ОСНОВЫ ТЕОРИИ РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ В ЦИЛИНДРЕ ДИЗЕЛЯ § 1.1. Идеальный цикл дизеля 1 страница

Реальные рабочие процессы дизелей характеризуются сложным комплексом быстротекущих физико-химических про­цессов. На начальной стадии изучения теории рабочих процес­сов следует отвлечься от тепловых и механических потерь, свя­занных с теплообменом, неполнотой сгорания, трением в звень­ях двигателя и другими условиями реальной работы двигателя. Этой цели служит понятие идеального цикла, представляющего идеализированную схему рабочего цикла. По идеальному циклу можно на качественном уровне оценить влияние основных кон­структивных и эксплуатационных факторов на механиче­скую напряженность и экономичность дизеля.

Современные судовые дизели имеют газотурбинный наддув, выполняемый по двум конструктивным схемам: с импульсным подводом газов к турбине и с изобарным. Схемы систем наддува приведены на рисунке 1.1.

а) б)

Рис. 1.1. Конструктивные схемы газовыпускных систем судовых дизелей: 1-5 цилиндры двигателя; К - центробежный компрессор; Т - газовая турбина; ВК-выпускной коллектор; ВО - воздухоохладитель надувочного воздуха.

В варианте, изображенном на рис. 1.1 а), подвод газов из цилиндров разделен на три группы: 1 - цилиндр № 1; 2 - цилин­дры № 3 и 4; 3 - цилиндры № 2 и 5. Выпускные трубы каждой группы образуют отдельный выпускной коллектор относи­тельно небольшого объема (не более V_h\ поэтому при выпус­ке газов в них возникают импульсы давления, температуры и скорости. Газовая турбина работает в импульсном режиме, но из-за большой инерционности ротор турбокомпрессора имеет постоянные обороты. Центробежный компрессор, приводи­мый в действие от газовой турбины, повышает давление от ро на всасывании до р_к - p_s. Температура воздуха t_K при этом возрастает до 150-200°С (в зависимости от величины р_к). Воздух с такой высокой температурой нельзя подавать в ци­линдры, поэтому его охлаждают в воздухоохладителе ВО, прокачиваемом забортной или низкотемпературной пресной водой, до температуры t_s = 40-50°С.

Двигатели, имеющие рассмотренную конструкцию выпу­скного тракта, называют двигателями с импульсным газотур­бинным наддувом (ИГТН). В большинстве случаев ИГТН при­меняется в судовых среднеоборотных четырехтактных дизелях.

Судовые малооборотные дизели (реже мощные главные четырехтактные судовые дизели) выполняют с неразделенным выпускным трактом, как показано на рис. 1.1. б). Выпускной коллектор (ВК) в этом случае представляет собой цилиндр объ­емом (10-15) Vh, из которого газы подаются в газовую турбину. При поочередном выпуске газов из цилиндров в ВК из-за его большого объема здесь не возникает импульсов, давление и температура газов перед турбиной остаются постоянными. Про­цессы в воздушной части системы полностью аналогичны про­цессам в системе ИГТН. Двигатели с рассмотренной конструк­цией выпускной системы называют двигателями с изобарным наддувом.

Для этих циклов принимаются следующие допущения:

- рабочее тело - идеальный газ;

- масса рабочего тела и его теплоемкость постоянны;

- процесс сгорания заменяется подводом теплоты от горя­чего источника;

- процесс газообмена заменяется обратимым процессом отвода теплоты от рабочего тела к холодному источнику при постоянном объеме или постоянном давлении;

- процессы сжатия и расширения рабочего тела протекают адиабатно (без теплообмена с окружающей средой).

Идеальные циклы тепловых двигателей учитывают только одну потерю теплоты, связанную с ее отводом к холодному ис­точнику.

На рисунках 1.2 а) и б) изображены теоретические циклы дизелей с газотурбинным наддувом при импульсном и изобар­ном подводе газов к турбине.

Рис. 1.2. Теоретические циклы судовых дизелей с газотурбинным наддувом: а) - при импульсном подводе газов к турбине; б) - при изобарном подводе газов.

