1.1. В термодинамических циклах рассматриваются идеальные газы, в которых отсутствуют силы взаимного притяжения и оттал-кивания между молекулами, а объем самих молекул пренебрежимо мал по сравнению с объемом газа. Идеальные газы полностью подчиняются закону Бойля–Мариотта, гласящему: при постоянной температуре объем, занимаемый идеальным газом, изменяется об-ратно пропорционально его давлению (v1 / v2 = p2 / p1 ) и закону Гей–Люссака, гласящему: при постоянном давлении объемы одно-го и того же количества идеального газа изменяются прямо про-порционально его абсолютным температурам (v1 / v2 = Т1 / Т2 ). 1.2. В термодинамических циклах теплоемкость рабочего тела принимается постоянной. Из молекулярно–кинетической теории численное значение мольной теплоемкости для одноатомного газа равно сmv 12,5 Дж/(мольК), для двухатомного газа –сmv 20,8 Дж/(мольК), или с учетом уравнения Майера сmр = сmv + R, где R = 8,3142 Дж/(мольК): сmр 20,8 Дж/(мольК) для одноатомного и сmр 29,1 Дж/(мольК) для двухатомного газа, соответственно. 1.3. В термодинамических циклах процессы сжатия–расширения рассматриваются без учета теплообмена рабочего тела с окру-жающей средой. 1.4. Адиабатным называется термодинамический процесс, про-текающий без подвода и отвода теплоты, т.е. при отсутствии теп-лообмена рабочего тела с окружающей средой. Такой процесс можно было бы осуществить в двигателе с абсолютной термоизо-ляцией стенок камеры сгорания. 1.5. Степень сжатия определяется как отношение всего объема цилиндра Va (поршень в НМТ) к объему камеры сжатия Vc (пор-шень в ВМТ). 1.6. Под степенью повышения давления в цикле понимается отношение наибольшего давления сгорания pz к давлению конца сжатия pc. 1.7. Степень предварительного расширения представляет со-бой отношение объема, соответствующего концу сгорания Vz (за-вершению подвода тепла), к объему камеры сжатия Vc. 1.8. Циклы: 1). с подводом тепла при V = const; 2). при подводе тепла при р = const и 3). смешанный цикл, при осуществлении ко-торого часть тепла подводится при постоянном объеме, а часть при постоянном давлении. Первый тип цикла в наибольшей степе-ни подходит для анализа рабочего процесса двигателей с искро-вым зажиганием, использующих легкое топливо (бензин, газ). Ко второму циклу приближается протекание рабочего процесса тихо-ходных крупноразмерных дизелей. Смешанный цикл используется для анализа рабочего процесса высокооборотных дизелей. 1.9. При равенстве степени сжатия наивысший термический КПД имеет цикл с подводом всего тепла при V = const, так как из законов термодинамики следует, что чем больше тепла подводится к рабочему телу вблизи ВМТ, тем КПД выше, а смещение тепло-выделения на линию расширения ведет к снижению КПД. 1.10. Сравнение обоих циклов при степенях сжатия, приме-няемых в реальных двигателях, показывает, что термический КПД цикла с подводом тепла при р = const выше (t = 0,59; 0,57; 0,54 при k = 1,35; = 16 и = 1,5; 2,1; 2,5, соответственно), чем у цикла с подводом тепла при постоянном объеме (t = 0,49 при k = 1,35; = 7). 1.11. Нагрузка двигателя определяется количеством тепла вы-деляющегося при сгорании топлива, которое определяет степень повышения давления в цикле с V = const. Так как термический КПД этого цикла зависит только от степени сжатия и показателя адиабаты k, то КПД не зависит от нагрузки. 1.12. Термический КПД цикла р = const возрастает с увеличе-нием показателя адиабаты k и степени сжатия и уменьшается с увеличением степени предварительного расширения . Величина зависит от количества тепла, выделившегося при сгорании топлива и возрастает с нагрузкой. Поэтому увеличение нагрузки ведет к снижению КПД цикла.
