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.
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 Vh) 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 Pо на всасывании до Pk=Ps. Температура воздуха tk 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 ts = 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.
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 Qv к рабочему телу при постоянном объеме; z’-z – подвод тепла Qp 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 р 0. Участок f-o соответствует отводу тепла Qt отв 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 участке к-a осуществляется отвод тепла от рабочего тела (промежуточное охлаждение) при постоянном давлении Ps. 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 b-а рабочее тело перемещается из цилиндра в выпускной коллектор, при этом его давление мгновенно снижается от рb до ps. 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 b-а. Теплота, условно отводимая при этом от рабочего тела (отвод на холодный источник), затем подводится к турбине.
Рассмотрим параметры идеального цикла.
ε = Va /Vc – степень сжатия рабочего тела в цилиндре;
р =VZ/VC – степень предварительного расширения, где Vz -объем цилиндра в конце подвода тепла;
δ =Vb/Vz – степень последующего расширения, где Vb -объем цилиндра в конце расширения.
Поскольку Vb = Va (см. рис. 1.2.), то не трудно получить соотношение между приведенными выше параметрами ε = рδ.
λ = рz/рс – степень повышения давления при подводе тепла, где рz и рс – соответственно максимальное давление цикла и давление в конце сжатия.
где Qпод, Qt, Qотв – подведенное, полезно использованное и отведенное количество тепла в цикле.
В технической термодинамике в зависимости от способа подвода тепла принято выделять три основных типа теоретических циклов поршневых ДВС: цикл Отто (все тепло подводится при постоянном объеме), цикл Дизеля (все тепло подводится при постоянном давлении) и цикл со смешанным подводом тепла (Тринклера – Сабатэ). Указанные типы циклов приведены на рисунке 1.3.
Эталоном термического совершенства циклов тепловых двигателей принят обратимый цикл Карно, имеющий максимальный термический КПД. В связи с этим, более совершенным считается идеальный цикл ДВС, имеющий наибольший ηt.
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 ра и рz остаются неизменными, также выполняется условие Qпод=const
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 Тmax, 2-bк адиабатное расширение и bк-а отвод тепла на холодный источник при постоянной температуре Tmin = Та. Полезно использованное в цикле тепло Qt представлено заштрихованной на рис. 1.4 площадью. Отведенной теплоте соответствует площадь fa-o-k-bk
Как известно из технической термодинамики, термический КПД цикла Карно определяется соотношением температур:
Так как Qпод во всех случаях остается неизменным, то соответствующие ему площади fo-a-l-2-bk-k (цикл Карно) f0-a-cv-zv-bv-v (цикл Отто), f0-a-cm-bm-m ( цикл со смешанным подводом тепла) и f0-a-cp-zp-bp-b
(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 рс и Тс. При одинаковых значениях ра, Та и Va отмеченные различия в параметрах конца сжатия связано с различными значениями степени сжатия, а именно: εp > εm > εv
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>Qtp>Qtm>Qtv Так же соотносятся и термические КПД сравниваемых циклов: ηtk> ηtp> ηtm> ηtv
Таким образом, чем больше степень сжатия, тем выше термический КПД цикла. Термический КПД цикла со смешанным подводом тепла равен
Термический КПД цикла Дизеля можно получить из выше приведенной формулы, если учесть, что в этом цикле λ = 1. Тогда
Термический КПД цикла Отто также получим из первой формулы, положив, что p = 1
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 ηt к «идеалу » – КПД цикла Карно – определяется величиной средней температуры рабочего тела в процессе подвода тепла, которая приближенно может быть определена как Тср =(Tz+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 Qпод, объемы цилиндра Vh, Vc, Va, степень сжатия, ра и рс 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 Tz. Из рисунка 1.5 б) видно, что Tz 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: ηtv >ηtm >ηtp.
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 pz и параметр λ= pz /pc для цикла с подводом тепла только по изохоре имеют наибольшую величину: рzv> pzm> pzp (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 Qv или Qp 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.
