Значения коэффициента использования теплоты для различных типов двигателей

Тип двигателя	ξz
двигатели с электронным впрыском	0,90–0,96
карбюраторные двигатели	0,80–0,95
быстроходные дизели с неразделенными камерами сгорания	0,70–0,88
дизели с разделенными камерами сгорания	0,65–0,80
газовые двигатели	0,80–0,85

Меньшие значения коэффициента использования теплоты характерны для двигателей с несовершенным смесеобразованием. Величина ξ_z повышается за счет сокращения потерь теплоты от газов через стенки, выбора рациональной формы камеры сгорания, уменьшения догорания в процессе расширения и выбора коэффициента избытка воздуха, обеспечивающего увеличение скорости сгорания рабочей смеси. Величина коэффициента использования теплоты зависит также от скоростного и нагрузочного режимов работы двигателя и, как правило, уменьшается при снижении нагрузки и частоты вращения коленчатого вала.

Величина коэффициента использования теплоты для двигателей с искровым зажиганием, в зависимости от частоты вращения коленчатого вала, может быть определена по рис. 3.1.

7. Температура газов в конце видимого процесса сгорания определяется на основании первого закона термодинамики, согласно которому теплота, подведенная к термодинамической системе, идет на повышение внутренней энергии системы и на совершение системой полезной работы.

Для двигателей, работающих по циклу с подводом теплоты при V=const, температура в конце видимого процесса сгорания определяется из выражения

.

(6.8)

Для двигателей, работающих по циклу с подводом теплоты при V=const и p=const, температура в конце видимого процесса сгорания определяется из выражения

,

(6.9)

где λ=p_z/p_c – степень повышения давления; 2270=8,315·273.

Величина степени повышения давления для дизелей устанавливается по опытным данным в основном в зависимости от количества топлива, подаваемого в цилиндр, формы камеры сгорания и способа смесеобразования. Кроме того, на величину λ оказывает влияние период задержки воспламенения топлива, с увеличением которого степень повышения давления растет:

– для дизелей с неразделенными камерами сгорания и объемным смесеобразованием λ=1,6–2,5;

– для вихрекамерных и предкамерных дизелей, а также для дизелей с неразделенными камерами и пленочным смесеобразованием λ=1,2–1,8;

– для дизелей с наддувом величина λ определяется допустимыми значениями температуры и давления в конце видимого процесса сгорания.

В том случае, когда для определения теплоемкостей при температуре в конце видимого сгорания используются приближенные формулы (см. формулу (6.6)), уравнение для определения температуры в конце видимого процесса сгорания после подстановки в него числовых значений всех известных параметров и последующих преобразований принимает вид уравнения второго порядка

,

где A, B, C – числовые значения известных величин.

Откуда

.

Абсолютное значение температуры в конце видимого процесса сгорания, К

.

(6.10)

8. Определяется максимальное давление сгорания теоретическое, МПа:

– для двигателей с подводом теплоты при V=const (двигатели с воспламенением от искры)

;

(6.11)

– для двигателей с подводом теплоты при V=const и p=const (дизели)

.

(6.12)

9. Определяется максимальное давление сгорания действительное, МПа:

– для двигателей с подводом теплоты при V=const

.

(6.13)

– для двигателей с подводом теплоты при V=const и p=const

.

(6.14)

10. Для двигателей с подводом теплоты при V=const определяется степень повышения давления

.

(6.15)

Для двигателей с подводом теплоты при V=const и p=const определяется степень предварительного расширения

.

(6.16)

Значения температуры и давления конца сгорания для современных автомобильных и тракторных двигателей при работе с полной нагрузкой изменяются в пределах, указанных в табл. 6.2.

Таблица 6.2