Процессы в цилиндре в обоих случаях идентичны: а-с - адиабатное сжатие от давления р_а = р₅ до р_с при перемещении поршня от НМТ к ВМТ; c-z' подвод тепла Q_v к рабочему телу при постоянном объеме; z'-z - подвод тепла Q_p к рабочему телу при постоянном давлении; z-b - адиабатное расширение рабоче­го тела при перемещении поршня к НМТ.

При импульсном подводе газов к турбине (Рис. 1.2. а) на участке b-f осуществляется адиабатное расширение рабочего тела в турбине до давления окружающей среды р₀. Участок f-o соответствует отводу тепла Q^T_0TB от газовой турбины на холод­ный источник. На участке о~к осуществляется адиабатное сжа­тие рабочего тела в компрессоре. Для уменьшения температуры рабочего тела, поступающего в цилиндр из компрессора, на уча-

стке к-a осуществляется отвод тепла от рабочего тела (проме­жуточное охлаждение) при постоянном давлении p_s. Вследствие промежуточного охлаждения плотность рабочего тела увеличи­вается, а отрицательная работа сжатия в цилиндре уменьшается.

При изобарном подводе газов к турбине (рис. 1.2. б) на уча­стке Ь-а рабочее тело перемещается из цилиндра в выпускной коллектор, при этом его давление мгновенно снижается от рь до p_s. Далее по изобаре а - г оно подводится к турбине, где на уча­стке r-f осуществляется расширение и далее, как описано выше. В точке а цикл замыкается.

Из рассмотренного выше ясно, что даже в идеальном вари­анте цикл дизеля с газотурбинным наддувом достаточно сложен, поэтому целесообразно для дальнейшего рассмотрения процес­сов, протекающих в цилиндре, ограничиться только той частью идеального цикла, которая относится к цилиндру. Процессы в системах газообмена и наддува с их теоретическим циклом под­робно излагаются далее в главах - газообмен и наддув. При та­ком подходе будем условно допускать, что идеальный цикл за­мыкается по изохоре Ъ-а. Теплота, условно отводимая при этом от рабочего тела (отвод на холодный источник), затем подво­дится к турбине.

Рассмотрим параметры идеального цикла.

е = V_a /V_c - степень сжатия рабочего тела в цилиндре;

р =V_Z/V_C - степень предварительного расширения, где V_z - объем цилиндра в конце подвода тепла;

S =Vb/V_z - степень последующего расширения, где V_b - объем цилиндра в конце расширения.

Поскольку Vb = V_a (см. рис. 1.2.), то не трудно получить соотношение между приведенными выше параметрами е = р8.

X = р₂/р_с ~ степень повышения давления при подводе теп­ла, где р_г и р_с - соответственно максимальное давление цикла и давление в конце сжатия.

Термический КПД цикла:

— ________ Qnod Qome Qt 1 Qome

О o~o'

х-'Под *£под z^nod

где Q„ob, Qt, Qome - подведенное, полезно использованное и отве­денное количество тепла в цикле.

В технической термодинамике в зависимости от способа подвода тепла принято выделять три основных типа теоретиче- ских циклов поршневых ДВС: цикл Отто (все тепло подводится при постоянном объеме), цикл Дизеля (все тепло подводится при постоянном давлении) и цикл со смешанным подводом теп- ла (Тринклера - Сабатэ). Указанные типы циклов приведены на рисунке 1.3. Эталоном термического совершенства циклов тепловых двигателей принят обратимый цикл Карно, имеющий макси- мальный термический КПД. В связи с этим, более совершенным считается идеальный цикл ДВС, имеющий наибольший rjt. а)

v

v

Рис. 1.3. Идеальные циклы поршневых ДВС: а) - цикл Отто; б) - цикл Дизеля; в) - цикл со смешанным подводом тепла.

* Т

4 2

Рис. 1.4. Сравнение эффективности идеальных циклов ДВС: цикл Отто показан сплошной жирной линией; цикл со смешанным подводом тепла - штриховой линией; цикл Дизеля - штрих-пунктирной линией.

CL

JC ptn v

При сравнении идеальных циклов обязательно следует оп­ределить условия сравнения. Определенный интерес представ­ляет сравнение упомянутых выше циклов при следующих усло­виях: во всех трех случаях значения давлений р_а и р₂ остаются

неизменными, также выполняется условие Q_nod = COflSt.

