Podstawy teorii tłokowychsilnikówspalinowych
advertisement
Andrzej Ambrozik Podstawy teorii tłokowych silników spalinowych Warszawa 2012 Politechnika Warszawska Wydział Samochodów i Maszyn Roboczych Kierunek studiów "Edukacja techniczno informatyczna" 02-524 Warszawa, ul. Narbutta 84, tel 22 849 43 07, 22 234 83 48 ipbmvr.simr.pw.edu.pl/spin/, e-mail: [email protected] Opiniodawca: prof. nzw. dr hab. InŜ. Feliks RAWSKI Projekt okładki: Norbert SKUMIAŁ, Stefan TOMASZEK Projekt układu graficznego tekstu: Grzegorz LINKIEWICZ Skład tekstu: Magdalena BONAROWSKA Publikacja bezpłatna, przeznaczona dla studentów kierunku studiów "Edukacja techniczno-informatyczna". Copyright © 2012 Politechnika Warszawska Utwór w całości ani we fragmentach nie moŜe być powielany ani rozpowszechniany za pomocą urządzeń elektronicznych, mechanicznych, kopiujących, nagrywających i innych bez pisemnej zgody posiadacza praw autorskich. ISBN 83-89703-88-2 Druk i oprawa: STUDIO MULTIGRAF sp. z o.o., ul. Ołowiana 10, 85-461 Bydgoszcz Spis treści Wykaz waŜniejszych oznaczeń............................... 5 Wstęp ................................................................... 11 1. Wprowadzenie................................................. 13 1.1. Klasyfikacja tłokowych silników spalinowych .......................... 14 1.2. Podstawowe wskaźniki i warunki pracy silników samochodowych .......................................................... 17 2. Termodynamiczne cykle pracy tłokowych silników spalinowych..................... 23 2.1. Wiadomości ogólne.................................................................... 24 2.2. Uogólniony cykl pracy czterosuwowego tłokowego silnika spalinowego .................................................. 28 2.3. Cykl z doprowadzeniem ciepła przy stałej objętości (cykl Otta) .................................................................................. 35 2.4. Cykl z doprowadzeniem ciepła przy stałym ciśnieniu (cykl Diesla) ............................................................................... 36 2.5. Cykl z mieszanym sposobem doprowadzenia ciepła (cykl Sabathe’a).......................................................................... 37 2.6. Teoretyczne cykle pracy doładowanych tłokowych silników spalinowych ................................................................. 38 2.7. Podstawy dwusuwowych silników spalinowych........................ 44 3. Czynnik roboczy i jego właściwości ................ 51 3.1. Wiadomości wstępne.................................................................. 52 3.2. Krótkie informacje o strukturze i składzie paliw........................ 53 3.3. Czynnik roboczy i jego właściwości .......................................... 58 4. Porównawcze cykle pracy tłokowych silników spalinowych..................... 69 4.1. Wiadomości wstępne.................................................................. 70 4.2. Uogólniony model matematyczny procesów w cylindrze czterosuwowego silnika spalinowego ........................................ 72 4.3. Wymiana czynnika roboczego w czterosuwowym silniku spalinowym...................................... 75 4.4. Średnie ciśnienie w cylindrze podczas procesu napełniania oraz stopień napełniania cylindra ............................................... 90 4.5. Proces spręŜania ......................................................................... 96 4.6. Proces doprowadzania ciepła w porównawczym cyklu pracy silnika ............................................................................. 104 4.7. Proces rozpręŜania czynnika roboczego w cylindrze ............... 106 4.8. Obliczanie temperatury spalin w układzie wylotowym silnika 108 5. Rzeczywiste cykle pracy tłokowych silników spalinowych................... 111 5.1. Wiadomości wstępne................................................................ 112 5.2. Proces wymiany czynnika roboczego ...................................... 116 5.3. Mieszanka palna w tłokowych silnikach spalinowych ............. 122 5.4. Proces samozapłonu i spalania ................................................. 138 5.5. Analiza rzeczywistego wykresu indykatorowego silnika o zapłonie wymuszonym .............................................. 145 5.6. Analiza rzeczywistego wykresu indykatorowego silnika o zapłonie samoczynnym.............................................. 147 5.7. Tworzenie toksycznych składników spalin w czasie procesu spalania......................................................... 154 5.8. Zewnętrzny bilans cieplny silnika ............................................ 157 6. Tendencje rozwojowe silników o zapłonie samoczynnym ................ 163 Literatura............................................................ 167 Strona 4 Wykaz waŜniejszych oznaczeń Wielkości fizyczne a – współczynnik temperaturowy ciepła właściwego gazu półdoskona łego, J/(kmol K) b – współczynnik temperaturowy ciepła właściwego gazu półdoskona łego, J/(kmol K2) B – szerokość czoła strugi rozpylonego paliwa, m c – ciepło właściwe, J/(kg K), liczba cylindrów silnika, cp – ciepło właściwe przy stałym ciśnieniu, J/(kg K) cv – ciepło właściwe przy stałej objętości, J/(kg K) c – molowe ciepło właściwe, J/(kmol K) c p – molowe ciepło właściwe przy stałym ciśnieniu, J/(kmol K) c v – molowe ciepło właściwe przy stałej objętości, J/(kmol K) c – cylinder, − C – stęŜenie, kmol/m3 dv – średnia objętościowa średnica kropli rozpylonego paliwa, µm ds – średnia powierzchniowa średnica kropli rozpylonego paliwa, µm D – średnica cylindra m, układ dolotowy silnika DZP – dolne zwrotne połoŜenie tłoka, E – energia całkowita, J Ea – energia aktywacji, J f – pole przekroju przelotowego m2, prędkość rozgałęzienia łańcuchowej reakcji chemicznej, F – pole powierzchni, m2 FAME – estry metylowe kwasów tłuszczowych oleju rzepakowego, − g – przyśpieszenie ziemskie m/s2, jednostkowe zuŜycie paliwa z inde ksem dolnym e lub i kg/(kWh), szybkość zrywania łańcucha rozga łęzionej łańcuchowej reakcji chemicznej gc – dawka paliwa przypadająca na cykl pracy silnika, kg/cykl Gh – godzinowe zuŜycie paliwa przez silnik, kg/h GZP – górne zwrotne połoŜenie tłoka, − h – entalpia właściwa, J/kg hi – wznos iglicy rozpylacza, m H – entalpia, J K – stała równowagi reakcji chemicznej, − l – praca przypadająca na jednostkę ilości substancji, J/kg L – praca, J Lstr – długość strugi rozpylonego paliwa (zasięg strugi paliwa), m Lk – długość korbowodu, m m – masa kg, rząd reakcji chemicznej mµ – masa molowa, kg/kmol M – ilość kmoli substancji, kmol Mo – ilość kmoli powietrza koniecznego do całkowitego i zupełnego spalenia jednostki paliwa, kmol/kg MS – mechanizmy silnika, − & – natęŜenie przepływu, kg/s m n – prędkość obrotowa, obr/min, wykładnik przemiany politropowej na – stęŜenie cząstek aktywnych chemicznie, − N – moc, W OWK – obroty wału korbowego silnika, − p – ciśnienie, Pa Strona 6 q – ciepło odniesione do jednostki ilości substancji, J/kg Q – ilość ciepła, J Q1 – ilość ciepła doprowadzonego do cyklu pracy silnika, J/cykl Q2 – ilość ciepła odprowadzonego z cyklu pracy silnika, J/cykl r – udział objętościowy, m3/m3 R – indywidualna stała gazowa J/(kg K), promień wykorbienia wału korbowego m, relacja rozmyta R – uniwersalna stała gazowa, J/(kmol K) s – entropia właściwa, J/(kg K) S – entropia J/K, skok tłoka, m St – liczba Stantona, − t – czas, s T – temperatura, K u – prędkość m/s, właściwa energia wewnętrzna, J/kg U – energia wewnętrzna, J wch – względna ilość ciepła odprowadzonego do ścianek ograniczających przestrzeń spalania, J/m2 w0 – początkowa prędkość powstawania zarodków reakcji chemicznej, 1/s W – układ wylotowy silnika Wu – wartość opałowa paliwa, J/kg v – objętość właściwa, m3/kg V – objętość chwilowa, m3 x – względna ilość wydzielonego ciepła podczas procesu spalania, − x& – szybkość wydzielania względnej ilości ciepła podczas procesu spa lania, 1/s z – udział molowy, kmol/kmol Strona 7 α – kąt obrotu wału korbowego silnika, °O.W.K. α g – współczynnik przejmowania ciepła, W/(m2 K) β – całkowity współczynnik zmian molowych kmol/kmol, kąt między osią cylindra i korbowodem, rad β 0 – chemiczny współczynnik zmian molowych, kmol/kmol γ – współczynnik resztek spalin kmol/kmol, kąt rozwarcia stoŜka strugi rozpylonego paliwa, rad δ – stopień kolejnego procesu ekspansji, wielkość szczeliny przekroju przelotowego na zaworze m, grubość strefy płomienia m, względna mała ilość wymienianego ciepła ∆ sp – względna ilość pracy suwów pompowych ε – stopień kompresji η – sprawność η v – stopień napełnienia cylindra silnika κ – wykładnik izentropy λ – stosunek nadmiaru powietrza (tlenu) λ p – stopień wzrostu ciśnienia podczas procesu spalania µ – gęstość molowa kmol/m3¸ współczynnik wydatku przepływu µ( x ) – funkcja przynaleŜności zbioru rozmytego (µ z f z ) – efektywny przekrój przelotowy na zaworze, m2 ξ – postęp reakcji chemicznej procesu spalania, − ρ – gęstość kg/m3, wstępny stopień ekspansji podczas procesu spalania, σ – względna zmiana objętości cylindra, − τ – liczba suwów cyklu pracy silnika, − Strona 8 ϕ – stopień wypełnienia porównawczego wykresu indykatorowego przez rzeczywisty wykres indykatorowy, − ψ – funkcja przepływu gazu, − Ω – sumaryczna charakterystyka rozpylania paliwa, 1/µm Indeksy dotyczące 1 – doprowadzone, 2 – wyprowadzone, a − koniec procesu napełniania, początek procesu spręŜania, b – początek procesu wylotu spalin z cylindra, c – cykl, koniec procesu kompresji odpowiadający połoŜeniu tłoka w GZP, d – dolot, e – efektywny, h – godzinowe, i – indykowany, k – kolejny numer, korbowód, kol – kolektor, kr – krytyczny, ks – komora spalania, koniec procesu spalania, kwt – koniec wtrysku paliwa, l – laminarny, max – wielkość maksymalna, min – wielkość minimalna, Ms – mechanizmy silnika, n – normalna, o – otoczenie, całkowity, Strona 9 od – otwarcie zaworu dolotowego, ow – otwarcie zaworu wylotowego, p – ciśnienie, pal – paliwo, ps – początek spalania, pwt – początek wtrysku paliwa, r – resztki spalin, s – skokowa, sc – ścianka, sp – suwy pompowe, spal – spaliny, spr – spręŜanie, str – struga rozpylonego paliwa, straty, śr – wartość średnia, t – teoretyczny, w – wylot, wt – wtrysk paliwa, ww – wyprzedzenie wtrysku paliwa, x – względna ilość wydzielonego ciepła, z – koniec umownego końca procesu spalania, zd – zamknięcie zaworu dolotowego, zw – zamknięcie zaworu wylotowego. Strona 10 Wstęp Niniejsze materiały zostały opracowane w ramach realizacji Programu Rozwojowego Politechniki Warszawskiej współfinansowanego przez Unię Europejską w ramach Europejskiego Funduszu Społecznego PROGRAM OPERACYJNY KAPITAŁ LUDZKI. Przeznaczone są dla studentów kierunku EDUKACJA TECHNICZNO INFORMACYJNA” na Wydziale Samochodów i Maszyn Roboczych Politechniki Warszawskiej. Swoim zakresem obejmują zagadnienia określone w programie studiów dla przedmiotu ogólnego pt. „Pojazdy samochodowe” opisanym w sylabusie opracowanym dla tego przedmiotu. Zawartość merytoryczna programu przedmiotu spełnia wymagania określone w standardach kształcenia Ministerstwa Nauki i Szkolnictwa WyŜszego dla kierunku „Edukacja techniczno-informatyczna”. Celem opracowania tych materiałów było zapoznanie studentów kierunku ,,Edukacja techniczno-informatyczna” Wydziału Samochodów i Maszyn Roboczych Politechniki Warszawskiej z podstawami teorii tłokowych silników spalinowych. Znajomość podstaw oraz obecnego stanu wiedzy w dziedzinie tłokowych silników spalinowych jak równieŜ istniejących obecnie tendencji ich rozwoju, konieczna jest do stosowania racjonalnych metod ich konstruowania i budowy oraz uŜytkowania w pojazdach samochodowych i maszynach budowlanych oraz drogowych bądź teŜ stosowanych jako źródła napędu róŜnego rodzaju stacjonarnych urządzeń technicznych. Ze względu na zaleŜność wszystkich ekonomiczno-energetycznych i ekologicznych wskaźników pracy silnika spalinowego od przebiegu proce-sów termodynamicznych i termochemicznych w jego cylindrach, główną wagę w opracowanych materiałach postanowiono przywiązać do omówienia termodynamicznych cykli pracy tłokowych silników spalinowych, z uwzględnieniem właściwości czynnika roboczego realizującego te cykle. DuŜo miejsca w materiałach poświęcono omówieniu procesów wymiany czynnika roboczego w cylindrze i procesom doprowadzenia paliwa do cylindra oraz procesom tworzenia mieszanki palnej i szkodliwych składników spalin. Rozdział ciepła wydzielanego podczas procesu spalania przedstawiono w postaci zewnętrznego bilansu ciepła. Opracowanie zakończono wskazaniem na istniejące obecnie tendencje rozwojowe silników o zapłonie samoczynnym coraz częściej wyposaŜonych w zasobnikowe układy paliwowe Common Rail oraz wieloetapowy wtrysk paliwa. Strona 12 1 Wprowadzenie ROZDZIAŁ 1 1.1 Klasyfikacja tłokowych silników spalinowych Silniki spalinowe klasyfikujemy [7] według róŜnych cech i własności: 1. Według przeznaczenia silniki dzielimy na: • stacjonarne: stosowane w elektrowniach, stosowane do napędu pomp przeznaczonych do przetłaczania cieczy i gazów, stosowane w gospodarstwach wiejskich itp. • transportowe przeznaczone do napędu samochodów, traktorów, samolotów, okrętów i statków, lokomotyw i innych przemieszczających się maszyn. 