Современный экономичный автомобиль

Влияние степени сжатия на индикаторный КПД двигателя

ПоршеньАвтор: Юлиюс Мацкерле (Julius Mackerle)
Источник: «Современный экономичный автомобиль» [1]
Количество просмотров 14866 Количество комментариев 0
Зависимость КПД теоретического цикла от степени сжатия
Рис. 1
Зависимость КПД η теоретического цикла от степени сжатия

Г.Р. Рикардо рассчитал и проверил на экспериментальном двигателе зависимость индикаторного КПД от степени сжатия для чистого воздуха [2]. Результаты его опытов изображены на рис. 1. При этом делается допущение, что рабочее тело – чистый воздух и что при сгорании углеводородного топлива в среде чистого воздуха образуются только CO2 и H2O. Другое допущение предполагает, что в течение всего цикла отсутствует теплообмен со стенками цилиндра. При этих допущениях КПД такого теоретического цикла:

η = 1 - (1/ε)k-1

где ε – степень сжатия; k – показатель адиабаты (отношение теплоемкости при постоянном давлении к теплоемкости при постоянном объеме), равный 1,4 для воздуха.

Этот КПД можно использовать для сравнения, но он значительно отличается от реально достижимых, поскольку:

  • рабочее тело представляет собой смесь азота и продуктов сгорания, а не чистый воздух;
  • средняя теплоёмкость продуктов сгорания увеличивается с ростом температуры таким образом, что теплота, подведенная при более высокой температуре, не повышает давление в цилиндре в той степени, в какой оно повышалось бы при подводе того же количества теплоты, но при меньшей температуре;
  • при высокой температуре происходит диссоциация воды на водород и кислород, а углекислого газа – на окись углерода и кислород, на что затрачивается значительное количество теплоты, возвращаемой в цикл с потерями;
  • часть теплоты отводится через стенки цилиндра;
  • объём продуктов сгорания при постоянной температуре и давлении не равен объёму смеси топлива с воздухом.
Зависимость КПД теоретического и действительного циклов от степени сжатия
Рис. 2
Зависимость КПД η теоретического и действительного циклов от степени сжатия

В двигателе идеальные условия не могут быть выдержаны и поэтому его КПД значительно ниже. На рис. 2 кривой а обозначен КПД теоретического цикла с подводом теплоты при постоянном объёме согласно рис. 1. Кривая б показывает расчётный КПД этого же цикла для бензовоздушной смеси с 50 %-ным недостатком топлива, кривая в – с 20 %-ным недостатком топлива. Кривая г рассчитана для стехиометрической смеси бензин-воздух. Во всех расчётах циклы считались термодинамическими идеальными, т. е. принималось, что теплота подводится мгновенно в ВМТ, а теплообмен со стенками цилиндра отсутствует.

Нижняя кривая д показывает результаты измерения индикаторного КПД на опытном двигателе при степени сжатия 4 – 7. Опыты проводились на смеси с недостатком 15 % топлива, поэтому их можно сравнить с расчетной кривой е при 20 %-ном недостатке топлива. Хорошо видна разница между кривыми в и д, характеризующая потери теплоты за счет излучения, теплопередачи через стенки цилиндра и неполноты процесса сгорания.

Кривая д показывает зависимость индикаторного КПД от степени сжатия у реальных двигателей. Для всех кривых расчетом или измерением был определен показатель k.

Средняя теплоемкость газов увеличивается с ростом их температуры. Объём цилиндра после полного сгорания топлива заполнен смесью азота, углекислого газа и водяных паров. У азота, составляющего основную часть этой смеси, средняя теплоемкость увеличивается медленней, чем у других газов (таблица ниже). Быстрее всего она растет у водяного пара. Топливо, содержащее большой процент углерода, который сгорит до СО2, выгоднее, чем топливо с большим процентом содержания водорода. Большее значение средней теплоёмкости газа, входящего в состав рабочего тела, способствует тому, что теплота, подводимая к нему, повысит его температуру в меньшей степени, поскольку значительная часть этой теплоты уйдет на нагрев газа. Меньшая же максимальная температура рабочего тела снижает его давление и индикаторный КПД.