Изменение эффективности циклов наиболее наглядно при их изображении в координатах T-s, как показано на рисунке 1.4. Здесь же для сравнения приведен цикл Карно, состоящий из сле­дующих процессов: а-1 адиабатное сжатие рабочего тела, 1-2 подвод тепла при постоянной температуре Т_тах, 2-Ъ_к адиабатное расширение и Ък-а отвод тепла на холодный источник при по­стоянной температуре T_min = Т_а. Полезно использованное в цик­ле тепло Q_t представлено заштрихованной на рис. 1.4 площадью. Отведенной теплоте соответствует площадь/^-*-м-

Как известно из технической термодинамики, термический КПД цикла Карно определяется соотношением температур:

Т Т

q 1----------------- !™_ _{= 1}

Т Т

шах шах

Так как во всех случаях остается неизменным, то соответ­ствующие ему площгт fo-a-l-2-bk-k (цикл Кзрно),/о-a-cv-zv-bv-V (цикл Отто), fo-a-cm-zm-bm-m ( ЦИКЛ СО СМешаННЫМ ПОДВОДОМ

тепла) ufo-a-cp-zp-bp-p (цикл Дизеля) должны быть равны. Наи­большие значения давления и температуры в конце сжатия имеют место в цикле дизеля, наименьшие - в цикле Отто. Цикл со смешанным подводом тепла занимает промежуточное значе­ние по величинам р_с и Т_с. При одинаковых значениях р_а, Т_а и V_a отмеченные различия в параметрах конца сжатия связано с раз­личными значениями степени сжатия, а именно:

&>£>£„• р m v

Количество тепла, отведенное на холодный источник, как видно из рисунка 1.4, наименьшим будет для цикла Карно (пло­щадь f₀. _а -bk-k), затем в порядке возрастания этого параметра идут циклы Дизеля, Тринклера-Сабате, Отто. Поскольку во всех случаях количество подводимой теплоты и максимальные дав­ления циклов одинаковы, полезно использованное количество теплоты для этих циклов:

Qtk> Qt_P> Qtm> Qtv Так же соотносятся и термические КПД сравниваемых циклов: rj_tk> rj_tp> rf_tm> rj_tv.

Таким образом, чем больше степень сжатия, тем выше тер­мический КПД цикла. Термический КПД цикла со смешанным подводом тепла равен

(1.2)

Термический КПД цикла Отто также получим из первой формулы, положив, что р = 1

*7,=1-нпг ^(ЬЗ> £

Приведенные выше зависимости показывают, что при лю­бом способе подвода тепла, если не ограничивать максимальное давление цикла, с увеличением степени сжатия термический КПД цикла будет возрастать.

Из рисунка 1.4 видно, что степень приближения r)_t к «идеа­лу» - КПД цикла Карно - определяется величиной средней температуры рабочего тела в процессе подвода тепла, которая приближенно может быть определена как Т_ср =(T_z+Tc)/2. Следу­ет отметить, что этот вывод справедлив для любых условий сравнения термодинамических идеальных циклов.

Цикл Отто является идеальным циклом бензиновых двига­телей с воспламенением топлива от электрической искры. По­скольку в этих двигателях сжимается смесь паров бензина и воздуха, то для исключения самопроизвольного самовоспламе­нения топливовоздушной смеси в ходе сжатия и последующего детонационного (взрывного) сгорания степень сжатия в них не­велика (менее 11).

По этой причине КПД карбюраторных ДВС существенно меньше, чем у дизелей. Цикл дизеля являлся идеальным циклом

компрессорных дизелей, которые в настоящее время не выпус­каются, идеальным циклом для современных дизелей с непо­средственным впрыском жидкого топлива в цилиндр в конце хода сжатия является цикл со смешанным подводом тепла. Сте­пень сжатия в дизелях может достигать значений 18-23. Следу­ет отметить, что деление идеальных циклов по типам ДВС весь­ма условно и более или менее справедливо только для номи­нальных (при 100% мощности дизеля) режимов работы. Совре­менные судовые дизели, особенно с электронным управлением подачей топлива и фазами закрытия выпускных клапанов, по­зволяют в процессе работы изменять степень сжатия, фазы и закон подачи топлива, поэтому могут иметь рабочий цикл, соот­носимый с любым из рассмотренных термодинамических цик­лов. Проиллюстрируем сказанное на следующем примере.