2. Według rodzaju wykorzystywanego paliwa rozróŜnia się silniki pracujące na: • paliwie lekkim (benzynowe i zasilane naftą), • cięŜkim paliwem ciekłym (mazut, olej solarowy, olej napędowy), • paliwie gazowym (gaz generatorowy, gaz naturalny i inne gazy), • paliwie mieszanym, gdzie podstawowym paliwem jest gaz, zaś dla rozruchu silnika wykorzystuje się paliwo ciekłe, • róŜnym paliwie (benzyna, nafta, olej napędowy i inne), są to tzw. silniki wielopaliwowe. 3. Według sposobu przemiany energii cieplnej na mechaniczną silniki dzielimy na: • Strona 14 tłokowe silniki wewnętrznego spalania i silniki z tłokami wirującymi, w których procesy reakcji chemicznej i przemiany energii cieplnej na pracę mechaniczną następuje w przestrzeni wewnątrz cylindra (w przestrzeni nadtłokowej), WPROWADZENIE • silniki z zewnętrznym doprowadzaniem ciepła. Do takich silników naleŜą: turbiny gazowe, w których procesy reakcji chemicznych zachodzą w oddzielnej komorze spalania i gdzie tworzący się czynnik roboczy (produkty spalania) napływa na łopatki turbiny i wykonuje pracę, silniki w których ciepło do ciągle wirującego w zamkniętej objętości czynnika roboczego doprowadza się z wymiennika ciepła i tę energię cieplną wykorzystuje się w cylindrze rozpręŜającym (silniki parowe pracujące według cyklu Reankine’a i silniki pracujące według cyklu Stirlinga), • silniki kombinowane, w których spalanie paliwa realizowane jest w silniku tłokowym będącym generatorem gazu. Praca mechaniczna częściowo wykorzystana jest w cylindrze silnika tłokowego i częściowo na łopatkach turbiny gazowej (generatory gazu ze swobodnymi tłokami, silniki tłokowoturbinowe itp.). 4. Według sposobu tworzenia mieszanki palnej silniki dzielimy na: • z zewnętrznym sposobem tworzenia mieszanki palnej, w których mieszanka tworzona jest w gaźniku, w mieszalniku silnika zasilanego gazem oraz silniki z wtryskiem paliwa do przewodu dolotowego silnika, • z wewnętrznym sposobem tworzenia mieszanki palnej. W silnikach tych w czasie procesu napełniania cylindra dopływa do niego tylko powietrze a następnie w końcu procesu spręŜania doprowadzone jest do niego paliwo i mieszanka palna tworzy się wewnątrz cylindra. Są to silniki o zapłonie samoczynnym. Do grupy tych silników zalicza się takŜe silniki o zapłonie iskrowym i wtryskiem paliwa do cylindra oraz silniki gazowe z doprowadzeniem paliwa ciekłego lub gazu do cylindra na początku procesu spręŜania, • z ładunkiem uwarstwionym, w których w róŜnych strefach komory spalania tworzy się mieszanka palna o róŜnym składzie. 5. Według zapłonu mieszanki palnej rozróŜniamy silniki: • z zapłonem mieszanki palnej od iskry elektrycznej (z zapłonem iskrowym), Strona 15 ROZDZIAŁ 1 • z samozapłonem mieszanki palnej (silniki o zapłonie samoczynnym, często zwane silnikami diesla), • z komorą wstępną i zapłonem płomieniowym, w których mieszanka palna zapalana jest iskrą w komorze spalania o niewielkiej objętości, zaś dalszy proces spalania zachodzi juŜ w komorze podstawowej, • z zapłonem gazowego paliwa od niewielkiej porcji oleju napędowego ulegającej samozapłonowi od procesu spręŜania. 6. Według sposobu realizacji roboczego cyklu pracy silnika dzielimy je na: • czterosuwowe bez doładowania (wolnossące – dolot powietrza z atmosfery) i z doładowaniem (dolot powietrza do cylindra pod ciśnieniem), • dwusuwowe bez doładowania i z doładowaniem. Do doładowania stosuje się spręŜarkę napędzaną turbiną wykorzystującą energię spalin (doładowanie turbospręŜarką) lub spręŜarką napędzaną od silnika i spręŜarek z których jedna napędzania jest turbiną gazową zaś druga silnikiem. 7. Według sposobu regulacji mocy związanego ze zmianą obciąŜenia silnika: • z regulacją jakościową, w których przy stałej ilości doprowadzonego do cylindra powietrza zwiększamy lub zmniejszamy ilość doprowadzanego paliwa zmieniając w ten sposób skład mieszanki palnej, • z ilościową regulacją mocy, w której skład mieszanki palnej pozostaje stały a zmieniana jest tylko jej ilość, • z regulacją mieszaną– zmiana ilości i jakości mieszanki palnej. 8. Według konstrukcji rozróŜnia się silniki: • Silniki tłokowe, które z kolei dzielimy ze względu na: - Strona 16 usytuowanie cylindrów – dzielimy na pionowe rzędowe, poziome rzędowe, silniki – V, gwiaździste i z przeciwnie usytuowanymi cylindrami, WPROWADZENIE - • usytuowanie tłoków – dzielimy na jednotłokowe (w kaŜdym cylindrze jest jeden tłok i jedna przestrzeń robocza), z przeciwnie poruszającymi się tłokami (przestrzeń robocza usytuowana między dwoma tłokami poruszającymi się w jednym cylindrze, ale w przeciwne strony), podwójnego działania (po obu stronach tłoka znajdują się przestrzenie robocze), Silniki z wirującymi tłokami, które mogą być trzech typów: - tłok (wirnik) wykonuje planetarny ruch w korpusie, - podczas obrotu wirnika między nim i ściankami korpusu tworzy się komora o zmiennej objętości, w której realizowany jest cykl pracy, - korpus wykonuje ruch planetarny, zaś tłok jest nieruchomy. 9. Według sposobu chłodzenia rozróŜnia się silniki: • z chłodzeniem cieczowym, • z chłodzeniem powietrzem. W samochodach stosuje się tłokowe silniki spalinowe z zapłonem od iskry (gaźnikowe, gazowe, z wtryskiem paliwa) i z samozapłonem od spręŜania (Diesle) oraz silniki z tłokami wirującymi. 1.2. Podstawowe wskaźniki i warunki pracy silników samochodowych Podstawowymi wskaźnikami charakteryzującymi jakość silników wewnętrznego spalania są: 1. Niezawodność wszystkich elementów konstrukcji silnika. 2. Stopień doskonałości przemiany energii cieplnej na energię mechaniczną. Wielkość ta oceniana jest sprawnością lub jednostStrona 17 ROZDZIAŁ 1 kowym zuŜyciem paliwa, które przedstawia ilość paliwa (w jednostkach masy lub objętości) zuŜywanego w jednostce czasu i przypadające na jednostkę mocy silnika. 3. Moc silnika odniesiona do jednostki objętości roboczej cylindra lub do jednostki płaszczyzny przekroju tłoka (moc jednostkowa). 4. Masa silnika przypadająca na jednostkę mocy (masa jednostkowa) i jego wymiary gabarytowe. 5. Stopień toksyczności i zadymienia spalin oraz poziom hałasu podczas pracy silnika. 6. Prostota konstrukcji, łatwość obsługi i koszty wyprodukowania silnika, jego eksploatacji i napraw. 7. Niezawodność rozruchu silnika. 8. Perspektywiczność konstrukcji umoŜliwiającej realizację jego modernizacji w celu dalszego jego wysilenia i poprawy jego wskaźników zgodnie z tendencjami rozwojowymi techniki. Dla silników trakcyjnych waŜną ich własnością jest ich szybkie przystosowanie do pracy w zmiennych warunkach prędkościowo-obciąŜeniowych, które zaleŜą od warunków eksploatacji. Na rys. 1.1. przedstawiono charakterystyki silników wewnętrznego spalania o róŜnym przeznaczeniu przy ich pracy w warunkach ustalonych. Strona 18 WPROWADZENIE Rysunek 1.1. Charakterystyki silników róŜnego przeznaczenia: Ne – moc efektywna silnika, n – prędkość obrotowa wału korbowego silnika Tłokowy silnik spalinowy moŜe pokonywać obciąŜenie począwszy od określonego warunku charakteryzującego się minimalną ustaloną częstością obrotów wału korbowego nmin. Jeśli organy sterujące doprowadzeniem mieszanki palnej lub wtryskiem paliwa ustawione są na maksimum, to zaczynając od wskazanej częstości obrotowej wału korbowego, największą moc rozwijaną przez silnik przedstawia krzywa 1. Taką zmianę mocy w zaleŜności od prędkości obrotowej wału korbowego nazywamy zewnętrzną charakterystyką prędkościową silnika. Maksymalna moc rozwijana przez silnik jest w punkcie „a”, któremu odpowiada prędkość obrotowa nN. Przy dalszym zwiększaniu prędkości obrotowej (linia przerywana) ze względu na wiele przyczyn następuje zmniejszenie mocy. Przy n = nmax (maksymalna prędkość obrotowa biegu luzem przy regulacji ustawionej na maksimum ilości mieszanki palnej lub maksymalną dawkę wtrysku) cała moc silnika zuŜywana jest na tarcie w mechanizmach silnika i na napęd osprzętu silnika. Praca silnika w tych warunkach jest niedopuszczalna. Granicznym prędkościowym warunkiem pracy silnika, przy którym silnik pracuje jeszcze według charakterystyki zewnętrznej jest punkt „a1” odpowiadający rozwijaniu przez silnik mocy nominalnej tj. Nenom przy n = nnom. Strona 19 ROZDZIAŁ 1 W zaleŜności od warunków pracy odbiornika mocy, charakteryzującego obciąŜenie silnika – krzywa 3, nie zawsze następuje przecięcie się tej krzywej z zewnętrzną charakterystyką prędkościową gdzie Nod = Nemax, poniewaŜ nenom ≤ nN. Linia 2 charakteryzuje pracę silnika przy prawie stałej prędkości obrotowej wału korbowego (charakterystyka regulatorowa). Punkt „b” charakteryzuje pracę silnika bez obciąŜenia. Praca silnika z zastosowaniem regulatora obrotów jest charakterystyczna dla stanowisk energetycznych jak równieŜ dla silników trakcyjnych. W tych przypadkach połoŜenie organów sterujących doprowadzaniem mieszanki palnej lub paliwa ulega zmianie w zaleŜności od zapotrzebowania przez odbiornik mocy. Największe zwiększenie prędkości obrotowej wału korbowego silnika zaleŜy od typu i zasady działania regulatora. Krzywa 3 charakteryzuje obciąŜenie silnika obciąŜonego napędem śruby (charakterystyka śrubowa). Przy obciąŜeniu silnika śrubą, prędkość obrotowa wału korbowego maleje ze zmniejszeniem ilości doprowadzanego paliwa lub mieszanki paliwowo-powietrznej. Zmiana mocy tych silników w funkcji prędkości obrotowej wału korbowego opisywana jest zaleŜnością Ne = Bn3, gdzie B jest współczynnikiem proporcjonalności. Według charakterystyki śrubowej pracują silniki lotnicze, okrętowe i inne. NaleŜy pamiętać, Ŝe silniki stosowane do napędu pojazdów samochodowych pracują w szerokim zakresie obciąŜeń i prędkości obrotowych wału korbowego. Charakterystyczne warunki eksploatacji samochodów cięŜarowych w warunkach miejskich przy ich intensywnej jeździe przedstawiono na rysunku 1.2. Doświadczalnie stwierdzono dość ostre wahania prędkości jazdy V (krzywa 1) i prędkości obrotowej wału korbowego silnika (krzywa 2), przy czym przez dłuŜszy czas silnik pracował przy około czterdziestoprocentowym otwarciu przepustnicy (krzywa 3). Z przedstawionego powyŜej wykresu wynika, Ŝe właściwością eksploatacji silnika samochodowego jest częsta, a w niektórych przypadkach dość ostra zmiana prędkościowych i obciąŜeniowych warunków jego pracy. Zmianę mocy i prędkościowych warunków pracy silnika samochodowego przedstawia zakreskowany obszar na rys. 1.1, który ograniczony jest zewnętrzną charakterystyką prędkościową i gałęzią charakterystyki regulatorowej. Strona 20 WPROWADZENIE Rysunek 1.2. Charakterystyczne warunki pracy silnika samochodu cięŜarowego poruszającego się w mieście Strona 21 ROZDZIAŁ 1 Strona 22 2 Termodynamiczne cykle pracy tłokowych silników spalinowych ROZDZIAŁ 2 2.1. Wiadomości ogólne Najbardziej charakterystyczną cechą tłokowego silnika spalinowego niezaleŜnie od stosowanego mechanizmu tłokowo-korbowego zamieniającego posuwisty ruch tłoka na ruch obrotowy wału korbowego, jest cykliczna zmiana objętości przestrzeni roboczej. Dlatego teŜ parametry stanu czynnika roboczego, w kaŜdym punkcie wykresów indykatorowych przed-stawiających cykl pracy silnika odnoszone są do połoŜenia tłoka w cylindrze. W teorii tłokowych silników spalinowych rozróŜnia się: cykle teoretyczne, cykle porównawcze i rzeczywiste cykle pracy. Teoretyczny, wzorcowy cykl pracy tłokowego silnika spalinowego, przedstawiony w układzie pracy p – ν i ciepła T – s jest to cykl kołowy realizowany zgodnie z ruchem wskazówek zegara i składający się z quasi-statycznych, odwracalnych przemian czynnika roboczego. Wszystkie procesy termodynamiczne rzeczywistego cyklu pracy silnika są procesami nieodwracalnymi. Nieodwracalność procesów zachodzących w cylindrze wolnossących i doładowanych silników spalinowych powoduje na przykład wymiana ciepła między czynnikiem roboczym i ściankami ograniczającymi przestrzeń cylindra. Nieodwracalność procesów wymiany czynnika roboczego związana jest z istnieniem tarcia w strumieniach gazu na pokonanie, którego tracona jest praca. Straty tarcia występują takŜe podczas rzeczywistego procesu rozpręŜania w turbinie i procesu spręŜania w spręŜarce układu turbodoładowującego. WyŜej wskazana nieodwracalność procesów powoduje zmniejszenie efektywności przemiany doprowadzonego ciepła na pracę mechaniczną. Analiza efektywności cykli pracy tłokowych