Курсовая работа (т): Циклы двигателей внутреннего сгорания

Рис. 4.1. Цикл Тринклера. Рабочая (p-v) и тепловая (T-s) диаграммы.

Термодинамические процессы цикла:

-2 - адиабатное сжатие,

-3 - изохорный подвод теплоты,

-4 - изобарный подвод теплоты,

-5 - адиабатное расширение,

-1 - изохорный отвод теплоты.

Характеристики цикла:

 - степень сжатия (отношение объемов в начале и конце процесса сжатия 1-2.

 - степень повышения давления (отношение давлений в процессе изохорного подвода теплоты.

 - степень предварительного расширения (отношение объемов в процессе изобарного подвода теплоты.

При анализе считают известными: состояние рабочего тела в т. 1 (Т1, p1) и характеристики цикла ε, λ, ρ. Вместо одной из характеристик может быть задана максимальная температура или максимальное давление 5].

.1 Расчет параметров в характерных точках цикла

Для определения параметров состояния в точке 2 рассмотрим процесс 1-2 - адиабатное сжатие. Запишем уравнение адиабатного процесса в следующем виде:

 или  (4.1.)

Выразим из уравнения давление в т.2:

 (4.2.)

Для определения температуры в т.2 запишем уравнение адиабатного процесса в виде:

или  (4.3.)

Отсюда:

 (4.4.)

Для определения параметров состояния в точке 3 рассмотрен процесс 2-3 - изохорный процесс с подводом теплоты, при этом давление возрастает пропорционально температуре:

 (4.5.)

Давление в т.3 можно рассчитать по формуле:

 (4.6.)

 (4.7.)

Для определения параметров состояния в точке 4 рассмотрен процесс 3-4 - изобарное расширение с подводом теплоты, при этом удельный объем возрастает пропорционально температуре:

 (4.8.)

Давление в т.4 p4=p3

Температура в т.4:

 (4.9.)

Определим параметры состояния в точке 5. Рассмотрен процесс 4-5 - адиабатное расширение. Используя уравнение адиабатного процесса, получено выражение для абсолютного давления в т.5:

 или  (4.10.)

 (4.11.)

Для определения абсолютной температуры в т.5 рассмотрен изохорной процесс 5-1. Для изохорного процесса:

 (4.12.)

Отсюда:

 (4.13.)

Определив таким образом давление и температуру в характерных точках, можно рассчитать удельный объем v в каждой точке, используя уравнение Клапейрона[5].

 (4.14.)

.2 Расчет энергетических характеристик цикла

Подводимая теплота.

В цикле Тринклера теплота подводится в двух процессах: 2-3 (v=const) и 3-2 (p=const), поэтому она будет равна сумме:

 (4.15.)

Подставляя значения температур, получено:

 (4.16.)

Отводимая теплота.

 (4.17.)

Подставляя значения температур, получено:

 (4.18)

Разница между подводимой и отводимой теплотой:

(4.19)

Работа цикла.

Работа цикла равна разнице между подводимой и отводимой теплотой[5]:

 (4.20.)

Термический КПД цикла. Термический КПД цикла равен отношению цикловой работы к подводимой теплоте[5]:

 (4.21.)

 (4.22.)

.3 Анализ эффективности цикла

Термический коэффициент полезного действия (КПД) цикла зависит от характеристик цикла ε, λ, ρ и от свойств рабочего тела (.

Показатель адиабаты k определяется составом продуктов сгорания и изменяется незначительно от 1,33 до 1,37.

Проанализировать влияние характеристик цикла ε, λ, ρ на КПД удобнее всего по тепловой диаграмме. Известно, что чем шире температурный диапазон цикла (разница между средними температурами подвода и отвода теплоты), тем больше его термический КПД[2].

) При увеличении степени сжатия конечная точка процесса 1-2 сместится в т.2' (рис. 4.2.).

Рис. 4.2. К анализу эффективности цикла Тринклера

Средняя температура подвода теплоты  при этом увеличивается, следовательно, термический КПД также увеличится.

; 1 - 2’; .

Для цикла Тринклера степень сжатия изменяется в пределах:

) С увеличением степени повышения давления конечная точка процесса 2-3 сместится в т.3'. Средняя температура подвода теплоты  при этом увеличивается, значит термический КПД также увеличится.

 2 - 32 -3’; .

Обычное значение λ

) Если увеличить степень предварительного расширения, то конечная точка процесса 3-4 сместится в т.4'. Надо отметить, что для замкнутости цикла т. 5 необходимо сместить в т. 5' [2].

Средняя температура подвода теплоты увеличивается . Но в этом случае увеличится и средняя температура отвода теплоты .

 - растет быстрее (по изохоре),  растет медленнее (по изобаре).

Температурный диапазон цикла сузится, значит термический КПД уменьшится [2].

 4 - 5 4’ - 5’; ; ;

Таким образом, увеличение степени предварительного расширения снижает термический КПД. На практике ρ стараются уменьшить: .

Конструкция двигателя, работающего по циклу Тринклера, включает "предкамеру" (рис. 4.3.). После сжатия воздуха в "предкамеру" подается под высоким давлением топливо и происходит быстрое сгорание приготовленной смеси при постоянном объеме, а потом происходит сгорание горючего при постоянном давлении по мере его поступления в камеру сгорания [2].

Рис.4.3. Схема ДВС, работающего по циклу Тринклера

(1  - впускной клапан, 2 - выпускной клапан)

5. Индикаторная диаграмма цикла двигателя внутреннего сгорания

Исследование работы реального поршневого двигателя проводят по диаграмме, в которой дается изменение давления в цилиндре в зависимости от положения поршня (объема) за весь цикл. Такую диаграмму, снятую с помощью прибора - индикатора, называют индикаторной диаграммой (рис. 5.1).