На рисунке 1.5 штриховкой выделен идеальный цикл со смешанным подводом тепла в координатах p-V и T-s. Штрихо­выми линиями на рисунке показаны циклы с подводом тепла только по изохоре (c-zv) и только по изобаре (c-zp). В данном случае сравнения термодинамических циклов предполагается, что это один и тот же ДВС, у которого изменяются только усло­вия подвода тепла. Величины Q_nod, объемы цилиндра V_h, V_c, V_a, степень сжатия, р_а и р_с остаются одними и теми же во всех трех случаях.

Так как температура в точке с одинакова для всех трех циклов, то средняя температура рабочего тела в процессе под­вода тепла будет наибольшей для того цикла, у которого больше T_z. Из рисунка 1.5 б) видно, что T_z наибольшее значение имеет в цикле с подводом тепла только по изохоре, наименьшее - в цикле с подводом тепла только по изобаре. В цикле со сме­шанным подводом тепла она занимает промежуточное значение. С учетом отмеченной ранее связи средней температуры с тер­мическим КПД цикла, вполне очевидны следующие соотноше­ния: T}_lv> rj_tm> rj_tp.

Таким образом, с термодинамической точки зрения выгод­нее всего подводить тепло в цикле только по изохоре, менее вы­годно - по изобаре. Если полученный вывод перенести на ре­альные условия, то в дизелях следует так осуществлять подачу топлива, чтобы его сгорание происходило в непосредственной близости от верхней мертвой точки (ВМТ). Однако согласно рис. 1.5 а) указанный экономический выигрыш в этом случае будет сопровождаться не менее очевидным увеличением меха­нических нагрузок двигателя, поскольку максимальное давление p_z и параметр X — p_z/p_c для цикла с подводом тепла только по изохоре имеют наибольшую величину: р^> p_zm> p_zp (эти пара­метры являются показателями механической напряженности дизеля).

Второй крайний случай подвода тепла, когда (только при р = const), приводит к обратному выводу: при худшей экономич­ности механические нагрузки в двигателе будут наименьшими. При смешанном подводе тепла преимущества и недостатки ука­занных крайних случаев подвода в той или иной степени балан­сируются.

В абсолютном большинстве случаев подача топлива в су­довых дизелях начинается до и заканчивается после ВМТ, так что их идеальный цикл характеризуется смешанным подводом тепла, однако встречаются примеры, когда доля Q_v или Q_p срав­нительно невелика, поэтому диаграммы рабочего цикла в ко­ординатах p-V на участке сгорания топлива по своему виду приближаются к одному из рассмотренных на рис. 1.5 крайних случаев.

Анализ можно было бы продолжить, однако рассмотрен­ные случаи и отмеченные при этом связи между параметрами идеальных термодинамических циклов в достаточной мере по­зволяют применять их для качественной оценки изменения эко­номичности и механической напряженности судовых дизелей в условиях эксплуатации.

§ 1.2. Рабочие циклы дизелей

Двухтактный дизель. Схема рабочего цилиндра и круго­вая диаграмма газораспределения современного двухтактного дизеля приведены на рисунке 1.6. Работа двигателя осуществля­ется следующим образом.

Поршень при положении в НМТ полностью открывает продувочные окна, расположенные равномерно по окружно­сти цилиндровой втулки 2. При открытых продувочных окнах цилиндр сообщается с продувочным ресивером 6, в котором при работе двигателя поддерживается давление p_St которое в 2-3 раза больше атмосферного. В цилиндре и в выпускном коллек­торе 3 давление меньше p_s, поэтому при открытых продувочных и выпускном клапане 4 воздух поступает через окна в цилиндр,

Рис. 1.6. Схема рабочего цилиндра и круговая диаграмма двухтактного дизеля: 1- поршень; 2 - втулка рабочего цилиндра; 3 - выпускной коллектор; 4 - выпуск­ной клапан; 5 - форсунка; 6 - продувочный ресивер.

затем через клапан и выпускной патрубок поступает в выпуск­ной коллектор. Этот процесс называют продувкой цилиндра. В этом случае цилиндр имеет максимальный объем Vj =V_c + V_h, где V_c- объем камеры сжатия (минимальный объем цилиндра при положении поршня в ВМТ).

