;

г) рабочее тело считается идеальным газом, обладающим свойствами воздуха с постоянными теплофизическими характеристиками, что объясняется сравнительно малым (менее 5%) количеством подаваемого топлива в цикле по сравнению со всасываемым воздухом.

В соответствии с перечисленными допущениями цикл карбюраторного двигателя (ДВС V= const) изобразится в диаграммах p–V и T–s следующим образом (см. рис. I.3):

Теплота в этом цикле подводится в изохорном процессе 2–3 в результате быстрого сгорания (взрыва) смеси паров бензина (газа) в воздухе, а отводится в атмосфере после выброса отработавшей порции продуктов сгорания через выхлопной патрубок (процесс 4–1). Этот процесс также считается изохорным.

Произведём термодинамический расчёт цикла ДВС V= const в соответствии с приведённым выше алгоритмом. Считаем заданными:

– параметры атмосферного воздуха ;

– конструктивные характеристики цикла:

–

Параметры в характерных точках цикла выражаются через (см. табл. I.1).

Удельные количества подведённой и отведённой в цикле теплоты будут определяться выражениями

Удельная работа цикла определяется разностью количеств подведённой и отведённой теплоты, т.е.

С учётом и находим термический КПД цикла ДВС V= const

Таблица I.1

Расчёт параметров рабочего тела в характерных точках

цикла карбюраторного двигателя

Пара- метры	Характерные точки цикла

Обращает на себя внимание то обстоятельство, что термический КПД этого двигателя не зависит от степени повышения давления , значение которой в свою очередь зависит от количества впрыскиваемого за цикл топлива (от нажатия на педаль акселератора). С чисто теоретической (расчётной) точки зрения этот вывод является следствием эквидистантности процессов подвода и отвода теплоты в цикле (оба они являются изохорными).

Анализ термодинамического совершенства цикла карбюраторного двигателя оказывается чрезвычайно простым. Из выражения для термического КПД следует, что для повышения термического КПД необходимо повышать степень сжатия . К сожалению, возможности повышения степени сжатия карбюраторных двигателей оказываются ограниченными их конструкцией и принципом действия. Дело в том, что в цилиндре карбюраторного двигателя сжимается смесь паров бензина (или газа) с воздухом, в результате чего повышается температура этой смеси. Сжигание же смеси должно происходить в момент, когда поршень достигает верхней мёртвой точки (ВМТ), точнее чуть раньше на угол опережения зажигания. Если же степень сжатия чересчур велика, то температура смеси может достигнуть температуры её самовоспламенения раньше, чем поршень достигнет ВМТ. В этом случае смесь воспламенится в процессе движения к ВМТ, повышенное давление после сгорания топлива может остановить поршень, что неизбежно приведёт к поломке двигателя. Современные карбюраторные двигатели, работающие на бензине или на природном газе, имеют степень сжатия .

Оценить максимальную степень сжатия (а значит, максимальный термический КПД карбюраторного двигателя) можно из условия адиабатичности процесса сжатия. Имеем

На рис. I.4 показана графическая зависимость максимальной степени сжатия и термического КПД от температуры самовоспламенения топлива (смеси).

Вычислим теоретическую мощность ДВС V= const. Имеем по определению

В стационарном режиме , а производная имеет смысл массового расхода рабочего тела (воздуха), т.е. . Величина массового расхода легко вычисляется при заданных числе оборотов коленчатого вала n, об/мин, рабочем объёме цилиндра двигателя и параметрах всасываемого воздуха. С учётом получаем

Из этого выражения может быть найден, например, объём цилиндров двигателя при заданном числе оборотов и степени сжатия . Расход топлива вычисляется по подводимой удельной теплоте и расходу воздуха при известной теплотворной способности топлива :

Основным недостатком карбюраторного двигателя является его относительно низкий КПД. Несмотря на то, что согласно графику на рис. I.4 термический КПД карбюраторного двигателя при степени сжатия составляет примерно 50%, т.е. достаточно высок, реально КПД двигателя вследствие наличия неизбежных потерь составляет не более 35…40%. В связи с этим возникает задача увеличения степени сжатия, которая была успешно решена немецким инженером Рудольфом Дизелем в конце XIX века.

В двигателе Дизеля (рис. I.5) отсутствует карбю-ратор, т.е. в такте всасывания в цилиндр поступает ат-мосферный воздух, который может сжиматься до зна-чительно более высоких давлений без риска самовос-пламенения. Температура сжатого воздуха при этом превышает температуру самовоспламенения топлива. В конце такта сжатия через форсунку 5 в цилиндр под большим давлением, создаваемым топливным насосом (называемым топливным компрессором), подаётся жидкое топливо (как правило, тяжёлые фракции нефтеперегонки – соляр, керосин), которое при прока-чивании через форсунку распыляется, перемешивается с горячим воздухом, испаряется и сгорает. Требо-вание большой скорости распыления топлива (а зна-чит его быстрого испарения и сгорания) приводит к необходимости создания топливным компрессором высокого давления (150…200 бар).