Рис. 5.1. Действительная индикаторная диаграмма четырехтактного двигателя

-1 - заполнение цилиндра воздухом (при внутреннем смесеобразовании) или рабочей смесью (при внешнем смесеобразовании) при давлении несколько ниже атмосферного из-за гидродинамического сопротивления впускных клапанов и всасывающего трубопровода,

-2 - сжатие воздуха или рабочей смеси,

-3'-3 - период горения рабочей смеси,

-4 - рабочий ход поршня (расширение продуктов сгорания), совершается механическая работа,

-5 - выхлоп отработавших газов, падение давления до атмосферного происходит практически при постоянном объеме,

-0 - освобождение цилиндра от продуктов сгорания.

В реальных тепловых двигателях преобразование теплоты в работу связано с протеканием сложных необратимых процессов (имеются трение, химические реакции в рабочем теле, конечные скорости поршня, теплообмен и др.) Термодинамический анализ такого цикла невозможен [4].

В связи с этим для выявления основных факторов, влияющих на эффективность работы установок, действительные процессы заменяют обратимыми термодинамическими процессами, допускающими применение для их анализа термодинамических методов. Такие циклы называют теоретическими.

Допущения, используемые для теоретических циклов:

) Рабочее тело - идеальный газ с постоянной теплоемкостью

) Подвод теплоты осуществляется от внешних источников теплоты, а не за счет сжигания топлива (аналогично отвод теплоты)

) Механические потери (трение, потери теплоты) отсутствуют.

) Процессы 0-1 и 5-0 исключают из рассмотрения, т.к. работа в них практически одинаковая, только имеет разный знак.

Анализ циклов тепловых двигателей проводится в два этапа: сначала анализируется эффективность теоретического (обратимого) цикла, а затем - реальный (необратимый) цикл с учетом основных источников необратимости [4].

6. Эффективность реальных циклов

Экономичность реальных поршневых ДВС всегда меньше теоретических, рассчитанных по идеальному циклу, где не учитываются потери на трение, гидравлические сопротивления потоку газов в клапанах, неполнота сгорания топлива, изменение состава и теплоемкости рабочей смеси, неадиабатность процессов сжатия и расширения, насосные потери и т. Д [3].

Экономичность реальных двигателей оценивают степенью превращения затраченной теплоты топлива в эффективную работу - так называемым эффективным КПД [4]

 (6.1.)

где Le - эффективная работа, которая передается внешнему потребителю (работа на валу двигателя);- теплота, выделяемая при полном сгорании топлива в цилиндре [3].

Эффективный КПД учитывает не только термодинамические потери цикла, определяемые термическим КПД ηt, но и механические потери на трение, определяемые механическим КПД ηм, и потери внутри двигателя, вызванные необратимостью процессов и несовершенством реального двигателя, определяемые индикаторным КПД ηi [3].

Индикаторный КПД оценивает величину потерь работы цикла, вызванных теплообменом между стенками цилиндра и рабочим телом, гидравлическими сопротивлениями в клапанах, несовершенством процесса сгорания топлива и пр.:

 (6.2.)

где Li - работа цикла реального двигателя, равная площади действительной индикаторной диаграммы (индикаторная работа);ц - работа цикла идеального двигателя [3].

В связи с наличием в двигателе узлов трения часть полученной полезной работы цикла расходуется на преодоление в них сил трения (механические потери). Вот почему работа на выходном валу двигателя Le меньше индикаторной работы цикла на величину механического КПД, определяемого выражением

 (6.3.)

Следует отметить, что механический КПД двигателей, работающих по циклу Тринклера, выше остальных в связи с отсутствием дополнительного компрессора, что и предопределило их широкое применение [4].

Таким образом, эффективный КПД выражается произведением:

= (6.4.)

Увеличение эффективного КПД двигателя связано с увеличением каждого из КПД, входящих в формулу [3].

Выводы

В результате анализа различных теоретических циклов двигателей внутреннего сгорания можно сделать следующие выводы:

Чем больше степень сжатия ε, тем больше степень полезного рабочего расширения, следовательно, больше полезная результирующая работа цикла. Чем больше степень повышения давления λ при данном ε , тем больше цикл будет приближаться к изохорному, т.к. будет увеличиваться подвод тепла при υ=const и сокращаться подвод тепла при p=const. Но при одной и той же степени сжатия ε изохорный цикл всегда экономичнее, чем изобарный цикл.

Смешанный газовый цикл можно рассматривать как наиболее общий случай из всех трех рассмотренных циклов.

Список источников

1.      Дьяченко Н.Х. Теория двигателей внутреннего сгорания / Н.Х. Дьяченко. - Н.: Машиностроение, 1974. - 551 с.

.        Кириллов И.И. Теория турбомашин / И.И. Дьяченко. - Л.: Машиостроение,1964. - 511 с.

.        Петриченко, Р.М. Рабочие процессы поршневых машин / Р.М. Петриченко. - М.: Машиностроение, 1972. - 164 с.

.        Баландин С.С. Бесшатунные поршневые двигатели внутреннего сгорания / C.C. Баландин. - М.: Машиностроение, 1972. - 168 с.

.        Алексеев В.П. Двигатели внутреннего сгорания / В.П. Алексеев. - М.: Машиностроение, 1990. - 254 с.

.        Архангельский В.М. Автомобильные двигатели / В.М. Архангельский. - М.: Машиностроение, 1977. - 591 с.