При движении поршня вверх он начинает закрывать про­дувочные окна и в точке е (см. круговую диаграмму на рис. 1.6) полностью их перекрывает, поступление воздуха в цилиндр прекращается. Выпускной клапан при этом остается еще откры­тым, поэтому при перемещении поршня вверх воздух из цилин­дра вытесняется в выпускной коллектор, этот процесс называют потерей заряда воздуха. В точке Ь’(а) выпускной клапан закро­ется, к этому моменту объем цилиндра уменьшится на величину V"h. Этот объем называют потерянным рабочим объемом ци­линдра. Разность V_h - V”_h называют полезным рабочим объемом цилиндра и обозначают V\.

С данного момента начинается процесс сжатия. Давление и температура воздуха в цилиндре по мере перемещения поршня к ВМТ повышаются. В момент, обозначенный на круговой диа­грамме точкой нпф, форсунки 5 (2 или 3 на цилиндр) начинают впрыскивать топливо. Давление и температура воздуха к этому моменту достаточны для самовоспламенения топлива. Сгорание

Р

топлива начинается в ВМТ (с некоторой задержкой) и продол­жается в начальной фазе расширения. Впрыск топлива заверша­ется после ВМТ в момент, обозначенный точкой кпф. Измене­ние давления в цилиндре показано на рис. 1.7.

Давление в цилиндре при положении поршня в ВМТ назы­вают давлением конца сжатия и обозначают р_с. При сгорании топлива давление в цилиндре повышается, достигая максимума в точке z. Его называют максимальным давлением цикла и обо­значают p_z.

При движении поршня от ВМТ вниз до момента открытия выпускного клапана в точке Ъ осуществляется рабочий ход, в течение которого поршень производит полезную работу. Давле­ние в цилиндре падает от максимального до ръ, которое значи­тельно больше давления в выпускном коллекторе р_г, поэтому после открытия выпускного клапана газы из цилиндра удаляют­ся за счет разности давлений, этот процесс принято называть свободным выпуском газов.

В момент соответствующий точке d на круговой диаграм­ме поршень начинает открывать продувочные окна. К этому моменту в системе ресивер - цилиндр - выпускной коллектор складывается соотношение давлений p_s> р_ц> р_г (р_ц - давление в цилиндре). Вследствие этого воздух из ресивера поступает в ци­линдр и вытесняет оставшиеся газы. Этот процесс (он заверша­ется при достижении поршня НМТ) называют принудительным выпуском газов. Далее происходит продувка цилиндра возду­хом, и все повторяется, как было описано выше.

Значения давлений р_с и p_z зависят от степени сжатия - от­ношения максимального объема цилиндра к объему камеры сжатия. В двухтактных двигателях геометрической (или номи­нальной) степенью сжатия называют отношение е₀ = V// V_c. Из изложенного выше ясно, что в двухтактном двигателе реальное сжатие начинается в момент закрытия выпускного клапана (точ­ка а), объем цилиндра к этому моменту равен V_a =V_C + V\. От­ношение 8_Д = V_a / V_c называют действительной степенью сжа­тия. Действительная степень сжатия всегда меньше геометриче­ской степени сжатия, разница между ними тем больше, чем больше потерянный рабочий объем цилиндра.

С учетом приведенных выше геометрических характери­стик двухтактного дизеля выведем формулы, определяющие взаимосвязь между ними:

V'_h = К-V_c = V_C(VJ V_c - 1) = V_c(e_a -1);

V'_h = V_h - V"_h = V_h(l - V"_h /V,,) = V_h(l - _V).

Отношение объемов у/ = V"/, /V/, называют относительной долей потерянного рабочего объема.

Взаимосвязь между действительной и геометрической сте-

е_п -1

пенями сжатия: е₀ = —------- 1-1;

1 -у/

^£Д =(^о-¹Х¹-И+1-

Следует отметить, что на морском флоте все еще эксплуати­руются двухтактные малооборотные дизели, произведенные во второй половине XX века, у которых выпуск отработавших газов осуществляется через выпускные окна в нижней части цилиндро­вой втулки. Схемы газообмена (их называют контурными) таких дизелей будут рассмотрены в главе «процессы газообмена двух­тактных дизелей».