2.1. В реальной индикаторной диаграмме можно отметить сле-дующие отличия от термодинамического цикла: 1). на диаграмме имеются линии впуска свежего заряда и выпуска отработавших газов (четырехтактный ДВС); 2). линии сжатия и расширения, вследствие теплообмена между рабочим телом и стенками камеры сгорания представляют собой политропы с переменным показате-лем; 3). в реальном цикле происходит с изменением химического состава (при сгорании) и теплоемкости рабочего тела; 4). присут-ствуют потери, связанные с несовершенством процесса сгорания топлива и гидравлические потери. 2.2. В четырехтактном ДВС рабочий цикл состоит из тактов: на-полнения цилиндра свежим зарядом, сжатия, рабочего хода и вы-пуска отработавших газов. В двухтактном ДВС наполнение и сжа-тие осуществляется в один такт, а рабочий ход и выпуск в другой. 2.3. На наполнение цилиндра влияет целый ряд факторов. Посту-пающий заряд с параметрами окружающей среды преодолевает гидравлическое сопротивление впускной системы, во впускных каналах и цилиндре нагревается от стенок, смешиваясь в цилиндре с оставшимися от предыдущего сгорания отработавшими газами. Результирующие температура и давление рабочего тела во многом и определяют количественные показатели процесса наполнения. 2.4. Коэффициент наполнения двигателя v выражает отношение действительного количества заряда, поступившего в цилиндр, к тому количеству, которое могло бы заполнить рабочий объем Vh при давлении р0 и температуре Т0 на впуске в двигатель. 2.5. Для четырехтактных двигателей с искровым зажиганием ха-рактерны значения коэффициента наполнения v = 0,70…0,85, для дизелей: тихоходных v = 0,80…0,90, быстроходных v = 0,75… 0,90. Для двухтактных двигателей с кривошипно–камерной про-дувкой v = 0,50…0,70, со щелевой v = 0,75…0,85, с прямоточной v = 0,97… 1,05. 2.6. При падении давления окружающей среды, например, при работе ДВС в высокогорье, несмотря на неизменность объемного расхода, массовое наполнение цилиндра свежим зарядом падает, так как снижается плотность засасываемого двигателем воздуха. Повышенное сопротивление воздушного фильтра, как и сужение в диффузорах карбюратора или смесителя приводят к снижению давления в цилиндре на момент закрытия органов газораспределе-ния и уменьшению массового наполнения цилиндра ДВС. 2.7. Гидравлические потери давления во впускной системе про-порциональны квадрату средней скорости газа, то есть зависят от быстроходности двигателя. Для тихоходных ра = (0,88…0,95)р0, для быстроходных ра = (0,80…0,85)р0. 2.8. При повышении температуры внешней среды, как и при уве-личении подогрева свежей смеси от горячих деталей двигателя плотность воздушного заряда падает и наполнение уменьшается. При непосредственном впрыскивании бензина в цилиндр темпера-тура заряда падает вследствие затрат тепла на испарение топлива, плотность заряда возрастает и наполнение увеличивается. 2.9. В среднем для четырехтактных дизелей Та = 310..330 К, для двухтактных – Та = 320..380 К, в двигателях с искровым зажигани-ем – Та = 340..400 К. 2.10. Коэффициент наполнения за счет выбора соответствующих фаз газораспределения достигает своего максимума на определен-ной частоте вращения, на которой требуется получить максималь-ный крутящий момент. При меньших частотах вращения коленча-того вала фазы газораспределения отличаются от оптимальных, и наполнение, за счет обратного выброса заряда падает. В области повышенных частот вращения коэффициент наполнения снижает-ся вследствие увеличения гидравлических потерь при увеличении скорости потока газа во впускной системе. 2.11. Коэффициент остаточных газов равен отношению количе-ства остаточных газов присутствующих в цилиндре Мr к количест-ву свежего заряда М1, поступившего в цилиндр. 2.12. Для четырехтактных двигателей с искровым зажиганием коэффициент остаточных газов = 0,05…0,15, для дизелей = 0,03…0,05. Для двухтактных двигателей с кривошипно–камерной продувкой = 0,20…0,30, с петлевой = 0,06…0,12, с прямоточной = 0,03… 0,05. 2.13. Да влияет. Коэффициент наполнения тем выше, чем лучше очистка цилиндра (меньше коэффициент остаточных газов). 2.14. Процесс сжатия начинается с момента закрытия органов га-зораспределения и заканчивается при достижении поршнем ВМТ. 2.15. Из термодинамики известно, что термический КПД растет с увеличением степени сжатия, причем, темп роста по мере увели-чения степени сжатия снижается. В двигателях с искровым зажи-ганием максимальная степень сжатия ограничивается условием бездетонационной работы двигателя, так как склонность к возник-новению детонационного сгорания увеличивается с ростом степе-ни сжатия. В дизелях степень сжатия выбирают из условия само-воспламенения топлива при минимальной эксплуатационной тем-пературе воздуха. Степень сжатия различается для дизелей с