В этом двигателе степень сжатия может быть существенно повышена, её значение ограничивается только прочно-стью конструкционных материалов. В современных дизельных двигателях степень сжатия может достигать значе-ний 20…22 и выше. Ясно, что высокие значения давления в цилиндре дизель-ного двигателя приводят к необходимо-сти увеличения толщины стенок, т.е. к увеличению веса двигателя. Однако КПД такого двигателя оказывается сущест-венно выше.

Ввиду того, что процесс рас-пыления топлива, его разогрева, испарения и сгорания внутри ци-линдра является сравнительно мед-ленным в отличие от практически мгновенного сгорания (взрыва) предварительно подготовленной в карбюраторе смеси топлива с воздухом в случае карбюраторного двигателя, индикаторная диаграмма дизельного двигателя несколько отличается от приведённой на рис. I.2.

Процесс подвода тепла несколько затягивается, поршень успевает за время сгорания топлива переместиться от верхней мёртвой точки на заметное расстояние, а давление при сгорании топлива изменяется мало (рис. I.6). Это обстоятельство позволяет с достаточной степенью точности считать процесс подвода теплоты в дизельном двигателе изобарным, и теоретические диаграммы этого двигателя выглядят так, как показано на рис. I.7.

В качестве конструктивных характеристик дизельного двигателя используются степень сжатия и степень предварительного расши-рения , значение которой определяется количеством подаваемого топлива за цикл (например, нажатием на педаль акселератора автомобильного двигателя). Тогда при заданных атмосферных условиях и конструктивных характеристиках параметры в характерных точках цикла дизельного двигателя будут вычисляться в соответствии с формулами, приведёнными в табл. I.2.

На основании расчётов параметров находим удельные количества подведённой и отведённой теплоты и удельную работу цикла:

Тогда термический КПД дизельного двигателя определится выражением

Таблица I.2

Расчёт параметров рабочего тела в характерных точках

цикла дизельного двигателя

Пара- метры	Характерные точки цикла

Из этого выраже­ния легко видеть, что термический КПД ди­зельного двигателя рас­тёт с увеличением сте­пени сжатия и уменьшается с увеличе-нием степени предвари­тельного расширения (см. рис. I.8). Качест­венно это легко пока­зать, приняв во внима­ние, что при стоя­щая в числителе вели­чина при всегда больше находящегося в знаменателе выражения .

Основным недостатком дизельного двигателя является необходимость использования топливного компрессора, на привод которого затрачивается значительная часть его мощности. Этот агрегат является настолько важным, что двигатель Дизеля часто называют компрессорным дизелем. Русский инженер Г. Тринклер в 1904 году предложил идею бескомпрессорного дизельного двигателя, в котором степень сжатия снижена настолько, что впрыск топлива через форсунку позволяет обойтись обычным топливным насосом.

Принципиальная схема цилиндра двигателя Тринклера представлена на рис. I.9. Отличительной особенностью такого двигателя является наличие так называемой форкамеры (предкамеры), отделённой от основной камеры сгора-ния (цилиндра двигателя) каналом с тонкими отверстиями, который пред-ставляет собой значительное гидравли-ческое сопротивление. Принцип работы двигателя Тринклера следующий: в процессе сжатия атмосферный воздух поступает через канал в форкамеру; когда поршень находится вблизи верхней мёртвой точки, жидкое топливо впрыскивается в форкамеру, где оно распыляется, нагревается и сгорает под действием высокой температуры сжатого воздуха. Вследствие большого гидравлического сопротивления канала между цилиндром и форкамерой давление в ней возрастает при горении топлива практически изохорно, затем продукты сгорания, несгоревшее топливо и неиспользованный чистый воздух, преодолевая сопротивление канала, поступают в основную камеру сгорания, где несгоревшее топливо догорает практически при постоянном давлении. Ввиду того, что в изохорном процессе подвода тепла давление повышается, степень сжатия может быть понижена и отпадает необходимость в топливном компрессоре, его заменяют обычным топливным насосом, на привод которого затрачивается значительно меньше работы.

Идеализированная диаграмма p–V ДВС со смешанным подводом теплоты, представленная на рис. I.10, состоит из двух адиабат (сжатия 1–2 и расширения 3–4), изохорного горения топлива в форкамере (процесс ), изобарного горения в цилиндре (процесс ) и выхлопа отработавших продуктов сгорания (процесс 4–1). В качестве конструктивных характеристик поршневого ДВС со смешанным подводом теплоты используются степень сжатия , степень повышения давления и степень предварительного расширения .

Тогда, следуя упомянутому выше алгоритму термодинамического расчёта теплового двигателя, находим параметры в характерных точках цикла, удельные количества подведённой и отведённой теплоты, удельную работу цикла, его термический КПД и мощность двигателя.

Таблица I.3

Расчёт параметров рабочего тела в характерных точках

цикла двигателя Тринклера

Пара- метры	Характерные точки цикла
		2’

Удельные количества теплоты и работы в цикле

термический КПД цикла

Численный расчёт показывает, что термический КПД двигателя со смешанным подводом тепла слабо растёт с увеличением степени повышения давления λ и заметно уменьшается с ростом степени предварительного расширения ρ.