silników spalinowych dotyczy rozwiązania dwóch zadań: Strona 24 • określenia, od jakich czynników zaleŜy sprawność odwracalnego termodynamicznego cyklu i jak powinny przebiegać te procesy, aby jego sprawność osiągała największe wartości przy konkretnych warunkach ograniczających, • wyznaczenia stopnia nieodwracalności procesów cyklu rzeczywistego i określenia, które procesy naleŜy doskonalić w celu zmniejszenia nieodwracalnych strat i zwiększenia sprawności. TERMODYNAMICZNE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH Podstawowym wskaźnikiem oceniającym termodynamiczną efektywność odwracalnego cyklu pracy silnika jest jego sprawność teoretyczna: ηt = Lt Q1 lub ηt = lt q1 (1.1) Pracę teoretyczną odwracalnego cyklu moŜna wyznaczyć całkując równanie pierwszej zasady termodynamiki dla zamkniętego cyklu pracy: ∫ dQ = ∫ dU + ∫ dL (2.2) PoniewaŜ energia wewnętrzna U jest funkcją parametrów stanu, zatem dU = 0 . Tak, więc praca teoretycznego cyklu pracy jest równowaŜna ∫ ciepłu doprowadzonemu do czynnika roboczego w czasie cyklu, które jest równe róŜnicy ciepła doprowadzonego do cyklu i ciepła odprowadzonego z cyklu, tzn.: L t = Q1 − Q 2 lub l t = q1 − q 2 (2.3) Podstawiając (1.3) do (1.1) otrzymuje się: ηt = 1 − Q2 Q1 lub ηt = 1 − q2 q1 (2.4) Stopień doskonałości rzeczywistych nieodwracalnych cykli charakteryzuje sprawność indykowana cyklu pracy silnika: ηi = Li Q1 lub ηi = li q1 (2.5) gdzie: Li = Q1 − Q 2 zaś li = q1 − q 2 . Podstawiając te zaleŜności do wzoru (2.5) stosowanego do obliczania sprawności indykowanej otrzymuje się: ηi = 1 − Q2 Q1 lub ηi = 1 − q2 q1 (2.5a) Techniczno-ekonomiczne wskaźniki pracy silnika określają nie tylko zuŜycie paliwa, które zaleŜy nie tylko od sprawności cyklu, ale takŜe od Strona 25 ROZDZIAŁ 2 wymiarów gabarytowych i masy silnika. Jednym z istotnych technicznoekonomicznych wskaźników pracy silnika jest średnie ciśnienie teoretyczne cyklu: pt = Lt Vs lub pt = lt vs (2.6) gdzie: Vs = Vmax − Vmin , zaś vs jest średnią objętością właściwą czynnika roboczego w czasie cyklu pracy silnika. Średnie ciśnienie teoretycznego cyklu pracy silnika jest to takie umowne stałe ciśnie-nie, które działając na tłok w czasie jednego suwu wykona pracę równą pracy teoretycznego cyklu pracy silnika. Średnie ciśnienie rzeczywistego cyklu pracy silnika nazywamy średnim ciśnieniem indykowanym: pi = Li l lub pi = i Vs vs (2.7) Podstawiając wielkości Lt i lt wyznaczone z równań (2.1) do zaleŜności (2.6) przyjmują one postać: pt = Q1 ⋅ η t q ⋅η lub p t = 1 t Vs vs (2.8) Wartość jednostkowego ciepła q1 zaleŜy od składu chemicznego paliwa i wartości jego ciepła spalania, sposobu tworzenia mieszanki palnej, doskonałości procesu spalania itp. Teoretyczne cykle pracy silników spalinowych stwarzają moŜliwości porównywania rzeczywistych przemian zachodzących w cylindrze silnika z przemianami termodynamicznymi tworzącymi model rzeczywistego cyklu pracy silnika. UmoŜliwiają one formułowanie wniosków dotyczących sprawności teoretycznej, jednostkowego zuŜycia paliwa i średniego ciśnienia teoretycznego cyklu oraz maksymalnej wartości ciśnienia i temperatury cyklu, jak równieŜ stwarzają moŜliwości wyznaczania innych parametrów i wskaźników pracy silnika, przy załoŜonych wielkościach charakterystycznych. Teoretyczne cykle pracy silników wewnętrznego spalania sporządza się przy następujących załoŜeniach: Strona 26 TERMODYNAMICZNE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH • czynnikiem roboczym (termodynamicznym) jest gaz doskonały, • ilość czynnika roboczego realizującego cykl pracy jest stała i jednakowa we wszystkich tworzących go przemianach, • zaniedbuje się zmianę ciepeł właściwych czynnika roboczego, lub teŜ uwzględnia się te zmiany w zaleŜności od temperatury i składu mieszaniny gazów, • doprowadzenie ciepła do czynnika roboczego realizowane jest, jako przekazywanie ciepła przez gorące źródło ciepła i moŜe zachodzi: izochorycznie, izobarycznie i izotermicznie lub za pomocą ich kombinacji, • proces wymiany czynnika roboczego zamienia się procesem odwracalnym z odprowadzeniem ciepła do zimnego źródła ciepła, które moŜe zachodzić izochorycznie, izobarycznie lub izochoryczno-izobarycznie, • procesy spręŜania (kompresji) i rozpręŜania (ekspansji) zachodzą adiabatycznie, • przemiany termodynamiczne cyklu pracy silnika są odwracalne i zachodzą nie-skończenie wolno (quasi-statycznie), wobec czego prędkości czynnika roboczego są równe zeru i nie występują straty przepływu, a cała jego ilość znajdująca się w przestrzeni roboczej pozostaje w jednakowym stanie termodynamicznym. Warunki uzyskania największej pracy dowolnego, kołowego cyklu pracy silnika, które równocześnie są warunkami wysokiej sprawności cieplnej cyklu, przedstawione są w pod-ręcznikach akademickich dotyczących termodynamiki technicznej i tłokowych silników spalinowych [3,4,5,6,7,8,10,11]. Teoretycznym cyklem pracy silnika o największej sprawności jest cykl Carnote’a składający się z dwóch izentrop (kompresji i ekspansji) oraz dwóch izoterm (doprowadzenie i odprowadzenie ciepła). Cykl ten nie ma jednak zastosowania, jako teoretyczny cykl pracy tłokowego silnika spalinowego, poniewaŜ proces kompresji, który łączyłby jednocześnie izotermy np.: przy T=290 K i przy T=2900 K bez przekroczenia wartości pmax jest niemoŜliwy do zrealizowania [2,14]. Strona 27 ROZDZIAŁ 2 2.2. Uogólniony cykl pracy czterosuwowego tłokowego silnika spalinowego Uogólniony teoretyczny cykl pracy silnika przedstawiony na rys. 2.1. jest modelem, który zawiera w sobie niemalŜe wszystkie teoretyczne silnikowe cykle pracy tłokowych silników wewnętrznego spalania omawiane w teorii tłokowych silników spalinowych. Rysunek 2.1. Uogólniony termodynamiczny cykl pracy czterosuwowego tłokowego silnika spalinowego we współrzędnych p − v i T − s Przedstawiony na rys. 2.1. wykres we współrzędnych p - v i T - s przedstawia ogólny przypadek realizacji termodynamicznego cyklu pracy czterosuwowego tłokowego silnika spalinowego, realizowany przez 1 kg czynnika roboczego. W cyklu tym proces kompresji (linia ac) i ekspansji (linia zb) zachodzi bez wymiany ciepła z otoczeniem (dq=0). Ciepło q1 ' doprowadzane jest przy nieStrona 28 TERMODYNAMICZNE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH zmiennej objętości, ciepło q1 ' ' doprowadzane jest przy niezmiennym ciśnieniu, zaś ciepło q1 ' ' ' doprowadzane jest izotermicznie, tzn. przy niezmiennej temperaturze. Odprowadzane ciepło z cyklu q 2 jest sumą ciepła q 2 ' odprowadzonego przy niezmiennej objętości i ciepła q 2 " odprowadzonego przy niezmiennym ciśnieniu. Całkowita ilość ciepła doprowadzonego do cyklu realizowanego przez 1 kg czynnika roboczego (ładunku) wynosi: q1 = q1 '+q1 ' '+q1 ' ' ' = c v (Tz ' − Tc ) + c p (Tz '' − Tz ' ) + RTz ln Na rys. 2.1. we współrzędnych płaszczyzny a ' acz' z' ' zbb ' . T - s Vz (2.9) Vz '' ciepło to przedstawia pole Ilość ciepła odprowadzonego z cyklu wynosi q 2 = q 2 '+ q 2 " = c v (Tb − Td ) + c p (Td − Ta ) (2.10) Na wykresie T - s to wyprowadzone ciepło przedstawia pole płaszczyzny a ' adbb ' . Sprawność teoretyczna rozwaŜanego cyklu termodynamicznego (wzór 2.4) ma postać: ηt = 1 − c v (Tb − Td ) + c p (Td − Ta ) q2 =1− v q1 c v (Tz' − Tc ) + c p (Tz'' − Tz' ) + RTz ln z v z'' (2.11) Wprowadźmy oznaczenia następujących wielkości bezwymiarowych: κ= cp cv – wykładnik izentropy (adiabaty), εs = Va – efektywny stopień kompresji, Vc ε = Vb Vd – geometryczny stopień kompresji, = Vc Vc Strona 29 ROZDZIAŁ 2 λp = p z ' p z '' = – stopień wzrostu ciśnienia podczas izochorycznego pc pc doprowadzania ciepła, ρp = Vz '' Vz '' – stopień ekspansji podczas izobarycznego dopro= Vz ' Vc wadzania ciepła, ρT = Vz Vz '' – stopień ekspansji podczas izotermicznego doprowadzania ciepła, δ= Vb – stopień kolejnego procesu ekspansji, Vz ρ' = Vd Vb = – stopień wstępnej kompresji podczas izobarycznego Va Va odprowadzania ciepła. Dla tak przyjętych oznaczeń prawdziwy jest związek: ε = εs ⋅ ρ' = ρp ⋅ ρT ⋅ δ Temperatury wchodzące do wzoru (2.11) wyrazić moŜna za pomocą temperatury początku procesu kompresji Ta oraz wprowadzony powyŜej oznaczeń. W tym celu naleŜy wykorzystać równania poszczególnych procesów składowych cyklu pracy przedstawionego na rys. 2.1. Przemiana a – c: Ta Vaκ −1 czyli: = Tc Vcκ −1 stąd V Tc = Ta a Vc Tc = Ta εsκ −1 Przemiana c − z' : Tz ' = Tc Strona 30 p z' pc κ −1 TERMODYNAMICZNE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH czyli: a zatem Tz ' = Tcλ p Tz ' = Ta εsκ −1λ p Przemiana z '− z' ' : Tz'' = Tz' czyli: Vz'' = Tz'ρ p Vz' Tz '' = Ta εsκ −1λ pρp Przemiana z' '−z : Tz = Tz '' czyli: Tz = Ta λ pρpεsκ −1 Przemiana z – b: V Tb = Tz z Vb czyli: Tb = κ −1 = Tz δ κ −1 Ta λ pρpεsκ −1 δ κ −1 Przemiana d – a: Td = Ta gdzie: Vd = Ta ρ' Va ρ' = Vd Va Podstawiając wyŜej wyznaczone zaleŜności temperatur w charakterystycznych punktach cyklu od wartości do wzoru (2.11) i dokonując przekształceń otrzymano: Strona 31 ROZDZIAŁ 2 λ pρpεsκ −1 ηt = 1 − + κ(ρ'−1) − ρ' δ κ −1 εsκ −1{λ p κρp − (κ − 1)(1 + ρp ln ρT ) − 1} [ ] (2.12) Ze względu na coraz szersze stosowanie wieloetapowego wtrysku paliwa we współczesnych tłokowych silnikach spalinowych, naleŜy stwierdzić, Ŝe celem takiej realizacji wtrysku paliwa jest poprawa wskaźników pracy silnika w róŜnych warunkach eksploatacji, a przede wszystkim zmniejszenie emisji szkodliwych składników i hałasu emitowanego przez silniki. Paliwo doprowadzone do cylindra zarówno w postaci przed - jak i powtrysków powoduje, Ŝe zarówno proces kompresji czynnika roboczego jak i proces jego ekspansji realizowane są przy istnieniu źródeł i upustów energii cieplnej. Pod pojęciem źródła ciepła rozumie się tu energię wydzieloną podczas reakcji egzotermicznych paliwa doprowadzonego do cylindra, natomiast upust energii cieplnej rozumiany jest, jako ilość ciepła odbierana od czynnika roboczego i zuŜywana na podgrzewanie a następnie odparowanie kropel rozpylonego paliwa i przegrzanie par paliwa. Istnienie źródeł i upustów energii cieplnej podczas procesów kompresji i ekspansji powoduje, Ŝe procesy te nie zachodzą adiabatycznie, a są to przemiany politropowe zachodzące przy stałych średnich wartościach wykładnika politropy, które moŜna wyznaczyć w oparciu o rzeczywisty wykres indykatorowy. NaleŜy tu jeszcze zaznaczyć, Ŝe źródłem ciepła podczas procesu ekspansji jest proces dopalania niespalonych w sposób pełny reagentów biorących udział w reakcjach utleniania zachodzących podczas procesu spalania. Stosując taką samą metodę wyprowadzania wzoru na sprawność teoretyczną, jaką zastosowano przy wyprowadzaniu wzoru (2.12) oraz zakładając, Ŝe proces kompresji i ekspansji zachodzą politropowo o wykładnikach: kompresji o wykładniku n1 i ekspansji o wykładniku n2, przy czym n1 ≠ n2, otrzymuje się wzór na sprawność teoretyczną w postaci: λ p ρ p ε sn −1 1 ηt = 1 − + (κ − 1)ρ'− κ δ n −1 ε sn −1 {λ p [κρ p − (κ − 1)(1 + ρ p lnρ T )] − 1} 2 1 Ze wzoru (2.13) wynika, Ŝe: η t = η t (κ, ε s , λ p , δ, ρ p , ρ T , ρ, n1 , n 2 ) Strona 32 (2.13) TERMODYNAMICZNE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH Dla adiabatycznego procesu kompresji i ekspansji do wzoru (2.13) naleŜy podstawić n 1 = n 2 = κ . Ze wzorów (2.12) i (2.13) wynika, Ŝe teoretyczna sprawność uogólnionego cyklu pracy silnika zaleŜy od parametrów konstrukcyjnych silnika wyraŜonych wielkością ε, właściwości paliwa zasilającego silnik i wpływających na wartość wykładnika izentropy κ oraz organizacji realizacji cyklu określonej wielkościami: λ p , ρ p , ρ T , δ i , ρ' . Wzór ten jest prawdziwy dla wszystkich stosowanych w teorii silników spalinowych cykli pracy. RozwaŜmy cykl pracy silnika przy doprowadzaniu jak i odprowadzaniu ciepła realizowanych w sposób mieszany to znaczy podczas przemiany izochorycznej i izobarycznej. Ilustrację graficzną takiego cyklu przedstawia rys. 2.2. Dla cyklu pracy przedstawionego na rys. 2.2. wielkość ρT = 1. Ponadto z zaleŜności ε = ε s ⋅ ρ' = ρ pρ T δ wynika, Ŝe εs ρp = . Podstawiając δ ρ' wskazane wielkości do wzoru (2.12) otrzymuje się: κ −1 ρ λ pρp p + κ(ρ'−1) − ρ' ρ' ηt = 1 − κ −1 εs λ p − 1 + κλ p ρp − 1 [ )] ( (2.14) Średnie ciśnienie teoretycznego cyklu pracy silnika, zgodnie z definicją jest: pt = Lt Vs lub pt = lt vs (2.15) gdzie: L t = p t Vs i l t = p t v s . Uwzględniając, Ŝe: q1 = c v Ta ε κs −1[λ p − 1 + κλ p (ρ − 1)] (2.16) oraz: Strona 33 ROZDZIAŁ 2 Vs = Vd − Vc = Vc ( Vd − 1) Vc to znaczy: Vs = Vc (ε s ρ'−1) = Va (ε s ρ'−1) εs (2.17) Rysunek 2.2. Termodynamiczny cykl pracy tłokowego czterosuwowego silnika spalinowego we współrzędnych p – v i T – s przy izochorycznoizobarycznym doprowadzaniu i odprowadzaniu ciepła Podstawiając do wzoru (2.15) wartość l t = ηt q1 oraz zaleŜności (2.16) i (2.17) otrzymano: p t = cv