непо-средственным впрыскиванием топлива и разделенной камерой сгорания, и выше у последних, в силу увеличенных тепловых по-терь. Излишне высокая степень сжатия в дизелях приводит к очень большим значениям максимального давления сгорания и, как следствие, чрезмерным напряжениям в деталях ДВС. 2.16. Показатель политропы сжатия n1 зависит от теплообмена между газом и стенками камеры сгорания. В начальный момент сжатия, когда температура рабочего тела меньше температуры стенок, происходит нагревание газа, поэтому показатель политро-пы сжатия больше показателя адиабаты n1 > k. Повышение темпе-ратуры рабочего тела при дальнейшем сжатии вызывает измене-ние направления теплового потока, и газ начинает отдавать тепло стенкам, при этом n1 < k. В расчетах часто принимают показатель политропы сжатия постоянным, равным некоторому среднему значению за весь процесс сжатия. 2.17. Для политропного процесса справедливо выражение pV n = const. Сняв с индикаторной диаграммы две точки можно вы-числить на данном участке показатель политропы сжатия n1 = (lnp2 – lnp1) / (lnV1 – lnV2). 2.18. Для быстроходных дизелей или дизелей с неохлаждаемыми поршнями n1 = 1,38…1,42, для тихоходных или с охлаждаемыми поршнями n1 = 1,32…1,36, для двигателей с искровым зажиганием n1 = 1,30…1,35. 2.19. Температура на номинальном режиме работы в конце такта сжатия составляет для дизелей 750…850 К, у двигателей с искро-вым зажиганием около 600 К. 2.20. Энергия химических связей, заключенная в топливе и выде-ляющаяся при полном сгорании его 1 кг называется низшей тепло-той сгорания топлива. 2.21. Основу традиционных моторных топлив составляют водо-род и углерод, окисляющиеся при полном сгорании до воды и уг-лекислого газа. При неполном сгорании углеводородных топлив (недостаток воздуха, загасание пламени у стенок и т.п.) в продук-тах неполного сгорания содержатся: оксид углерода (угарный газ), углерод (сажа), водород и различные органические соединения (несгоревшие углеводороды), многие из которых являются токси-нами. 2.22. Период задержки воспламенения охватывает промежуток времени от начала фактического поступления топлива в камеру сгорания, до начала активного тепловыделения, которое характе-ризуется видимым повышением давления над линией сжатия. В этот период происходят физико–химические процессы подготовки топлива к сгоранию (его распыливание, прогрев, испарение, сме-шение с воздухом, деструкция с образованием активных радика-лов, являющихся центрами начальной стадии горения топлива). 2.23. Кинетической принято называть фазу сгорания следующую непосредственно после периода задержки воспламенения. Счита-ется, что в этот достаточно кратковременный период тепловыде-ления (5…15ПКВ) сгорает часть топлива смешавшаяся с возду-хом за период задержки воспламенения. Скорость горения высока, и определяется кинетикой химических реакций (отсюда – кинети-ческая стадия), в результате чего наблюдается резкое повышение давления в цилиндре. При dp/d< 0,2…0,5 МПа/ПКВ обеспечива-ется "мягкая" работа дизеля с относительно низким уровнем вибро акустического излучения, форсированным дизелям свойственна "жесткая" работа, вследствие того, что максимальная скорость на-растания давления в них может превышать 0,8…1,0 МПа/ПКВ. 2.24. Максимальное давление сгорания у двигателей с искровым зажиганием: бензиновых, составляет рz = 1,8…3,5 МПа, газовых – рz = 2,5…3,0 МПа, у дизелей: низкофорсированных рz = 3,2… 4,0 МПа, форсированных достигает – рz = 8,0…9,0 МПа, высоко-форсированных до рz = 12,0…14,0 МПа, 2.25. Диффузионный характер сгорание приобретает после того, как все заранее смешанное с воздухом топливо сгорит в кинетиче-ской стадии, и дальнейший процесс горения лимитируется скоро-стью смешения топлива с окислителем – скоростью турбулентной диффузии. Диффузионное сгорание может растягиваться на значи-тельный угол поворота коленчатого вала, что является нежела-тельным явлением, так как это ведет к снижению КПД и перегреву двигателя. 