Четырехтактный дизель. Схема рабочего цилиндра и круговая диаграмма газораспределения четырехтактного дизе­ля приведены на рисунке 1.8. Работа двигателя осуществляется следующим образом.

Рис. 1.8. Схема рабочего цилиндра и круговая диаграмма четырехтактного дизеля 1 - поршень; 2 - втулка рабочего цилиндра; 3 - выпускной коллектор;

4 - выпускной клапан; 5 - форсунка; б - впускной клапан 7 - продувочный ресивер.

Рабочий цикл четырехтактного дизеля осуществляется за два оборота коленчатого вала и четыре хода поршня. Рас­смотрим первый оборот. На схеме цилиндра (рис. 1.8) поршень 1 находится в НМТ, впускной клапан 6 приоткрыт, вы­пускной клапан 4 закрыт. При движении поршня к ВМТ в мо­мент, обозначенный точкой d' (а) впускной клапан закроется, начнется сжатие воздуха. Дальнейшее протекание процессов полностью аналогично двухтактному дизелю.

В конце рабочего хода в точке Ъ открывается выпускной кла­пан, начинается свободный выпуск газов в выпускной коллектор 3. При достижении поршнем НМТ завершается первый оборот.

В течение второго оборота осуществляется газо­обмен. В нижней части рисунка 1.9. крупным масштабом пока­зано изменение давления в цилиндре на участке газообмена. Свободный выпуск газов заканчивается после ВМТ, когда дав­ление в цилиндре упадет до значения, немного больше р₅, далее

Рис. 1.9. Изменение давления в цилиндре четырехтактного дизеля (индикаторная диаграмма)

начинается принудительный выпуск газов при движении порш­ня к ВМТ. В момент, соответствующий точке d открывается впускной клапан. На угловом интервале, обозначенном на кру­говой диаграмме (рис. 1.8) как (р„_ер, как и в двухтактном дизеле устанавливается соотношение давлений р₅> р_ц> р_гг) поэтому про­исходит продувка камеры сгорания воздухом, поступающим из ресивера. Указанный угол называют углом перекрытия клапанов.

В точке Ъ' закрывается выпускной клапан, начинается на­полнение цилиндра воздухом, поступающим из продувочного ресивера при движении поршня к НМТ. Наполнение цилиндра завершается после прохождения поршнем НМТ в точке а (d'), где закрывается впускной клапан. Как видно из рис. 1.9, повы­шение давления в цилиндре начинается сразу же после НМТ (точка а_н). К моменту закрытия впускного клапана в точке а р_ч становится больше р₅.

В силу отмеченного выше в четырехтактных ДВС началом сжатия считают НМТ поршня (точку а_т вместо действи­тельной а). При таком допущении геометрические характери­стики двигателя будут выражаться следующими формулами:

V V +V _e=l°!L₌lc±IjL' _Где V ₌ V- V = V

'у уг ⁵ ^ И ан с с

Таким образом, в четырехтактном двигателе отсутствует понятие потерянного рабочего объема цилиндра, а степень сжа­тия е равна геометрической степени сжатия.

Как видно из рисунка 1.9, в процессе газообмена поршнем совершается отрицательная работа (так называемая работа на­сосных ходов поршня), которая уменьшает на 2-3% полезную работу цикла четырехтактного двигателя. Работу насосных хо­дов принято включать в работу механических потерь двигателя.

§ 1.3. Рабочие тела и их свойства

Реакции сгорания и продукты сгорания. При расчетах рабочих циклов двигателей рабочее тело не остается посто­янным, а претерпевает физические и химические изменения. При наполнении в дизелях в цилиндры поступает атмосфер-
ныи воздух, содержащий кислород и инертные газы, в основ­ном азот. В расчетах приближенно принимают, что атмосфер­ный воздух состоит из смеси молекул кислорода О2 (21% по объему) и азота N₂ (79%).

В процессе сжатия рабочим телом является рабочая смесь, представляющая собой смесь воздуха с остаточными газами, т.е. с продуктами сгорания, оставшимися в цилиндре после завершения предыдущего цикла. В процессах расшире­ния и выпуска рабочим телом является смесь продуктов сго­рания топлива и избыточного воздуха. При осуществлении цикла тепловые свойства рабочего тела изменяются в зави­симости от его температуры и состава, что должно учиты­ваться при расчете действительного рабочего цикла.