Ta εsκ −1 ⋅ εs [λ p − 1 + κλ p (ρp − 1)]ηt v a (ρ' εs − 1) PoniewaŜ cv = R κ − 1 i p a = RTa va zatem ostatecznie otrzymuje się: Strona 34 (2.18) TERMODYNAMICZNE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH pt = pa εsκ [λ p − 1 + κλ p (ρ p − 1)]ηt κ − 1 ρ' εs − 1 (2.19) W teorii silników spalinowych wyróŜnia się trzy szczególne przypadki, które wynikają z uogólnionego, teoretycznego cyklu pracy, tj. cykl Otto, cykl Diesla i cykl z mieszanym doprowadzeniem ciepła tzw. cykl Sabathe’a. 2.3. Cykl z doprowadzeniem ciepła przy stałej objętości tzw. cykl Otto Cykl pracy silnika realizowany przez 1 kg czynnika roboczego z izochorycznym doprowadzeniem i odprowadzeniem ciepła we współrzędnych p – v i T – s przedstawia rys. 2.3. Rysunek 2.3. Cykl pracy tłokowego silnika spalinowego z doprowadzeniem ciepła przy V = idem: 1 i 2 osie wykorbienia przy połoŜeniu tłoka w GZP i DZP Strona 35 ROZDZIAŁ 2 Cykl ten róŜni się od cyklu przedstawionego na rys. 2.1. tym, Ŝe brak w nim procesów oznaczonych przemianami z ' z' ' , z' ' z i da. Dlatego dla tego cyklu mamy: ρp = 1 , ρT = 1 , εs = ε i ρ' = 1 . Podstawiając te wartości do wzorów (2.12) i (2.18) otrzymuje się następujące wzory: ηt = 1 − pt = 1 ε κ −1 pa εκ ⋅ (λ p − 1)ηt κ −1 ε −1 (2.20) (2.21) 2.4. Cykl z doprowadzeniem ciepła przy stałym ciśnieniu tzw. cykl Diesla Cykl ten przedstawiony na rys. 2.4. często stosowany jest, jako model cyklu pracy wolnobieŜnych silników o zapłonie samoczynnym. Rysunek 2.4. Cykl pracy tłokowego silnika spalinowego z doprowadzeniem ciepła przy p = idem Strona 36 TERMODYNAMICZNE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH W cyklu tym ciepło doprowadzone jest przy p = idem, zaś ciepło odprowadzone dokonywane jest przy V = idem. Dla tego cyklu mamy: λp=1, ρT = 1 , εs = ε i ρ' = 1 . Podstawiając te wartości do wzorów (2.12) i (2.18) otrzymuje się: ηt = 1 − pt = 1 ε ⋅ κ −1 ρpκ − 1 κ(ρp − 1) pa εκ ⋅ κ(ρp − 1)ηt κ −1 ε −1 (2.22) (2.23) 2.5. Cykl z mieszanym doprowadzeniem ciepła tzw. cykl Sabathe’a Rysunek 2.5. Cykl tłokowego silnika spalinowego z mieszanym doprowadzeniem ciepła PowyŜszy teoretyczny cykl realizowany przez 1 kg czynnika roboczego we współrzędnych p – v i T – s, w których część ciepła Q1' doprowaStrona 37 ROZDZIAŁ 2 dzone jest przy stałej objętości, a część Q1” przy stałym ciśnieniu, zaś ciepło odprowadzone Q2 odprowadzane jest przy stałej objętości przedstawiono na rys. 2.5. Cykl ten róŜni się od cyklu uogólnionego tym, Ŝe ciepło Q2 odprowadzane jest przy stałej objętości. Brak jest w nim odprowadzania ciepła Q2” przy stałym ciśnieniu. Dla tego cyklu ρT = 1 , εs = ε i ρ' = 1 . Podstawiając te wartości do wzorów (2.12) i (2.18) otrzymuje się: ηt = 1 − pt = 1 ε ⋅ κ −1 λ p ⋅ ρpκ − 1 λ p − 1 + κλ p (ρp − 1) pa εκ [λ p − 1 + κλ p (ρp − 1)]ηt ⋅ κ −1 ε −1 (2.24) (2.25) Analizę wpływu róŜnych czynników na sprawność i średnie ciśnienie teoretyczne cyklu pracy silnika spalinowego dla cykli przedstawionych w podrozdziałach (2.3; 2.4; 2.5) moŜna znaleźć w pracy [3]. 2.6. Teoretyczne cykle pracy doładowanych tłokowych silników spalinowych W odróŜnieniu od uogólnionego cyklu pracy przedstawionego na rys. 2.1. rozpatrzono przypadek, kiedy ciepło odprowadzane jest przy niezmiennym ciśnieniu (linia „fl” na rys. 2.6.). Zakreskowana płaszczyzna „bfla” wykresu we współrzędnych p – v i T – s przedstawia dodatkowo otrzymaną pracę przy tej samej ilości doprowadzonego ciepła. Ta dodatkowa praca uzyskana jest w wyniku znacznego zwiększenia objętości podczas procesu rozpręŜania (ekspansji). Na skutek tego ciśnienie p t ' odniesione do objętości Vf - Vc (Vmax-Vmin) będzie istotnie mniejsze w porównanie z tym ciśnieniem, które moŜna otrzymać w cyklu z mieszanym doprowadzeniem i odprowadzeniem ciepła przy V=idem. Strona 38 TERMODYNAMICZNE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH Rysunek 2.6. Cykl z mieszanym doprowadzeniem ciepła, wydłuŜonym rozpręŜeniem i zmiennym ciśnieniu gazów przed turbiną oraz odprowadzeniem ciepła przy p = idem W rzeczywiście realizowanym cyklu pracy silnika do odbiornika przekazywana jest nie cała ilość energii mechanicznej. Część tej energii tracona jest na tarcie we współpracujących i poruszających się elementach oraz na napęd mechanizmów wspomagających. W przypadku cyklu z wydłuŜonym procesem ekspansji, na skutek zwiększenia objętości, istotnie wzrastają straty na tarcie, które nie są kompensowane przez dodatkowo otrzymaną pracę. DuŜy efekt w rzeczywistym silniku spalinowym, w którym w czasie realizacji cyklu następuje zmiana czynnika roboczego, osiąga się jeśli proces wydłuŜonej ekspansji zachodzi na łopatkach turbiny gazowej (linia „bf”) połączonej ze spręŜarką. Zassane spręŜarką powietrze atmosferyczne spręŜane jest do ciśnienia pa > po (linia „la”) i doprowadzane do cylindra silnika spalinowego. PoniewaŜ wówczas ciśnienie początkowe w cylindrze pa będzie wyŜsze od ciśnienia atmosferycznego, to jednostkowa praca w cylindrze będzie większa (patrz równanie 2.19). Przy takim sposobie realizacji procesu straty mechaniczne w turbospręŜarce będą istotnie mniejsze niŜ w silniku z wydłuŜoną ekspansją i wynikowa sprawność będzie większa. Strona 39 ROZDZIAŁ 2 Sposób zwiększania pracy jednostkowej drogą wstępnego spręŜania powietrza (lub mieszanki paliwowo-powietrznej) w spręŜarce i doprowadzeniu go do silnika nazywamy doładowaniem. Rozpatrywany cykl jest szczególnym przypadkiem cyklu silnika doładowanego. SpręŜarkę napędzać moŜna takŜe za pomocą wału korbowego (napęd mechaniczny), ale wtedy część mocy rozwijanej przez silnik zuŜywana jest na wykonanie pracy spręŜania w spręŜarce. Bardziej celowe jest wykorzystanie do tego celu (w pierwszej kolejności) turbodoładowania, podczas którego wykorzystuje się energię spalin wydalanych z cylindra. Cykl pracy silnika z doładowaniem są szeroko wykorzystywane w silnikach o zapłonie samoczynnym. Rozpatrzmy cykl realizowany w turbinie gazowej, ze wstępną kompresją czynnika roboczego w spręŜarce (linia „la”). V Oznaczmy stopień kompresji w spręŜarce ε spr = l , wtedy całkoVa wity stopień kompresji jest: ε o = ε spr ⋅ ε = Vl Va Vl ⋅ = Va Vc Vc W rozpatrywanym cyklu: Tf = Tl ⋅ ρ' = Ta ⋅ λ p ⋅ ρp ⋅ (ε ⋅ ρp ) κ −1 Tz = (δ' ) κ −1 (εo ⋅ ρ' ) κ −1 gdzie: δ' = Vf εo ⋅ ρ' = VZ ρp PoniewaŜ: Tl = to: Strona 40 Ta εspr κ −1 (2.26) TERMODYNAMICZNE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH Tf = Ta λ pρp (ε ⋅ ρp ) κ −1 Ta ρ ' = κ −1 εspr (εo ⋅ ρ' ) κ −1 skąd: κ (ρp ) κ ρ' = λ p ρp lub λ p = 1 ρ' (ρ' ) κ −1 κ ρp Podstawiając λ p = 1 do równania (2.14) i uwzględniając, Ŝe ρ' εo = εspr ⋅ ε , otrzymano: ηt = 1 − κ εo κ −1 ⋅ ρ'−1 λ p − 1 + κ ⋅ λ p ⋅ (ρp − 1) (2.27) Zasadne jest, aby odnieść jednostkową pracę cyklu z turbodoładowaniem do objętości cylindra silnika (rys. 2.6.). W tym przypadku pt oblicza się według wzoru (2.25). RozwaŜmy cykl z wydłuŜoną ekspansją oraz z doprowadzeniem ciepła przy V = idem i ρp = 1. Taki cykl jest modelem termodynamicznym turbodoładowanego silnika z zapłonem iskrowym. W tym przypadku: ηt = 1 − κ εo κ −1 ⋅ ρ'−1 λp − 1 (2.28) Jeśli w takim cyklu ciepło doprowadzone jest przy p = idem (cykl Braytona), to λp = 1 i ρp = ρ'. Wtedy z równania (2.27) wynika, Ŝe: ηt = 1 − 1 εo κ −1 (2.29) Według takiego cyklu pracują turbiny gazowe, w których spalanie paliwa w komorze spalania zachodzi przy stałym ciśnieniu. Na rys. 2.7. pokazano cykl pracy silnika z turbodoładowaniem, w którym ciśnienie przed turbiną (linia „ar”) jest równe ciśnieniu końca procesu spręŜania w spręŜarce. Ciepło Q 2 ' w realizowanym cyklu silnika odprowadzone jest przy stałej objętości (proces „ba”). Ciepło to doprowadzone jest do turbiny gazowej przy p=idem (linia „ar”). Strona 41 ROZDZIAŁ 2 Rysunek 2.7. Cykl z mieszanym doprowadzeniem ciepła, z wydłuŜoną ekspansją i stałym ciśnieniem gazów przed turbiną oraz odprowadzeniem ciepła przy p = idem Wykorzystując wzór na sprawność cieplną dowolnego cyklu silnikowego mamy: Q'2 = Q1 (1 − η t ) Dla cyklu „acz'zb ” z mieszanym doprowadzeniem ciepła jest: Q'2 = Q1 ⋅ λ p ⋅ ρ pκ − 1 1 ⋅ ε κ −1 λ p − 1 + κ ⋅ λ p ⋅ (ρ p − 1) (2.30) Sprawność cyklu „arfl” wyznaczoną według wzoru (2.29) określa zaleŜność: ηspr = 1 − Strona 42 1 ε spr κ −1 =1− Q2 Q'2 TERMODYNAMICZNE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH Q 2 = Q'2 ⋅(1 − ηspr ) = skąd: Q'2 κ −1 ε spr Podstawiając do tej zaleŜności w miejsce Q 2 ' wartość obliczoną według równania (2.30), otrzymano: λ p ⋅ ρ pκ − 1 Q2 1 = ⋅ Q1 ε o κ −1 λ p − 1 + κ ⋅ λ p ⋅ (ρ p − 1) (2.31) Wówczas sprawność cieplna całego cyklu pracy jest: λ p ⋅ ρ pκ − 1 Q2 1 ηt = 1 − = 1 − κ −1 ⋅ Q1 λ p − 1 + κ ⋅ λ p ⋅ (ρ p − 1) εo (2.32) Średnie ciśnienie teoretycznego cyklu, odniesione do objętości cylindra silnika określa zaleŜność: κ pt = pa εo ⋅ ⋅ λ p − 1 + κ ⋅ λ p ⋅(ρp − 1) ⋅ ηt κ −1 ε −1 [ ] (3.33) Z porównania wzorów (2.32) i (2.24) wynika, Ŝe jeśli ε = εo, to sprawność rozpatrywanego cyklu i cyklu z mieszanym doprowadzeniem ciepła są sobie równe. Porównanie ηt dwóch rozpatrywanych cykli silników z turbodoładowaniem pokazuje, Ŝe wykorzystanie ciepła w cyklu, w którym w turbinie gazowej wykonywana jest cała praca wydłuŜonego procesu ekspansji charakteryzowana krzywą ,,bf’’ (rys.2.6.) będzie większa niŜ w drugim cyklu (rys.2.7). Jednak realizowanie takiego cyklu z doładowaniem pulsacyjnym związane jest z koniecznością organizacji procesu wydalania spalin z cylindra i doprowadzeniem ich do turbiny gazowej, co komplikuje konstrukcję silnika. W przypadku kiedy wstępne spręŜanie w spręŜarce prowadzi do ciśnienia za spręŜarką, które jest więcej niŜ dwukrotnie wyŜsze od ciśnienia atmosferycznego, to naleŜy realizować chłodzenie powietrza przy stałym ciśnieniu. W wyniku takiego chłodzenia następuje zwiększenie gęstości ładunku napływającego do cylindra i zmniejszenie pracy spręŜania oraz obserwuje się znaczny wzrost ciśnienia pt przy nieznacznym zmniejszeniu sprawności tego cyklu. Strona 43 ROZDZIAŁ 2 2.7. Podstawy dwusuwowych silników spalinowych Zasadniczą róŜnicą pomiędzy silnikami dwu - i czterosuwowymi jest ilość suwów tłoka przypadająca na realizację jednego pełnego cyklu pracy. Cykl pracy kaŜdego tłokowego silnika spalinowego obejmuje: proces ssania (ekspansji), spręŜania (kompresji), pracy i wydechu spalin. W silniku dwusuwowym nie są jednak realizowane cztery pełne suwy, tak jak to jest w silnikach czterosuwowych. W silniku dwusuwowym wyróŜnia się: 1. Suw spręŜania (kompresji). Podczas tego suwu tłok porusza się w kierunku GZP. Spa-liny z poprzedniego cyklu pracy wylatują z cylindra przez kanały wylotowe. Są one wypychane przez wlatującą kanałami przepłukującymi świeŜą mieszankę palną. Następnie okna przepłukujące i wylotowe lub zawory zamykają się, a pozostająca w cy-lindrze mieszanka palna ulega spręŜaniu i zapłonowi (rys.2.8a). 2. Suw pracy. Gwałtownie rozpręŜający się czynnik roboczy powstający w wyniku spalania mieszanki palnej powoduje ruch tłoka w kierunku DZP (rys.2.8b) wytwarzając moment obrotowy wału korbowego. Najpierw otwiera się kanał wylotowy, przez który zaczynają wypływać spaliny i po pewnym czasie zostaje odsłonięty kanał przepłukujący, przez który do cylindra napływa porcja świeŜej mieszanki palnej. Napływ tej mieszanki wspomaga usuwanie spalin z cylindra (rys.2.8c). Brak oddzielnych suwów ssania i wydechu wymusza stosowanie w tych silnikach pompy przepłukującej. W niektórych silnikach samochodowych, motocyklowych i jeszcze mniejszych, w których istotnym jest warunek prostoty i niewielkich wymiarów gabarytowych, rolę pompy przepłukującej pełni przestrzeń cylindra znajdująca się pod denkiem tłoka wraz ze skrzynią korbową, tak jak to pokazano na rysunku na rys. 2.8. Tłok poruszający się w kierunku GZP, odsłania znajdujące się w cylindrze okna dolotowe i zasysa przez nie świeŜy ładunek do cylindra. Taki rozrząd nazywamy rozrządem tłokowo-szczelinowym. NaleŜy zaznaczyć, Ŝe takie rozwiązanie konstrukcyjne posiada istotne wady. Smarowanie silnika odbywa się poprzez dozowanie oleju smarującego do Strona 44 TERMODYNAMICZNE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH układu dolotowego lub do paliwa zasilającego silnik. Zastosowany do smarowania silnika olej ulega częściowemu spalaniu w cylindrze tworząc nagar i częściowo przedostaje się do układu wydechowego powodując wzrost stęŜenia węglowodorów w spalinach. Ilość czynnika roboczego doprowadzanego do cylindra ogranicza wielkość skoku i średnicy cylindra. Jakość procesu wymiany ładunku w cylindrze w duŜym stopniu zaleŜy od zjawisk falowych zachodzących w układach wymiany czynnika roboczego i w samym cylindrze. Aby w duŜych silnikach o zapłonie samoczynnym zastosować oddzielne układy smarowania, często buduje się je jako tzw. silniki wodzikowe w których rolę pompy przepłukującej