2.26. Полное количество, выделяющегося тепла при сгорании в функции угла ПКВ, называется текущим тепловыделением. Коли-чество тепла, идущее только на совершение механической работы и на изменение внутренней энергии рабочего тела (его температу-ры) называется теплоиспользованием или активным тепловыделе-нием. 2.27. Коэффициентом использования теплоты (z – на момент окончания процесса сгорания, b – на момент окончания процесса расширения) называется отношение теплоиспользования к тепло-выделению в рассматриваемой точке рабочего цикла. 2.28. Коэффициентом избытка воздуха называется отношение массы воздуха, действительно находящейся в цилиндре, к массе воздуха, теоретически необходимой для полного сгорания топли-ва, находящегося в цилиндре двигателя. С понятием коэффициента избытка воздуха тесно связано понятие теоретической массы воз-духа, необходимой для сгорания 1 кг топлива, обозначаемой l0 и вычисляемой на основе массового баланса окисления элементар-ных веществ, составляющих горючую основу топлива. 2.29. В дизелях при полной нагрузке нижним пределом коэффи-циента избытка воздуха, при котором двигатель удовлетворяет нормам по дымности отработавших газов, является = 1,5…1,7 при непосредственном впрыскивания топлива и = 1,3…1,5 для дизелей с разделенной камерой сгорания. На режимах малых на-грузок и холостого хода в дизелях = 6…8. Для двигателей с ис-кровым зажиганием рабочий диапазон по = 0,9…1,2, причем ра-бота на бедных смесях ( > 1) обеспечивает наилучшую топлив-ную экономичность, а работа на богатых смесях ( < 1) – наивыс-шую мощность двигателя. 2.30. При хорошо организованном процессе сгорания и ( > 1) можно считать, что топливо сгорает полностью ( = 1 – коэффици-ент выделения теплоты). В дизелях, на ряде режимов, часть топли-ва выбрасывается с отработавшими газами в виде сажи (углерода) и < 1. В двигателях c искровым зажиганием при работе на мощ-ностном составе смеси ( < 1) из-за недостатка окислителя топли-во полностью сгореть не может и его часть, в виде несгоревших углеводородов, выбрасывается с отработавшими газами. 2.31. Да можно. При работе двигателя на бедных смесях в отра-ботавших газах содержится неиспользованный при сгорании из-быточный кислород. Зная его концентрацию в продуктах горения и в чистом воздухе можно рассчитать, какая его часть пошла на сгорание топлива и вычислить . 2.32. Истинной теплоемкостью называется значение теплоемко-сти газа при заданной температуре. Средней теплоемкостью назы-вается среднее ее значение между двумя заданными температура-ми. 2.33. Массовая теплоемкость сх имеет размерность кДж/(кгК) и может быть определена если известны массовые доли gi = mi / mсм каждого i го компонента в смеси газов, как сх = gi сi. Объемной теплоемкостью с'х [кДж/(м3К)] называют отношение теплоемко-сти газа к его объему при нормальных физических условиях, т.е. температуре 0С и давлении 101325 Па. Молярной теплоемкостью сm [кДж/(кмольК)] называют величину, равную произведению массовой теплоемкости вещества на его молярную массу. Связь между различными теплоемкостями сх = с'х / 0 = сm / , где кажу-щиеся 0 –плотность (кг/м3) и – молекулярная масса (кг/кмоль) газовой смеси. 2.34. Количество молей продуктов сгорания М2 к количеству мо-лей свежего заряда М1 называется химическим коэффициентом молекулярного изменения 0 = М2 / М1 при сгорании. Так как в ци-линдре двигателя присутствуют Мr молей остаточных газов, то действительным коэффициентом молекулярного изменения на-зывается отношение общего количества смеси газов после сгора-ния М2 + Мr к общему количеству газов М1 + Мr в период сжатия. 2.35. Тепло, выделяющееся при сгорании топлива, идет: 1). на совершение механической работы; 2). на изменение внутренней энергии рабочего тела (его температуры); 3). теряется в стенки ка-меры сгорания за счет теплопередачи. 2.36. Среднее значение показателя политропы расширения, полу-ченные по опытным данным для двигателей с искровым зажигани-ем: бензиновых и газовых, составляет n2 = 1,2…1,35, для дизелей n2 =1,25…1,32. 2.37. Давление в конце такта выпуска в цилиндре двигателя со-ставляет при выпуске в атмосферу рr = (1,03…1,20)р0, причем большая величина – с глушителем. 2.38. Температура отработавших газов на номинальном режиме работы для дизелей составляет Тr = 600…800 К, для двигателей с искровым зажиганием Тr = 900…1100 К. 3.1. На свернутой индикаторной диаграмме (в координатах, те-кущие, объем–давление) индикаторной работе соответствует пло-щадь, заключенная в пределах линий сжатия–сгорания–расширения, которая может быть определена численным интегри-рованием, как сумма Li = (pj +pj+1) / 2(Vj+1–Vj) [Пам3 Дж]. 