Влияние температуры на среднюю теплоёмкость сгорания углеводородного топлива
Продукты сгорания 100 – 500 °C 1000 °C 1500 °C 2000 °C 2500 °C 3000 °C
Азот 1,00 1,02 1,065 1,11 1,16 1,22
Водяной пар 1,00 1,11 1,22 1,35 1,55 1,79
Углекислый газ 1,00 1,115 1,22 1,27 1,32 1,33

При температуре выше 2000 °C начинается диссоциация водяного пара на H2 и O2, а углекислого газа – на CO и O2. На этот процесс расходуется значительное количество теплоты, вследствие чего рост максимальной температуры рабочего тела тормозится. При охлаждении водород и кислород опять соединяются и образуют воду, а CO вновь превращается в CO2. Эти процессы протекают с выделением теплоты, однако полностью она не используется, так как возвращается в цикл в течение достаточно продолжительного процесса расширения.

Зависимость КПД теоретического цикла от количества теплоты, вводимой в него при постоянном объёме или при постоянном давлении.
Рис. 3
Зависимость КПД η теоретического цикла от количества теплоты, вводимой в него при постоянном объёме QV=const или при постоянном давлении Qp=const.

Зависимость КПД η теоретического цикла от соотношения долей топлива, сгоревшего при постоянном объёме V и давлении p, показана на рис. 3. Если сгорает 100 % топлива при постоянном объёме, то достигается максимальное значение КПД. Если 100 % топлива сгорает при постоянном давлении, то этот КПД минимален, так как топливо, которое догорает в процессе продолжительного расширения, для совершения работы имеет в своем распоряжении только малую часть пути, проходимого поршнем. Падение КПД особенно заметно, если при постоянном объеме сгорает менее 60 % топлива.

Влияние степени сжатия на КПД и мощность двигателя весьма значительно. Вплоть до степени сжатия ε = 10 КПД увеличивается особенно быстро. Расчетные значения КПД хотя и служат только для сравнения, но наглядно показывают замедление роста КПД при высоких степенях сжатия.

Дросселирование воздуха во впускном трубопроводе бензинового двигателя при частичной нагрузке приводит к тому, что давление конца сжатия в цилиндре значительно снижается. Так называемую реальную степень сжатия можно определить по величине давления в конце сжатия [3]. На рис. 4, а показано поле реальных степеней сжатия, полученное путем измерения давлений конца сжатия в карбюраторном двигателе с геометрической степенью сжатия ε = 8,5. Верхняя граничная кривая показывает реальную степень сжатия при полностью открытой дроссельной заслонке в зависимости от частоты вращения двигателя n. Ниже этой кривой показано все поле реальных степеней сжатия при различных открытиях дроссельной заслонки. При большом дросселировании заряда во впускном трубопроводе значение реальной степени сжатия падает до ε = 3,5, вследствие чего значительно уменьшается КПД. Это оказывает большое влияние на средний расход топлива при частичных нагрузках бензинового двигателя.

Реальные степени сжатия в бензиновом двигателе, вычисленные по действительным значениям давления конца сжатия
Рис. 4
Реальные степени сжатия в бензиновом двигателе, вычисленные по действительным значениям давления конца сжатия: Aуд - удельная работа, совершаемая в цилиндре.

Дросселирование заряда или воздуха, являющееся в бензиновом двигателе способом регулирования его нагрузки, необходимо для сохранения примерно постоянного состава топливовоздушной смеси, что обеспечивает ее надежное зажигание. С другой стороны, желательное повышение степени сжатия ограничено опасностью возникновения детонации, зависящей от давления и температуры смеси в конце хода сжатия. На рис. 5 показано изменение температур сжатой смеси в цилиндре в зависимости от частоты вращения n и степени открытия дроссельной заслонки двигателя со степенью сжатия ε = 8,5.