spełnia objętość cylindra pod denkiem tłoka, która jest oddzielona od skrzyni korbowej. Jednak takie rozwiązanie powoduje zwiększenie wysokości silnika. Zamiennie w układzie dolotowym stosuje się często dodatkową, mechanicznie napędzaną pompę przepłukującą, np. spręŜarkę Rootsa, patrz rys. 2.9. Rysunek 2.8. Zasada działania silnika dwusuwowego o ZI i wstępnym spręŜaniu ładunku w skrzy-ni korbowej: a) tłok spręŜa mieszankę w cylindrze i jednocześnie zasysa świeŜą mieszankę do skrzyni korbowej, b) rozpręŜający się czynnik roboczy powoduje ruch tłoka w kierunku DZP i następuje wstępne spręŜanie mieszanki palnej w skrzyni korbowej, c) świeŜa mieszanka pal-na wspomaga usuwanie spalin z cylindra W silnikach wykorzystujących zewnętrzną pompę przepłukującą nie wyróŜnia się okien i kanałów przepłukujących, a jedynie okna i kanały dolotowe i wylotowe. Strona 45 ROZDZIAŁ 2 Rysunek 2.9. Zasada działania silnika dwusuwowego o zapłonie samoczynnym ze wstępnym spręŜaniem ładunku za pomocą spręŜarki Rootsa: a) tłok spręŜa powietrze w cylindrze, zaś pompa przepłukująca wstępnie spręŜa powietrze przed oknami dolotowymi, b) wtrysk paliwa i początek suwu pracy, c) koniec suwu pracy, otwarcie grzybkowego zaworu wylotowego, d) napływ świeŜego ładunku do cylindra wspomagający usuwanie spalin z cylindra 2.7.1. Cykl pracy dwusuwowego silnika spalinowego Cykl pracy tego silnika podobnie jak silników czterosuwowych definiuje się jako kompleks okresowo powtarzających się procesów termodynamicznych realizowanych w celu przemiany chemicznej energii paliwa na pracę mechaniczną. Teoretyczny cykl pracy tłokowego silnika spalinowego, to kołowy cykl realizowany zgodnie z ruchem wskazówek zegara i składający się z quasi-stacjonarnych, odwracalnych przemian czynnika roboczego (termodynamicznego). UmoŜliwia on porównanie Strona 46 TERMODYNAMICZNE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH rzeczywistych przemian zachodzących w silniku z przemianami termodynamicznymi tworzącymi model rzeczywistego cyklu pracy silnika [3]. Na rys. 2.10 przedstawiono teoretyczny i rzeczywisty cykl pracy silnika dwusuwowego. Rysunek 2.10. Cykl pracy tłokowego silnika dwusuwowego: a) teoretyczny cykl pracy z miesza-nym doprowadzaniem ciepła, b) rzeczywisty cykl pracy silnika dwusuwowego o zapłonie iskrowym Cykl pracy silnika dwusuwowego realizowany jest w czasie jednego obrotu wału korbowego. Na rys. 2.10 przedstawiono teoretyczny i rzeczywisty cykl pracy silnika dwusuwowego z mieszanym doprowadzeniem ciepła, uwzględniający proces wymiany czynnika roboczego w cylindrze. Proces wymiany czynnika roboczego zachodzi podczas ruchu tłoka w pobliŜu DZP w krótkim, krótszym niŜ w silniku czterosuwowym czasie (120÷150° OWK w silniku dwusuwowym wobec 400÷450° OWK w silniku czterosuwowym). Proces napełniania cylindra zachodzi na skutek róŜnicy ciśnień w układzie dolotowym i w cylindrze. W silnikach dwusuwowych stosuje się pojęcie objętości traconej Vt, która odpowiada części suwu tłoka podczas której zachodzi wymiana czynnika roboczego. SpręŜanie świeŜego ładunku następuje podczas zmiany efektywnej objętości cylindra Ve, która jest równa Ve = Vs - Vt. Stosunek Vt = ψ str nazywamy współczynnikiem strat obVs Strona 47 ROZDZIAŁ 2 jętości skokowej cylindra wynikających z realizacji procesu wymiany czynnika roboczego. Wielkość tego współczynnika zaleŜy od sposobu przepłukania cylindra i wynosi ψstr = 0,1÷ 0,25. Ilustrację graficzną objętości Vs i Ve przedstawiono na rys. 2.11. Rysunek 2.11. Geometryczna objętość skokowa cylindra Vs i efektywna (rzeczywista) objętość skokowa cylindra Ve w dwusuwowym silniku spalinowym z rozrządem tłokowo-szczelinowym W silniku dwusuwowym rozróŜnia się geometryczny stopień spręŜania VS + Vc oraz efektywny (rzeczywisty) stopień spręŜania Vc V + Vc εe = e . Vc εg = Strata części objętości skokowej cylindra na proces wymiany gazów powoduje, Ŝe moc silnika przy tej samej dawce paliwa przypadającej na cykl pracy silnika i przy tej samej prędkości obrotowej wału korbowego nie jest dwukrotnie, a jedynie 1,5÷1,7 raza większa, niŜ silnika czterosuwowego. Teoretyczny cykl pracy silnika dwusuwowego przedstawiony na rys. 2.10a moŜna analizować według metody przedstawionej w punkcie 2.2 niniejszej pracy. W oparciu o przedstawioną w punkcie 2.2 metodologię, moŜna wyprowadzić zaleŜności analityczne pozwalające obliczyć teoretyczną sprawność oraz średnie teoretyczne ciśnienie cyklu. Wielkości te w podobny sposób moŜna wyznaczyć dla cykli pracy silnika dwusuwowego przedstawionych na rys. 2.12. Strona 48 TERMODYNAMICZNE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH Rysunek 2.12. Teoretyczne cykle pracy tłokowego dwusuwowego silnika spalinowego: a) cykl z izochorycznym doprowadzaniem ciepła, b) z izobarycznym doprowadzaniem ciepła Strona 49 ROZDZIAŁ 2 Strona 50 3 Czynnik roboczy i jego właściwości ROZDZIAŁ 3 3.1. Wiadomości wstępne W silnikach spalinowych energię cieplną konieczną do wykonania pracy mechanicznej otrzymuje się w wyniku reakcji chemicznej między doprowadzonym do cylindra paliwem i tlenem zawartym w doprowadzonym powietrzu. Czas w czasie którego zachodzą te reakcje we współczesnych silnikach spalinowych jest bardzo krótki. Czas trwania procesu przygotowania mieszanki palnej i zachodzenie reakcji chemicznych zaleŜy od sposobu tworzenia mieszanki palnej i rodzaju silnika. Sposób tworzenia mieszanki palnej i zachodzenia reakcji chemicznych wymaga spełnienia szeregu wymagań dotyczących paliw zasilających silnik. W silnikach z zewnętrznym sposobem tworzenia mieszanki palnej (gaźnikowe, gazowe i z wtryskiem paliwa do przewodu dolotowego) paliwo doprowadzane jest do cylindra razem z powietrzem przez zawór dolotowy powinno łatwo odparowywać i tworzyć homogeniczną mieszankę palną. W silnikach z wewnętrznym sposobem tworzenia mieszanki palnej (diesel) paliwo doprowadzane jest bez-pośrednio do cylindra. Początek doprowadzania paliwa następuje w końcu procesu spręŜania i nieznacznie opóźnia chwilę zapłonu. Pozostała część paliwa doprowadzana jest podczas procesu spalania. Dla takich warunków naleŜy zapewnić dobre rozpylenie paliwa, które miesza się z powietrzem znajdującym się w cylindrze. Koniecznym jest aby okres trwania procesu spalania był krótki. Oprócz wyŜej wskazanych podstawowych wymagań koniecznym jest, aby paliwo zasilające silnik: Strona 52 • zapewniało szybki i niezawodny rozruch silnika, niezaleŜnie od temperatury otoczenia, • pozwalało realizować proces spalania bez tworzenia się nagaru i róŜnych odkładów na powierzchniach komory spalania, • zapewniało minimalne zuŜycie i korozję lustra cylindra, pierścieni tłokowych i samego tłoka, • zapewniało warunki pełnego i doskonałego spalania oraz zmniejszenie ilości toksycznych składników spalin. CZYNNIK ROBOCZY I JEGO WŁAŚCIWOŚCI Najpełniej wskazane wymogi spełniają paliwa ciekłe i gazowe. Paliwa stałe w silnikach spalinowych moŜna stosować tylko po uprzedniej gazyfikacji. 3.2. Krótkie informacje o strukturze i składzie paliw 3.2.1. Struktura paliw Silniki spalinowe zasilane są paliwami ciekłymi lub gazowymi. Źródłem otrzymywania paliw ciekłych jest ropa naftowa. W wyniku destylacji prostej i specjalnego przetwarzania wtórnego otrzymuje się benzynę, naftę, olej napędowy, mazut itp. Oprócz tego paliwo ciekłe otrzymać moŜna drogą przeróbki węgla kamiennego i brunatnego oraz łupek. Paliwo ciekłe składa się w zasadzie z mieszaniny węglowodorów róŜniących się składem grupowym, pokazującym zawartość w nich poszczególnych elementów. Grupowy skład paliwa charakteryzuje zawartość w paliwie róŜnych szeregów homologicznych. Określają one podstawowe fizykochemiczne własności paliwa i wpływają na proces parowania, zapłonu i spalania. Podstawowymi składnikami ropy naftowej są węglowodory: parafiny postaci C n H 2n + 2 , nafteny C n H 2n i węglowodory aromatyczne postaci C n H 2n − 6 i C n H 2n −12 . Olefinów, diolefinów i węglowodorów acetylenowych w ropie naftowej jest niewiele. Nafta zawiera średnio 84÷85% węgla i 12÷14% wodoru. Pozostałe składniki to azot, tlen i siarka. Węglowodory w postaci paliw ciekłych zawierają w jednej cząsteczce 5÷30 atomów węgla (w benzynie 5÷12, zaś w oleju napędowym do 30). Węglowodory nasycone naleŜą do organicznych związków łańcuchowych. Mogą one posiadać proste i rozgałęzione łańcuchy atomów węgla oraz łańcuchy zamknięte (cyklany). W węglowodorach tych atomy węgla połączone są pojedynczymi wiązaniami z atomami wodoru. Jako Strona 53 ROZDZIAŁ 3 przykład alkanu i jego izomeru poniŜej przedstawiono strukturę butanu, izobutanu, oktanu i izooktanu: Butan C4H10 Izobutan C4H10 Oktan C8H18 Izooktan C8H18 Im cząsteczka jest bardziej zwarta tym większa jest jej odporność na spalanie detonacyjne. Izooktan wykorzystywany jest do oceny porównawczej stosowanej przy oznaczaniu liczby oktanowej paliw. Jako olej napędowy wykorzystuje się cięŜsze frakcje ropy naftowej. Cyklopentan C5H10 W cyklanach zwanych takŜe cykloparafinami zamknięty łańcuch składa się z pięciu lub sześciu atomów węgla połączonych między sobą wiązaStrona 54 CZYNNIK ROBOCZY I JEGO WŁAŚCIWOŚCI niami pojedynczymi. Jako przykład przedstawimy strukturę cząsteczki cyklopentanu C5H10: Węglowodory aromatyczne mają pierścieniową budowę z benzenowym jądrem i sześcioma atomami węgla związanymi między sobą trzema podwójnymi i trzema pojedynczymi wiązaniami. Strukturę benzolu i jego homologa metylbenzola pokazane poniŜej: Benzol C6H6 Toulen C6H5(CH3) Zawartość węglowodorów aromatycznych w benzynie zwiększa jej odporność detonacyjną, jednak powoduje większą skłonność do tworzenia nagaru. 3.2.2 Elementarny skład paliwa Elementarnym składem paliwa nazywamy masową lub objętościową zawartość poszczególnych elementów w paliwie. Elementarny skład paliw ciekłych wyraŜa się udziałami masowymi. Na przykład w 1 kg izooktanu ( C 8 H18 ) zawarte jest 0,842 kg węgla (C) i 0,158 kg wodoru (H). Dla 1 kg paliwa ciekłego zawierającego węgiel, wodór i tlen moŜna napisać: C + H + O pal = 1kg (3.1) Strona 55 ROZDZIAŁ 3 Paliwo gazowe stosowane do zasilania silników samochodowych składa się z mieszaniny róŜnych gazów palnych i obojętnych. Jego skład wyraŜa się w jednostkach objętości lub molach. Dla 1m3 lub 1 mola paliwa gazowego jego skład oznacza się udziałami objętościowymi kaŜdego gazu stanowiącego mieszaninę oraz wzorem chemicznym i wobec tego moŜna napisać: ∑C H n m (3.2) Or + N 2 = 1 3.2.3. Ciepło spalania paliwa i mieszanki paliwowo-powietrznej Jakość paliwa ocenia się wartością jego ciepła spalania, to znaczy ilością wydzielającego się ciepła przy pełnym spaleniu masowej (dla paliw ciekłych) lub objętościowej (paliwo gazowe) jednostki paliwa. Pod pojęciem pełnego spalania rozumie się tutaj całkowite i zupełne spalanie paliwa. Spalanie całkowite jest to takie spalanie podczas którego kaŜda palna cząsteczka paliwa wejdzie w reakcję z tlenem, zaś spalanie zupełne jest to takie, w czasie którego wszystkie cząsteczki palne paliwa przechodzą w ostateczne produkty spalania nie ulegające dalszemu procesowi utleniania. WyróŜnić moŜna takŜe spalanie doskonałe, pod pojęciem którego rozumie się spalanie w wyniku którego w produktach spalania nie ma tlenu. W wyniku pełnego spalania paliwa tworzy się dwutlenek węgla CO2 i para wodna H2O. Przy wyznaczaniu ilości wydzielającego się ciepła, tworzące się produkty spalania ochładza się do temperatury początkowej. W takim przypadku para wodna ulega kondensacji wydzielając przy tym ciepło. Zatem całkowitą ilość wydzielającego się ciepła podczas reakcji chemicznej nazywamy ciepłem spalania. W silniku spalinowym spaliny z silnika wydalane są przy temperaturze wyŜszej od 100°C, przy której nie występuje skraplanie pary wodnej. Dlatego obliczenia cieplne silników spalinowych naleŜy prowadzić z wykorzystaniem wartości opałowej paliwa, która ma wartość mniejszą niŜ ciepło spalania o wartość ciepła kondensacji pary wodnej. Jeśli znane jest ciepło spalania paliwa Hu to jego wartość opałową moŜna obliczyć według wzoru: Wu = H u − rw (9H + W ) = H u − 2,512 ⋅10 6 (9H + W ), Strona 56 J kg (3.3) CZYNNIK ROBOCZY I JEGO WŁAŚCIWOŚCI gdzie: rw - przybliŜona wartość ciepła parowania 1kg wody, rw = 2,512 ⋅10 6 , J , 9H - ilość pary wodnej tworzącej się przy spalakg niu H kg wodoru zawartego w 1kg paliwa, W – ilość kg wilgoci zawartej w 1kg paliwa ciekłego. Dla paliwa gazowego wartość opałowa w J jest: m3 18 m Wu = H u − 2,512 ⋅10 6 C n H m O r + w' ∑ 22,4 2 (3.4) gdzie: w’ - ilość wilgoci zawartej w gazie palnym, 18 m C n H m O r - masowa ilość pary wodnej tworzącej się przy ∑ 22,4 2 spaleniu paliwa zawierającego wodór (18 – masa molowa pary wodnej, 22,4 – objętość 1 mola gazu przy temperaturze 0°C i ciśnieniu 0,1013 MPa , m - objętość pary wodnej tworzącej się przy spaleniu Hm wo2 doru). Wartość opałową paliwa ciekłego w J moŜna w przybliŜeniu oblikg czyć według wzorów Mendelejewa: Wu = [34,013C + 125,6H − 10,9(O − S) − 2,512(9H + W )]⋅10 6 (3.5) Dla paliwa gazowego, w J : m3 Wu = (12,8CO + 10,8H2 + 35,8CH4 + 56,0C2 H 2 + 59,5C2 H 4 + 63,4C2 H 6 + + 91C3 H 8 + 120C4 H10 + 144C5 H12 ) ⋅106 (3.6) CO, H2 itd.