3.2. Для получения среднего индикаторного давления pi следует индикаторную работу Li разделить на рабочий объем цилиндра Vh. Физический смысл среднего индикаторного давления состоит в том, что оно, действуя постоянно на протяжении всего рабочего хода поршня, совершит работу, равную совершенной при реаль-ном изменении текущего давления. 3.3. Среднее индикаторное давление для двигателей: четырехтактные дизели без наддува 0,65…1,0 МПа, четырехтактные дизели с наддувом 0,9…1,8 МПа, двухтактные дизели без наддува 0,55…0,9 МПа, двухтактные дизели с наддувом 0,9…1,8 МПа, четырехтактные бензиновые двигатели 0,7…1,2 МПа, четырехтактные газовые двигатели 0,53…0,58 МПа. 3.4. Индикаторная мощность двигателя Ni может быть определе-на через среднее индикаторное давление pi, с учетом частоты вра-щения коленчатого вала n, тактности ( = 2 для двухтактного и = 4 для четырехтактного ДВС) и рабочего объема цилиндра Vh: Ni = pinVh / (30). Индикаторная мощность равна той мощности, которую мог бы отдавать двигатель в случае, если бы в нем отсут-ствовали внутренние потери (на трение и пр.). 3.5. Индикаторный коэффициент полезного действия i характе-ризует качество организации рабочего процесса в двигателе. Его численное значение равно отношению совершаемой двигателем индикаторной Li работы к теплоте Q, вводимой в цикл с топливом (низшая теплота сгорания Hu умноженная на цикловую подачу то-плива gцик), т.е. i показывает, какая доля тепла преобразуется в двигателе в работу. Индикаторный КПД удобен для сравнения ра-бочих процессов ДВС при переходе на альтернативные виды топ-лива, так как в нем учитывается их низшая теплота сгорания. 3.6. Индикаторный коэффициент полезного действия для дизелей лежит в пределах i = 0,42…0,45, для двигателей с искровым за-жиганием i = 0,25…0,32. 3.7. Индикаторный расход топлива gi [г/(кВтч)] показывает, ка-кая масса конкретного топлива, обладающего заданной низшей теплотой сгорания Hu, тратится на получение 1 кВтч (3600 кДж) индикаторной работы: gi = 3600 / (i Hu). Индикаторный расход топлива удобен для анализа мероприятий по повышению эффек-тивности рабочего процесса двигателя. 3.8. Внутренние потери энергии в двигателе складываются из: 1). потерь на трение между деталями двигателя; 2). потерь на осу-ществление насосных ходов (всасывание свежего заряда и вытал-кивание продуктов сгорания); 3). потерь на привод вспомогатель-ных механизмов (масляный насос, помпа системы охлаждения и т.п.). 3.9. Механический КПД м показывает, какую долю составляет мощность Nе, отдаваемая в нагрузку от Ni – индикаторной мощно-сти: м = Nе / Ni. 3.10. Удельный эффективный расход топлива показывает, какая масса топлива тратится на получение 1 кВтч полезной работы ДВС, развивающим полезную мощность Nе : gе = 1000Gт / Nе. Связь между удельными индикаторным и эффективным расходами топлива устанавливает соотношение gi = мgе. 3.11. Эффективный коэффициент полезного действия е характе-ризует, как качество организации рабочего процесса в двигателе, так и уровень внутренних потерь в нем. Его численное значение равно отношению совершаемой двигателем полезной работы к те-плоте Q, вводимой в цикл с топливом (низшая теплота сгорания Hu умноженная на цикловую подачу топлива gцик), т.е. е показывает, какая доля тепла пошла на совершение полезной работы. 3.12. Индикаторный коэффициент полезного действия для дизе-лей лежит в пределах i = 0,35…0,38, для двигателей с искровым зажиганием i = 0,20…0,23.
"""При непосредственном впрыскивании бензина в цилиндр темпера-тура заряда падает вследствие затрат тепла на испарение топлива, плотность заряда возрастает и наполнение увеличивается."""" - при непосредственном впрыске подача бензина через форсунку происходит, когда впускной клапан уже закрыт, и испарение бензина уже никак на наполнение повлиять не может... При других видах подачи топлива (моно- и распределенный впрыск, карбюратор) указанное в статье понижение температуры (примерно на 20 градусов для бензина и более для метанола) приводит к увеличению количества (массы) поступающей смеси.