Изменение температуры смеси в цилиндре в конце сжатия в зависимости от частоты вращения и нагрузки бензинового двигателя.
Рис. 5
Изменение температуры смеси в цилиндре в конце сжатия в зависимости от частоты вращения n и нагрузки бензинового двигателя.

Автомобильный двигатель работает большую часть времени при частичной нагрузке и поэтому очень важно улучшить расход топлива именно в этих условиях. На рис. 4, б показано поле реальных степеней сжатия при увеличении геометрической степени сжатия до ε = 12,5. При малой нагрузке реальная степень сжатия повышается на 2,5 единицы, что соответствует улучшению КПД на 10 %.

Поршневой двигатель с простым кривошипным механизмом имеет равные между собой геометрические степень сжатия и степень расширения. Однако это свойство невыгодно при использовании энергии давления газов, которая в момент открытия выпускного клапана еще довольно высока. Поэтому еще на начальном этапе развития двигателей внутреннего сгорания искались пути использования давления газов в конце рабочего хода увеличением степени расширения. Одно из таких решений было реализовано в виде специального кривошипного механизма с тремя шатунами и двумя коленчатыми валами. Однако такие сложные механизмы имеют низкий механический КПД из-за увеличения числа подшипников, вращающихся и колеблющихся масс. Кроме того, они неработоспособны при высоких частотах вращения, поэтому их использование не принесло ожидаемого улучшения КПД.

По этой причине более выгодно использовать повторное расширение газа после его выхода из цилиндра. В настоящее время повторное расширение проводится главным образом в турбине, работающей на отработавших газах.

Различных степеней сжатия и расширения можно частично добиться регулированием моментов открытия и закрытия клапанов. Процесс сжатия начинается только после закрытия впускного клапана, поэтому большое запаздывание закрытия впускного клапана после НМТ вызывает снижение фактической степени сжатия. В то же время открытие выпускного клапана непосредственно перёд НМТ повышает степень расширения. Однако его нужно открывать заранее с тем, чтобы давление газов в цилиндре успело снизиться и при последующем выталкивании газов поршнем при его ходе вверх от НМТ к ВМТ не оказывалось большого сопротивления движению поршня.

Из этого примера видно, что таким способом нельзя достичь большой разности степеней сжатия и расширения. Если бы впускной клапан закрывался на половине хода поршня, то фактический рабочий объем двигателя (поступающее количество воздуха) снизился бы наполовину. Двигатель с объемом 2000 см3 имел бы мощность, равную двигателю с объемом 1000 см3, но его масса, размеры и стоимость остались бы неизменными. Уменьшилось бы только среднее потребление топлива автомобилем, на котором он установлен.

Последнее обновление 02.03.2012
Опубликовано 11.05.2011

Читайте также

Сноски

  1. Мацкерле Ю. Современный экономичный автомобиль/Пер. с чешск. В. Б. Иванова; Под ред. А. Р. Бенедиктова. - М.: Машиностроение, 1987. - 320 с.: ил.//Стр. 105 - 110 (книга есть в библиотеке сайта). – Прим. icarbio.ru
  2. Если Вы серьёзно интересуетесь двигателестроением, то рекомендуем прочесть книгу Рикардо Г.Р. «Быстроходные двигатели внутреннего сгорания».
  3. Понятие реальной степени сжатия двигателя внутреннего сгорания в отечественной литературе не применяется. В данном случае под этим термином, по-видимому, подразумевается условная геометрическая степень сжатия, вычисляемая по значениям наблюдаемого давления конца сжатия в цилиндре при дросселировании и давления конца впуска без дросселирования при рассматриваемой частоте вращения двигателя. – Прим. ред. А.Р. Бенедиктова

Комментарии

Ваше имя:
Ваш e-mail: необязательное поле
Кто Вы?
Человек
Человек
Робот
Робот

Все материалы, представленные на данном сайте, защищены законодательством в области авторского права. Смотрите публикация Ваших материалов, условия перепечатки материалов, соблюдение авторских прав.
Дизайн и поддержка – Владимир Егоров, icarbio.ru 2010-2014 ©.

Рейтинг@Mail.ru