- udziały objętościowe składników paliwa gazowego. Celowym jest odnieść wartość opałową do całkowitej ilości mieszanki paliwowo-powietrznej tj.: Strona 57 ROZDZIAŁ 3 Wump = Wu 1 + λl o (3.7) lub Wump = Wu (3.8) 1 λL o + µ pal Jeśli λ < 1 to na skutek niezupełnego spalania ilość wydzielanego ciepła maleje: (∆Wu )λ<1 = Wu − (∆Wu )CO − (∆Wu )H gdzie: (∆Wu )CO i (∆Wu )H 2 2 (3.9) – niewydzielające się części ciepła ze względu na obecność w Spa linach CO i H2. 3.3. Czynnik roboczy i jego właściwości Czynnikiem roboczym nzw. ośrodek za pomocą którego realizowany jest rzeczywisty cykl pracy silnika. W tłokowych silnikach spalinowych stanowi go: utleniacz, paliwo i produkty spalania. W czasie realizacji cyklu pracy silnika czynnik roboczy zmienia swoje własności w zaleŜności od temperatury i składu co naleŜy uwzględniać w obliczeniach cyklu pracy silnika. 3.3.1. Właściwości czynnika roboczego przy całkowitym i zupełnym spalaniu tj. przy λ ≥ 1 Stechiometryczna ilość powietrza do spalenia 1kg paliwa ciekłego o składzie C + H + O = 1, wyraŜona w kmol/kg jest: Strona 58 CZYNNIK ROBOCZY I JEGO WŁAŚCIWOŚCI 1 C H O + − 0,21 12 4 32 (3.10) C 3 O C (0,79 + β ) 1 + H − = 0,21 ⋅12 C 8 1,99 (3.11) Lo = lub Lo = gdzie: O 3 ⋅ 0,79 O 8 β= H − = 2,37 C 8 C H- (3.12) Wielkość β jest wielkością proporcjonalną do stosunku ilości tlenu potrzebnego do spalenia wodoru do ilości tlenu potrzebnego do spalenia węgla zawartych w paliwie. Dla paliw pochodzenia naftowego wartość β = 0,33 ÷ 0,42. Reakcję całkowitego i zupełnego spalania paliwa o wzorze chemicznym CnHmOr moŜna napisać w postaci: m r m C n H m O r + n + − O 2 = nCO 2 + H 2 O 4 2 2 (3.13) Ilość powietrza wyraŜona w kilomolach lub m3 teoretycznie potrzebnego do spalenia 1 kmola lub 1m3 mieszaniny gazowej o składzie C n H m O r + N 2 = 1 ma postać: ∑ LO = 1 m r n + − C n H m O r ∑ 0,21 4 2 (3.14) Współczynnik nadmiaru powietrza λ - jest to stosunek rzeczywistej ilości powietrza L do ilości stechiometrycznej powietrza potrzebnego do całkowitego i zupełnego spalenia paliwa: λ= L Lo (3.15) Praktycznie całkowite i zupełne spalanie moŜliwe jest tylko przy λ ≥ 1. Strona 59 ROZDZIAŁ 3 Wartość współczynnika λ wykorzystuje się do oceny jakości mieszanki palnej, i tak: • mieszanką palną dla której ubogą, λ > 1 nazywamy mieszanką • mieszanką palną dla której stechiometryczną, λ = 1 nazywamy mieszanką • mieszanką palną dla której bogatą. λ < 1 nazywamy mieszanką W krajach anglojęzycznych jakość mieszanki palnej ocenia się stosunkiem ilości paliwa do ilości powietrza w niej zawartych zdefiniowanego zaleŜnością: m pal gc m λg l 1 pow rz Φ= = co = gc λ m pal g c lo m pow stech lub: λ = Φ (3.16) −1 3.3.2. Ilość mieszanki palnej przed rozpoczęciem procesu spalania Ilość mieszanki palnej w silniku o zewnętrznym sposobie tworzenia mieszanki palnej i zasilanym paliwem ciekłym: M1 = λL o + 1 kmol m.pal ; , mµ kg pal (3.17) W zaleŜności tej mµ - masa molowa paliwa. Ilość mieszanki palnej w silniku zasilanym gazem palnym przed rozpoczęciem procesu spalania jest: M1 = λL o + 1 ; Strona 60 kmol m.pal kg gazu palnego (3.18) CZYNNIK ROBOCZY I JEGO WŁAŚCIWOŚCI Ilość mieszanki palnej w silniku o wewnętrznym sposobie tworzenia mieszanki palnej (silniki o zapłonie samoczynnym) jest: M1 = λL o ; kmol m.pal kg pal (3.19) We wzorze tym zaniedbuje się objętość doprowadzanego do cylindra paliwa w porównaniu z objętością powietrza. 3.3.3. Produkty procesu spalania i zmiana objętości czynnika roboczego powodowana spalaniem Proces spalania paliw silnikowych charakteryzuje się rozpadem istniejących w nich wiązań wewnątrzcząsteczkowych i następnie utlenianiem węgla i wodoru. Przy wykonywaniu obliczeń cieplnych silnika i przy załoŜeniu braku dysocjacji , produkty spalania w zaleŜności od wartości λ składają się: • przy λ > 1 produktami spalania są: CO2, H2O, O2, i N2 oraz niewielkie ilości CO, H2 i CnHm, • przy λ = 1 produktami spalania są: CO2, H2O, i N2 oraz niewielkie ilości CO, H2, O2 i CnHm, • przy λ < 1 produktami spalania są: CO2, CO, H2O, i N2 oraz niewielkie ilości O2 i CnHm przy załoŜeniu, Ŝe niecałkowitemu spalaniu ulega tylko węgiel zawarty w paliwie. Przy spalaniu 1kg paliwa ciekłego o znanym składzie elementarnym i przy λ > 1 ilości poszczególnych składników spalin są: Strona 61 ROZDZIAŁ 3 H MH O = 2 (3.20) C = 0,21(λ − 1)L o = (λ − 1)(0,79 + β ) 12 ⋅ 0,79 λ⋅C 0 ,79 λL o = (0,79 + β ) 12 ⋅ 0,21 M CO = 2 C 12 2 MO 2 Całkowita ilość spalin jest sumą: M 2 = M CO 2 + M H 2 O + M O 2 + M N 2 C H + + 0,21(λ − 1)L o + 0,79λ, o = 12 2 O λL o + H + C H 8 lub = + + (λ − 1)L o = = 12 2 4 H C 1 = + [λ(0,79 + β ) − 0,21β ] ⋅ 2 12 0,21 ⋅ 0,79 (3.21) M2 = (3.22) gdzie: (λ - 1) L o – nadmiar powietrza znajdującego się w spalinach. Ilość kmoli spalin przy spalaniu 1kg paliwa o zadanym składzie i przy teoretycznie koniecznej ilości powietrza dla zapewnienia całkowitego i zupełnego spalenia tzn. przy λ = 1 jest: Mo = C H + + 0,79L o 12 2 (3.23) Ilość kmoli lub m3 poszczególnych składników spalin przy spalaniu zupełnym 1 kmola lub 1m3 paliwa gazowego, przy λ ≥ 1 jest: Strona 62 CZYNNIK ROBOCZY I JEGO WŁAŚCIWOŚCI ; (3.24) m M 2 = ‡” n + C n H m O r + λL o − 0,21L o + N 2 2 (3.25) m M CO2 = ‡”nC n H m O r ; M H2O = ‡” C n H m O r 2 M O2 = 0,21(λ 1)L o ; M N2 = 0,79L o +N 2 ; Całkowita ilość spalin jest: PoniewaŜ ‡”C n H m O r + N 2 = 1 , to m r M 2 = 1 + λL o + ‡” + − 1C n H m O r 4 2 lub M 2 = M CO2 + M H 2O + 0,79L o + (λ − 1)L o = M o + (λ − 1)L o (3.26) gdzie: (λ − 1)L o – ilość powietrza w spalinach przy dowolnym λ. M o – ilość spalin ze spalania 1kmola paliwa gazowego przy λ = 1. Znając wielkości poszczególnych składników spalin i ich całkowitą ilość M2 moŜna wyznaczyć ich udziały objętościowe, zarówno dla spalin wilgotnych jak i spalin suchych. Udziały molowe (objętościowe) składników spalin wilgotnych są: M2 M o + (1 − λ )L o M H 2O M H 2O = rH2O = M2 M o + (1 − λ )L o M O2 M O2 rO2 = = M2 M o + (1 − λ )L o M N2 M N2 rN2 = = M2 M o + (1 − λ )L o rCO2 = M CO2 = M CO2 (3.27) Strona 63 ROZDZIAŁ 3 Ze wzorów (3.27) wynika, Ŝe zawartość pary wodnej w spalinach maleje ze wzrostem współczynnika λ. Pisząc wzory (3.27) wykorzystano prawdziwość mówiącą o równości udziałów objętościowych i udziałów molowych. Ilość kilomoli spalin suchych jest: (M 2 )such = M 2 − M H 2O = C + (λ − 0,21)Lo = 12 C λ (0,79 + β ) − 0,21β = 12 0,21 ⋅ 0,79 (3.28) Udziały objętościowe spalin suchych: (rCO2 ) such = (rO2 ) such = M CO2 (M 2 )such M O2 (M 2 )such (rN2 ) such = = C 0,21 ⋅ 0,79 (3.29) = 12 = (M 2 )such λ(0,79 + β) − 0,21β 0,21(λ − 1)L o 0,21(λ − 1)(0,79 + β) = (M 2 )such λ(0,79 + β) − 0,21β M N2 (M 2 )such = (3.30) 0,79λL o 0,79λ(0,79 + β ) = (3.31) (M 2 )such λ(0,79 + β) − 0,21β Na podstawie analizy spalin moŜna ocenić zupełność i całkowitość spalania oraz wyznaczyć wartość λ i inne parametry. Wartości graniczne udziału ( rCO 2 ) such i (rO2 ) such : JeŜeli λ = 1 to (rO2 ) such = 0 , a (rCO2 ) max = 0,21 ; 1+ β JeŜeli λ → ∞ to (rO2 ) such = 0,21 , a (rCO2 ) max = 0 (czyste powietrze) Wzór (3.29) pozwala wyznaczyć λ w zaleŜności od udziału ( rCO 2 ) such : λ= Strona 64 0,21 0,79 + β (0,79 + β) (rCO2 )such (3.32) CZYNNIK ROBOCZY I JEGO WŁAŚCIWOŚCI Dla spalenia całkowitego, znając z analizy spalin dane dotyczące CO2 oraz znając elementarny skład paliwa moŜna obliczyć wartość λ ze wzoru: λ= 0,21β,2N ) such 2 (0,79 + β )[(rN 2 (3.33) ) such − 0,79] gdzie: [ (rN2 ) such = 1 − (rCO2 ) such + (rO2 ) such ] (3.34) Rozwiązując łącznie (3.32) i (3.33) przy wykorzystaniu (3.34) moŜna określić związek (CO 2 ) such z sumaryczną zawartością (CO 2 ) such + (O 2 ) such podczas całkowitego spalania paliwa ciekłego o znanym składzie elementarnym: (rCO2 )such + (rO2 )such = 0,21 + β(rCO2 ) such (3.35) Równanie to umoŜliwia kontrolę zupełności spalania. 3.3.3.1 Niezupełne spalanie paliw ciekłych Spalaniem niezupełnym nazywamy spalanie, podczas którego część jego składników przemienia się w produkty niezupełnego spalania. Przyczyną takiego spalania moŜe być: niedobór tlenu w mieszance palnej, lokalny brak tlenu w strefie spalania wynikający z niedoskonałości procesu tworzenia mieszanki palnej, czy teŜ zbyt krótkiego czasu spalania mieszanek ubogich. Składnikami spalin takiego spalania są: CO2, CO, H2O, H2, N2 i jego tlenki, 0,2÷0,3% metanu CH4 oraz ślady węglowodorów i tlenu. Dla niezupełnego spalania stosunek zawartości wodoru do zawartości tlenku węgla bardzo słabo zaleŜy od współczynnika λ. M H2 M CO = K = const. Dla spalania benzyny w której H = 0,17 ÷ 0,19 moŜna przyjąć C K = 0,45 ÷ 0,50. Strona 65 ROZDZIAŁ 3 Przy obliczeniach składu spalin niezupełnego spalania zaniedbuje się zwartość tlenu, metanu i innych węglowodorów w spalinach, to znaczy przyjmuje się, Ŝe składnikami spalin są: CO2, CO, H2O, H2 i N2. Składniki spalin takiego spalania oblicza się ze wzorów: węgiel M CO2 + M CO = C 12 (3.36) wodór M H 2O + M H 2 = H 2 (3.37) tlen 1 1 M CO + M H 2O = 2 2 O C H O O = 0,21λ, o + = λ + − + 32 12 4 32 32 (3.38) azot M N2 = 0,79λL o (3.39) M CO 2 + oraz związek eksperymentalny: M H2 = KM CO 2 (3.40) Wykorzystując powyŜsze zaleŜności składniki niezupełnego spalania 1kg paliwa ciekłego przy λ < 1 obliczamy ze wzorów: Strona 66 CZYNNIK ROBOCZY I JEGO WŁAŚCIWOŚCI C 1− λ ⋅ 0,21L o M CO = − 2 12 1+ K 1− λ M H = 2K ⋅ 0,21L o 1+ K H 1− λ ⋅ 0,21L o M H O = − 2K 2 1+ K M N = 0,79 λL o M CO = 2 1− λ ⋅ 0,21L o 1+ K 2 2 (3.41) 2 2 Całkowita ilość spalin jest: M2 = C H H C 0,21 + λ(0,79 + β ) + + 0,79λL o = + 12 2 2 12 0,21 (3.42) 3.3.3.2. Zmiana objętości czynnika roboczego Zmiana tej objętości następuje na skutek zmiany liczby cząsteczek spalin w porównaniu z liczbą cząsteczek mieszanki palnej. ∆M = M 2 − M1 (3.43) Dla silników o zewnętrznym sposobie tworzenia mieszanki palnej i zapłonie wymuszonym wartość obliczamy ze wzoru: ∆M = H O 1 + − 4 32 m µpal (3.44) Dla silników o zapłonie samoczynnym wartości ∆M obliczamy ze wzoru: Strona 67 ROZDZIAŁ 3 O λL o + H + H O 8 ∆M = − λL o = + 4 4 32 (3.45) Zmiana wielkości ∆M przy spalaniu 1kmol (1m3) paliwa gazowego: m r ∆M = M 2 − M1 = ∑ + − 1C n H m O r 4 2 (3.46) Z powyŜszych zaleŜności wynika, Ŝe zmiana objętości podczas spalania nie zaleŜy od współczynnika nadmiaru powietrza λ, a zaleŜy od zawartości wodoru i tlenu w paliwie. Względną zmianę objętości przy spalaniu mieszanki palnej charakteryzuje współczynnik zmian molowych βo, który definiuje zaleŜność: β0 = M2 ∆M = 1+ M1 M2 (3.47) Wartość współczynnika zmian molowych z uwzględnieniem współczynnika resztek spalin γ obliczamy ze wzoru: β= Strona 68 β0 + γ 1+ γ (3.48) 4 Porównawcze cykle pracy tłokowych silników spalinowych ROZDZIAŁ 4 4.1. Wiadomości wstępne Podczas analizy teoretycznych cykli pracy silnika zakłada się, Ŝe ciepło jest do niego doprowadzane i od niego odprowadzane na zewnątrz, nie zajmując się jego źródłem. W rzeczywistości, w tłokowym silniku spalinowym ciepło wydzielane jest we wnętrzu przestrzeni roboczej cylindra na skutek spalania mieszaniny paliwa z powietrzem. Cykliczność pracy silnika wymaga, aby równieŜ ładunek cylindra był wymieniany cyklicznie tzn. aby świeŜy ładunek był doprowadzany do cylindra, zaś spaliny były z niego usuwane. Taką cykliczną realizację procesów wymiany ładunku w cylindrze umoŜliwia mechanizm rozrządu silnika. Teoretyczny cykl pracy silnika, w którym uwzględnia się wymianę ładunku i efekt cieplny egzotermicznych, chemicznych reakcji spalania w cylindrze silnika nazywamy cy-klem porównawczym. Porównawcze cykle pracy silnika sporządza się przy następujących załoŜeniach: 1. Czynnikiem roboczym jest gaz doskonały, półdoskonały lub rzeczywisty. W wyniku reakcji chemicznych czynnik ten zmienia swój skład i własności termodynamiczne. 2. Ilość czynnika roboczego realizującego cykl pracy silnika jest stała, chociaŜ cykl ten stanowi otwarty układ termodynamiczny wymieniający czynnik roboczy z otoczeniem. 3. Ciepło do cykli pracy dostarczane jest w wyniku procesu spalania, z uwzględnieniem jego niecałkowitości i niezupełności. 4. Procesy spręŜania i rozpręŜania są przemianami politropowymi. 5. Uwzględnia się pracę suwów pompowych, słuŜących do realizacji procesów napełnia-nia i wylotu spalin z cylindra, które realizowane są przy stałym średnim ciśnieniu w cylindrze. Z reguły w silnikach wolnossących praca suwów pompowych jest ujemna, zaś w silnikach doładowanych dodatnia. Przy analizie takich cykli pracy moŜna uwzględniać równieŜ wymianę ciepła z otoczeniem. Stopień skomplikowania obliczeń porównawczego cyklu pracy zaleŜy od przyjętych załoŜeń. Stąd wynika, Ŝe w zaleŜności od przyjętych załoŜeń Strona 70 PORÓWNAWCZE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH definicja porównawczego cyklu pracy moŜe obejmować kaŜdy cykl pracy silnika znajdujący się po-między teoretycznym i rzeczywistym cyklem pracy silnika. Im większe będzie przybliŜenie cyklu porównawczego do cyklu rzeczywistego tym słuszniejsze jest stosowanie określenia ,,cykl pracy silnika’’. Rysunek 4.1. Porównawcze cykle pracy silników: a - wolnossącego, b – doładowanego. Indeks dolny „w” dotyczy silnika wolnossącego, zaś „d” silnika doładowanego Strona 71 ROZDZIAŁ 4 Przy analizie cyklu pracy silnika z uwzględnieniem procesu spalania naleŜy pamiętać, Ŝe skład produktów spalania w cylindrze nie jest dowolny, lecz ściśle związany z przebiegiem procesów zachodzących w czasie trwania reakcji chemicznych. Wywiera on bardzo istotny wpływ na parametry i wskaźniki pracy silnika. NaleŜy tu zaznaczyć, Ŝe do pełnego opisu porównawczego cyklu pracy naleŜy znać ciśnienie i temperaturę oraz skład chemiczny czynnika roboczego w cylindrze na początku procesu spręŜania. Pozostałe wielkości moŜna wyznaczyć na drodze obliczeń, przestrzegając przy tym spełnienia ograniczeń wynikających z moŜliwości technologicznych i warunków, w jakich silnik pracuje. Do ograniczeń tych zaliczamy maksymalne i minimalne wartości ciśnienia i temperatury czynnika roboczego w cylindrze. Poza wyŜej wymienionymi załoŜeniami moŜna przyjąć równieŜ inne załoŜenia, które pozwalają na jeszcze większe przybliŜenie sporządzonego wykresu porównawczego cyklu pracy silnika do jego cyklu rzeczywistego. Przykładowe wykresy porównawczych cykli pracy w układzie współrzędnych p – V silnika wolnossącego i silnika doładowanego przedstawiono na rys. 4.1. 4.2. Uogólniony model matematyczny procesów w cylindrze czterosuwowego silnika spalinowego Najbardziej złoŜonym problemem doskonalenia cyklu pracy silnika jest doskonalenie jego procesów składowych zachodzących w cylindrze silnika. Na rys. 4.2. przedstawiono schemat cylindra silnika i elementarne procesy w nim zachodzące oraz procesy zachodzące w połączonych z nim układach. Schemat ten przedstawia otwarty układ termodynamiczny, dla którego równanie pierwszej zasady termodynamiki ma postać: δE = dU + δL Strona 72 (4.1) PORÓWNAWCZE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH gdzie: δE -elementarna zmiana całkowitej energii zawartej w układzie, d - róŜniczka, δ - mała wielkość elementarna. Rys. 4.2. Elementarne procesy w cylindrze silnika i połączonych z nim układach W czasie elementarnego przedziału czasu dt, do cylindra silnika doprowadzana jest przez zawory dolotowe ilość moli czynnika roboczego δM12, jeśli pd > p, lub wypływa z niego δM12 moli, gdy p > pd. Na skutek przepływu czynnika roboczego przez zawory dolotowe zewnętrzna wymiana energii jest: δH 2 = δH12 − δH 21 = δM12 c pdśr Td − δM 21c pśr T (4.2) W wyŜej wskazanym przedziale czasu dt z cylindra wypływa przez zawory wylotowe δM23 moli czynnika roboczego jeśli p > pw, lub dopływa do niego δM32 spalin z układu wylotowego, jeśli pw > p. Zmiana energii czynnika roboczego w cylindrze spowodowana przepływem spalin przez zawory wylotowe jest: δH w = δH 23 − δH 32 = δM 23 cpśr T − δM 32 cpwśr Tw (4.3) W czasie dt do cylindra silnika doprowadzane jest δMmpal moli paliwa o entalpii fizycznej: δH pal = δM pal cpalTpal (4.4) Strona 73 ROZDZIAŁ 4 W czasie chemicznej reakcji spalania, w cylindrze silnika w elementarnym przedziale czasu wydziela się ilość ciepła: δQ x = g c Wu dx dt = g c Wu x& dt dt (4.5) PoniewaŜ istnieje róŜnica temperatury czynnika roboczego i temperatura ścianek ograniczających przestrzeń cylindra, to ilość ciepła wymienionego w elementarnym przedziale czasu jest: δQsc = α g F(T − Tsc )dt (4.6) Podczas ruchu tłoka w czasie dt czynnik roboczy wykonuje elementarną pracę bezwzględną: δL = pdV (4.7) Zmianę energii wewnętrznej czynnika roboczego w cylindrze silnika, w czasie elementarnego przedziału czasu, moŜemy obliczyć z zaleŜności: dU = d (M cvśr T ) (4.8) Uwzględniając zaleŜności od (4.2) do (4.6), elementarna ilość energii doprowadzonej do cylindra w czasie dt jest: δE = δH d − δH w + δH pal + δQ x − δQsc (4.9) Podstawiając zaleŜności (4.7), (4.8) i (4.9) do (4.1) otrzymuje się równanie pierwszej zasady termodynamiki w postaci ogólnej dla czynnika roboczego realizującego cykl pracy tłokowego silnika spalinowego: δH d − δH w + δH pal + δQ x − δQsc = d(Mcvśr T ) + pdV (4.10) Uogólniony, matematyczny model procesu roboczego w cylindrze tłokowego silnika spalinowego otrzyma się, jeśli równanie (4.10) uzupełni się: równaniami bilansu ilości czynnika roboczego, równaniem stanu i zaleŜnością opisującą wielkość chwilowej objętości cylindra. Równania te i zaleŜności mają postać: • równanie bilansu ilości moli czynnika roboczego w cylindrze: M = ∫ (δM d − δM w ) Strona 74 (4.11) PORÓWNAWCZE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH • równanie stanu czynnika roboczego w cylindrze: pV = RMT • (4.12) zaleŜność opisująca chwilową objętość czynnika roboczego w cylindrze: V= Vs σ 1 − (ε − 1) ε −1 2 (4.13) gdzie: σ = (1 − cos α ) + ( 1 1 − 1 − λ2k sin 2 α λk λk = ) R L (4.14) (4.15) Tak, więc układ równań (4.10), (4.11), (4.12) i (4.13) przedstawia uogólniony matematyczny model procesów zachodzących w cylindrze tłokowego silnika spalinowego w czasie realizacji przez niego cyklu pracy. 4.3. Wymiana czynnika roboczego w czterosuwowym silniku spalinowym Proces wymiany czynnika roboczego w czterosuwowym silniku wolnossącym i silniku doładowanym jest róŜny. RóŜnica ta związana jest z tym, Ŝe ciśnienie w układzie wylotowym i układzie dolotowym są róŜne. I tak, ze względu na opory hydrauliczne przewodów wylotowych i dolotowych silników wolnossących pw > 1 , gdzie pw jest ciśnieniem pd w przewodzie wylotowym, zaś pd jest ciśnieniem w przewodzie dolotoStrona 75 ROZDZIAŁ 4 wym. Odwrotnie jest w silnikach doładowanych, w których dzięki pracy agregatów doładowujących zawsze jest pw <1. pd Istotnym mechanizmem silnika czterosuwowego jest zaworowy mechanizm rozrządu sterujący otwarciem i zamknięciem zaworów dolotowych i wylotowych (rys 4.3). Komora spalania silnika połączona jest poprzez wyŜej wskazane zawory i ich króćce z układem dolotowym i wylotowym. Rys. 4.3. Przykładowy schemat: a – układu dolotowego i wylotowego silnika spalinowego; b – zmiany ciśnienia w cylindrze wolnossącego silnika spalinowego; c – zmiany płaszczyzny przekroju przelotowego na zaworach; d – zmiany ciśnienia w cylindrze czterosuwowego silnika z doładowaniem Rozpatrzmy organizację wymiany gazów w wolnossącym silniku spalinowym (rys. 4.3 b). W końcu procesu rozpręŜania, kiedy tłok jeszcze nie doszedł do DZP następuje otwarcie zaworu wylotowego II. Ciśnienie w cylindrze p jest wyŜsze od ciśnienia w układzie wylotowym pw. Pod wpływem róŜnicy tych ciśnień spaliny wypływają do przewodu wylotowego, przy czym na odcinku procesu od punktu ,,ow” do punktu ,,k” stoκ p 2 κ −1 sunek ciśnień w < i wypływ spalin z cylindra następuje p κ +1 z prędkością krytyczną, równą lokalnej prędkości rozprzestrzeniania się dźwięku. I tak jeśli współczynnik nadmiaru powietrza λ = 2, a temperaStrona 76 PORÓWNAWCZE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH tura gazów w cylindrze jest równa T = 900oC, to wówczas wykładnik adiabaty κ = 1,302. Wtedy krytyczny stosunek ciśnień: 1,302 κ 2 1,302−1 2 κ−1 β= = 0,572 = κ +1 1,302 + 1 Jeśli ciśnienie w układzie wylotowym pw=1,1 bara, to ciśnienie krytyczne w punkcie ,,k” będzie równe p kr = pw 1,1 = = 1,923 bara, β 0,572 a prędkość wypływu spalin z cylindra na odcinku od ,,w” do ,,k” wynosi: w= 2 κ RT = κ +1 2 ⋅ 1,3 ⋅ 287,4 ⋅ 1173 m ≈ 618 1,302 + 1 s W okresie tym niezaleŜnie od tego, Ŝe tłok przemieszcza się w kierunku DZP, na skutek róŜnicy ciśnień, z cylindra wypływa znaczna część spalin. W miarę zmniejszania się ilości spalin w cylindrze, ciśnienie w nim maleje. W punkcie ,,k” , β = pw p . Przy dalszym trwaniu procesu w > β p p warunki wypływu spalin z cylindra stają się warunkami podkrytycznymi, a prędkość ich wypływu maleje. W punkcie ,,1” ciśnienie gazów w cylindrze i układzie wylotowym wyrównują się, a wypływ powodowany róŜnicą ciśnień zanika. Odcinek liczony od punktu ,,ow” do ,,1”, w czasie, którego spaliny wypływają z cylindra pod działaniem róŜnicy ciśnień przyjęto nazywać pierwszą fazą procesu wymiany gazu, tzw. swobodnym wypływem spalin i oznaczać I. Na rys. 4.3c przedstawiono wykres zmiany przekrojów przelotowych zaworu wylotowego i dolotowego. W końcu I fazy, tj. w końcu swobodnego wypływu spalin płaszczyzna przekroju przelotowego zaworu wylotowego osiąga wartość maksymalną. Po zakończeniu swobodnego wylotu spalin, tłok przemieszcza się w kierunku od DZP do GZP i rozpoczyna się II faza wylotu, tzw. faza wymuszonego wylotu spalin z cylindra. Na początku tego procesu (ze względu na zmniejszającą się ilość gazów, względne zmniejszenie się objętości cylindra i częściowo sił bezwładności) ciśnienie gazów w cylindrze po przekroczeniu punktu ,,1” maleje poniŜej ciśnienia w układzie wylotowym. Następnie w miarę zwiększania się prędkości tłoka (prędkość tłoka silnika osiąga maksimum w przybliŜeniu w połowie odległości między GZP i DZP) na skuStrona 77 ROZDZIAŁ 4 tek oporów zaworu wylotowego ciśnienie w cylindrze nieco wzrasta w porównaniu do ciśnienia w układzie wylotowym. W końcu suwu wytłaczania spalin, dzięki małej prędkości tłoka, a zatem i prędkości przepływu przez zawór, róŜnica ciśnień na zaworze wylotowym maleje, a ciśnienie w cylindrze praktycznie wyrównuje się z ciśnieniem w układzie wylotowym. Zawór wylotowy, jak widać z rys. 4.3b i c otwiera się przed DZP i zamyka za GZP. W ten sposób proces wymuszonego wylotu, tj. II faza wymiany gazów trwa do chwili, dopóki tłok nie osiągnie okolic GZP. W okresie tym z cylindra wypływa procesu. 95-98% gazów znajdujących się w cylindrze w punkcie Zawór dolotowy otwiera się z pewnym wyprzedzeniem, tj. przed dojściem tłoka do GZP. Dlatego w pobliŜu GZP jednocześnie otwarte są zawór dolotowy i zawór wylotowy. JeŜeli stosunek ciśnień w cylindrze i układzie wylotowym jest taki, jak przedstawiono to na rys. 4.3b, to znaczy na odcinku ,,0-3” p > pd, to moŜliwe jest wyrzucanie spalin z cylindra do układu dolotowego. W punkcie 3 ciśnienie gazów w cylindrze osiąga ciśnienie w układzie dolotowym. Dalej w punkcie 4 zamyka się zawór wylotowy. Wtedy tłok porusza się od GZP do DZP. Przy tym ruchu tłoka, dzięki działaniu aerodynamicznych oporów na zaworze dolotowym, ciśnienie w cylindrze maleje poniŜej ciśnienia pd. Pod wpływem róŜnicy ciśnień pd – p do cylindra napływa świeŜy ładunek. Proces napełniania cylindra świeŜym ładunkiem trwa praktycznie od punktu 3 do zamknięcia zaworu dolotowego (do punktu ,,a”). Jest to III faza procesu wymiany czynnika roboczego-proces napełniania cylindra. W punkcie ,,a”, tj. nieco później niŜ DZP, zawór dolotowy zamyka się. Proces wymiany czynnika roboczego jest zakończony. Z cylindra usunięte są spaliny i napełniony jest on świeŜym ładunkiem. Rozpatrzymy proces wymiany czynnika roboczego czterosuwowego silnika z doładowaniem (rys. 4.3d), gdzie pw >1. pd Proces swobodnego wylotu, tj. faza I, przebiega tak jak w silniku wolnossącym. W punkcie ,,1”, kiedy ciśnienie w cylindrze staje się równe ciśnieniu w układzie wylotowym rozpoczyna się II faza wymuszonego wylotu spalin (proces 1-2). Wtedy tłok porusza się od DZP do GZP. WyróŜniającą właściwością procesu wymiany gazów w czterosuwowym silniku spalinowym z doładowaniem jest to, Ŝe w okresie współotwarcia zaworów zachodzi przepłukanie komory spalania, poniewaŜ wtedy pd > pw. Rzeczywiście w punkcie ,,2” procesu otwiera się zawór dolotowy i pd > p. Pod działaniem róŜnicy ciśnień do cylindra zaczyna napłyStrona 78 PORÓWNAWCZE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH wać świeŜy ładunek. Struga świeŜego ładunku (powietrza w silnikach o ZS) wypiera gazy z cylindra i dzięki otwartemu jeszcze zaworowi wylotowemu powoduje ich wypływ do układu wylotowego. Stopień oczyszczania cylindra wzrasta. Akurat w silnikach wolnossących obserwuje się sytuację odwrotną. W czasie współotwarcia zaworów istnieje tendencja do wrzucania gazów z układu wylotowego do cylindra (proces 0-3 na rys. 4.3b). Dlatego w wolnossącym silniku czterosuwowym fazy współotwarci zaworów naleŜy zmniejszyć, zaś w silnikach doładowanych na odwrót, zwiększyć. W ten sposób III faza w doładowanym silniku czterosuwowym - przepłukanie komory spalania trwa od początku otwarcia zaworu dolotowego do zamknięcia zaworu wylotowego. IV faza wymiany gazów zaczyna się z chwilą zamknięcia zaworu wylotowego. Ciśnienie w cylindrze p < pd. Pod działaniem róŜnicy ciśnień p – pd przy ruchu tłoka od GZP do DZP cylinder napełniany jest świeŜym ładunkiem. Nieco dalej za DZP zamyka się zawór dolotowy i w punkcie ,,a” kończy się proces napełniania cylindra. Wyprzedzone otwarcie zaworu dolotowego przed GZP zapewnia stosowanie większych przekrojów przelotowych w okresie napełniania cylindra świeŜym ładunkiem oraz daje moŜliwość zrealizowania przepłukania komory spalania w silnikach doładowanych. Wyprzedzone otwarcie zaworu wylotowego (przed DZP) sprzyja efektywniejszemu oczyszczeniu cylindra i zmniejszeniu strat energii idącej na usunięcie spalin. Opóźnienie zamknięcia zaworu wylotowego zapewnia dodatkowy wylot resztek spalin podczas przepłukania komory w silnikach doładowanych. Kąt współotwarcia zaworów w wolnossących silnikach czterosuwowych wynosi 30÷40° OWK, a w silnikach doładowanych 100÷140° OWK. 4.3.1. Zmiany ciśnienia w cylindrze w czasie procesu wymiany czynnika roboczego. Podczas wymiany czynnika roboczego w cylindrze jego parametry stanu ulegają ciągłej zmianie. W czasie swobodnego wylotu maleje ilość czynnika roboczego w cylindrze, ciśnienie maleje, a zatem zmienia się takŜe temperatura. To samo obserwuje się w okresie napełniania cylindra świeŜym ładunkiem. Tak więc charakterystyczną właściwością procesu wymiany czynnika roboczego jest jego zachodzenie przy M ≠ const. Łącznie ze zmieniającą się ilością czynnika roboczego naleŜy stwierdzić tu takŜe brak równowagi cieplnej między czynnikiem roboczym i ściankami cylindra. Zakłada się, Ŝe czynnikiem roboczym jest gaz doskonały. Ponadto zakłada się, Ŝe podczas tego procesu ciśnienie p, objętość cylinStrona 79 ROZDZIAŁ 4 dra V oraz temperatura czynnika roboczego są wielkościami zmiennymi. Do opisu tego procesu wykorzystuje się równanie pierwszej zasady termodynamiki dla układu o zmiennej ilości substancji (termodynamiczny kład otwarty). Ciepło doprowadzone do czynnika roboczego i strumień entalpii napływającej (wypływającej) do cylindra ze strumieniem substancji, powodują zmianę energii wewnętrznej czynnika roboczego i wykonywanie przez niego pracy: hdM = d(M ⋅ u ) + pdV + dQsc (4.16) gdzie: h - molowa entalpia właściwa czynnika roboczego napływającego do cylindra lub z niego wypływającego podczas procesu wymiany gazów, dM – elementarna ilość czynnika roboczego, M – ilość moli czynnika roboczego, u – właściwa molowa energia wewnętrzna czynnika roboczego, p – ciśnienie w cylindrze, dv – zmiana objętości cylindra, dQsc – ciepło wymienione przez czynnik roboczy ze ściankami cylin dra. Przekształcając równanie (4.16) z wykorzystaniem znanych zaleŜności termodynamicznych wyznaczamy równanie opisujące zmianę ciśnienia czynnika roboczego w cylindrze podczas procesu jego napełniania. Dla procesu napełniania cylindra entalpia i wewnętrzna energia właściwa napływającego czynnika gazowego są: h = h d = c pd Td u = u d = c vd Td Podstawiając (4.17) do równania (4.16) otrzymujemy: cpd Td dM = Mdu + udM + pdV + dQsc lub Strona 80 (4.17) PORÓWNAWCZE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH cpdTd dM = M cvdT + cvTdM + pdV + dQsc Dzieląc obustronnie to równanie przez McvT i dokonując przekształceń otrzymuje się: dT cpd Td dM dM pdV dQsc = − − − T cv T M M M cv T M cv T (4.18) Logarytmując i róŜniczkując równanie stanu w postaci pV=MRT otrzymano: dT dp dV dM = + − T p V M (4.19) Porównując prawe strony równań (4.18) i (4.19) oraz dokonując przekształceń otrzymano: dp cpd Td dM dV dQsc = −κ − p cv T M V M cv T (4.19a) Aby otrzymać wyraŜenie równania (4.19) wygodne do jego całkowania, prawą i lewą stronę tego równania pomnoŜono przez p , zaś wielkość dα dM dV i wyraŜono za pomocą róŜniczek ich wielkości całkowych M V wyznaczonych w czasie, w którym następuje zmiana ilości czynnika roboczego o dM = M − M o i objętości o dV = V − Vo . Dokonując tych przekształceń otrzymano: M V d ln d ln cpd Td dp Mo Vo 1 dQsc =p −κ − cvT dα dα dα M c v T dα (4.20) Jest to róŜniczkowe równanie szybkości zmiany ciśnienia w cylindrze, które wiąŜe zmianę ilości czynnika roboczego i objętości cylindra oraz warunki wymiany ciepła ze zmianą ciśnienia w cylindrze silnika podczas procesu napełniania cylindra. Strona 81 ROZDZIAŁ 4 Wielkości wchodzące w prawą stronę równania (4.20), a mianowicie: M M d ln Mo Mo (lub κ podczas wylotu spalin), jak cv T dα dα V d ln Vo i κ dla elementarnego kąta obrotu wału korbowego moŜna dα 1 dQ sc łatwo obliczyć, co pokazano poniŜej. Rozpatrzymy człon . M c v T dα cpdTd d ln Wielkość dQsc jest ilością ciepła odprowadzonego od czynnika roboczego. Wielkość M cv T jest chwilową wartością energii wewnętrznej czynnika roboczego zawartego w cylindrze. Stosunek Qsc = St * nazywa się liczbą Stantona. Wtedy: Mcv T p dQsc dSt * =p M cv T dα dα (4.21) Wielkość liczby St * moŜna wyrazić wykorzystując wzór Newtona na obliczanie Qsc = α g F(T − Tsc )dt , gdzie dt = dα . 6n Po przekształceniu (4.21) otrzymano: p dQsc p α g F(T − Tsc )dα = M cvT dα M cv T 6n ⋅ dα (4.22) gdzie: αg jest chwilowym, uśrednionym według chwilowej powierzchni styku współczynnikiem konwekcyjnego przejmowania ciepła. Wykorzystując równanie stanu w postaci p R i równanie = MT V cp − cv = R , równanie (4.22) moŜna napisać w postaci: Strona 82 PORÓWNAWCZE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH p α g F(T − Tsc ) (c p − c v ) F α g (T − Tsc ) = = Mc v T 6n cv V 6n F α g (T − Tsc ) = (κ − 1) V 6n (4.23) Stosunek pola powierzchni przestrzeni cylindra F do jego objętości V jest równy: F = V 2 Dc πD c2 + H + πDH 4 2 4 = πD c2 DH H 4 gdzie: Dc – średnica cylindra; H – odległość denka tłoka od głowicy cylindra. Uwzględniając powyŜsze, równanie (4.21) moŜna zapisać w postaci: D 4 c + H dSt * 2 α g (T − Tsc ) = (κ − 1) p dα DcH 6n (4.24) Tak więc ostatni składnik róŜniczkowego równania szybkości zmiany ciśnienia w cylindrze podczas jego napełniania (4.20), uwzględniający szybkość zmiany konwekcyjnej wymiany ciepła w cylindrze zaleŜy od wymiarów geometrycznych cylindra, chwilowego połoŜenia tłoka (H), właściwości czynnika roboczego (κ), warunków pracy silnika (n, Tsc), temperatury czynnika roboczego w cylindrze i warunków wymiany ciepła (αg). Chwilową wartość współczynnika przejmowania ciepła αg wyznacza się w zaleŜności od właściwości i charakteru ruchu ładunku w cylindrze. RóŜniczkowe równanie zmiany ciśnienia czynnika roboczego w cylindrze podczas procesu wymiany gazów moŜe być sprowadzone do następującej postaci: Strona 83 ROZDZIAŁ 4 dla procesu wylotu spalin z cylindra: M V d ln d ln dp Mo Vo = κp − dα dα dα D 4 c + H α g (T − Tsc ) (4.25) − (κ − 1) 2 Dc H 6n dla procesu napływu czynnika roboczego do cylindra: M V d ln d ln cpd Td dp Mo Vo = p −κ dα cvT dα dα D 4 c + H α g (T − Tsc ) (4.26) − (κ − 1) 2 Dc H 6n Przy napływie do cylindra świeŜego ładunku o temperaturze Td (ilość dMd) i wypływie z niego w tym czasie ilości spalin dMw o temperaturze równej temperaturze gazów w cylindrze, szybkość zmiany ciśnienia w cylindrze moŜna obliczyć z równania w postaci: M V d ln d d ln c pd Td M do κ dM w Vo dp = p − −κ cT dα dα M dα dα v D 4 c + H 2 α g (T − Tsc ) − (κ − 1) Dc H 6n − (4.27) Wzór (4.27) jest uogólnieniem wzorów (4.25) i (4.26) otrzymanym dla jednego upustu (wypływu) lub jednego źródła (dopływu) czynnika roboczego. Strona 84 PORÓWNAWCZE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH 4.3.2. Zmiana ilości i parametrów czynnika roboczego w cylindrze silnika podczas wymiany ładunku Podstawowym zadaniem oceny procesu wymiany czynnika roboczego w cylindrze jest wyznaczenie chwilowych wartości jego parametrów termodynamicznych (p,T) oraz jego ilości znajdującej się w cylindrze. Ze wzorów (4.25) do (4.27) wynika, Ŝe zmiana ciśnienia w cylindrze zaleŜy od względnej zmiany jego ilości w cylindrze dM M lub dm m z uwzględnieniem przy tym, Ŝe m = µM, gdzie µ jest gęstością molową gazu w kg/kmol oraz względnej zmiany objętości dV , chwilowej wartoV ści współczynnika przejmowania ciepła αg i bieŜącej odległości tłoka od głowicy H. Wydatek gazów napływających do cylindra, powodujący zmianę ilości czynnika roboczego w cylindrze oblicza się ze wzoru: & = (µ z f z ) ⋅ ψ pρ m (4.28) gdzie: µz – współczynnik wydatku przepływu, fz – pole przekroju przelotowego, p i ρ odpowiednio ciśnienie i gęstość gazu w cylindrze, ψ – funkcja przepływu gazu zaleŜna od warunków przepływu. Dla krytycznych warunków przepływu, to jest na odcinku „ow-k” (patrz rys. 4.3b) prędkość wylotu gazów przez zawory lub okna wylotowe jest równa lokalnej prędkości dźwięku i nie zaleŜy od ciśnienia w układzie wylotowym pw . Jeśli ciśnienie w cylindrze spada poniŜej ciśnienia panującego w punkcie „k”,, to wtedy prędkość wypływu zaleŜy nie tylko od ciśnienia w cylindrze, ale takŜe od ciśnienia w układzie wylotowym. Kryterium oceniającym warunki wypływu czynnika roboczego z cylindra jest wartość krytyczna stosunku ciśnienia w zbiorniku, do którego następuje wypływ pw do ciśnienia w zbiorniku p, z którego wypływ się odbywa: κ pw pw 2 κ −1 = β = < p p kr κ + 1 (4.29) Strona 85 ROZDZIAŁ 4 Jeśli pw ≤ β , to warunek wypływu gazów z cylindra będzie warunkiem p krytycznym i funkcja ψ jest: 2 κ 2 κ −1 ψ= 2 κ +1 κ +1 Jeśli 1 ≥ (4.30) pw > β , to wypływ jest podkrytyczny i współczynnik p obli- cza się ze wzoru: κ p w ψ= 2 κ + 1 p 2 κ pw − p W elementarnym odcinku czasu dt = κ +1 κ (4.31) dα masa gazu wypływająca 6⋅n z cylindra jest: & dt = m & dm = m dα 6⋅n (4.32) Analogicznie, jeśli pd > p, to wówczas czynnik roboczy będzie dopływał z układu dolotowego do cylindra. W tym przypadku zaleŜności (4.28) i (4.32) nie zmieniają swej postaci (naleŜy tylko uwzględniać kierunki przepływu zgodnie z róŜnicą ciśnień). Jeśli w pewnej chwili czasu podczas procesu wymiany gazów masa gazu jest mi , a w czasie dt do cylindra napłynęła (wypłynęła) masa dm, to względna zmiana masy w cylindrze będzie Jeśli gaz napływa do cylindra, to dra, to Strona 86 dm < 0. mi dm . mi dm > 0 , a jeśli gaz wypływa z cylinmi PORÓWNAWCZE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH Ciepło właściwe, a zatem i wykładnik adiabaty zaleŜą od temperatury i składu czynnika roboczego, który z kolei zaleŜy od współczynnika nadmiaru powietrza λ. Dla procesu wylotu spalin z cylindra, przy λ = idem , chwilowa wartość wykładnika adiabaty jest funkcją tylko temperatury. Podczas procesu napełniania cylindra, dla danej temperatury T w przedziale kąta obrotu wału korbowego ∆α wielkość κi moŜemy obliczyć ze wzoru: κi = κ i−1 m i−1 dm + κ pow m i−1 + dm m i−1 + dm (4.33) gdzie: κpow jest wykładnikiem adiabaty powietrza przy temperaturze w ostatnim punkcie procesu. W przypadku recyrkulacji spalin z układu wylotowego napływają spaliny do cylindra, jeśli pw > p . Wtedy wartość wykładnika adiabaty moŜna obliczyć z zaleŜności: κi = κi−1 m i−1 dm w + κw m i −1 + dm w m i−1 + dm w (4.34) PowyŜsza zaleŜność umoŜliwia wyznaczenie chwilowych wartości wykładnika adiabaty czynnika roboczego w cylindrze z uwzględnieniem recyrkulacji spalin. 4.3.3. Względna zmiana objętości cylindra Dla zbieŜno-osiowego mechanizmu korbowo-tłokowego chwilową, bieŜącą objętość cylindra obliczamy ze wzoru: Vs πD c2 + xt = ε −1 4 1 1 1 = Vs + (1 − cosα ) + 1 − 1 − λ 2k sin 2 α ε − 1 2 λ k V= ( ) (4.35) PoniewaŜ stopień spręŜania ε dla danego silnika jest wielkością stałą, zatem zmiana objętości cylindra jest: Strona 87 ROZDZIAŁ 4 dV = Vs λ k sin 2α sin α + ⋅ dα 2 2 2 2 1 − λ sin α k (4.36) Względną zmianę objętości cylindra moŜemy obliczyć z zaleŜności: λ k sin2α 1 sinα + 2 2 1 − λ 2k sin 2 α dV = V 1 1 1 + (1 − cosα ) + 1 − 1 − λ 2k sin 2 α ε −1 2 λk ( ) ⋅ dα (4.37) PołoŜenie tłoka H względem GZP dla dowolnego kąta obrotu wału korbowego składa się z wysokości komory spalania przy połoŜeniu tłoka w GZP równej S i wielkości przemieszczenia tłoka względem ε −1 GZP, co w sumie daje: 1 1 1 H = S + (1 − cos α ) + 1 − 1 − λ2k sin 2 α ε − 1 2 λ k ( ) (4.38) 4.3.4. Płaszczyzna przekroju przelotowego na zaworze Obliczenie względnej zmiany ilości (masy) czynnika roboczego w cylindrze jest moŜliwe, jeśli znany jest przekrój przelotowy na zaworze f oraz wartość współczynnika wydatku przepływu µ. Przekrój przelotowy na zaworze przedstawiono na schemacie pokazanym na rys. 4.4. Dla rozwaŜanego zaworu znana jest średnica zaworu dz i kąt nachylenia przylgni zaworowej αp – zwykle w przedziale 30÷45°. Przemieszczenie zaworu hz zadane jest, jako funkcja obrotu wału korbowego α. Płaszczyzna przekroju przelotowego na zaworze z dostateczną do obliczeń dokładnością jest równa: f (α) = πd z ⋅ δ = πd z h z (α) cos α p Strona 88 (4.39) PORÓWNAWCZE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH Z zaleŜności (4.39) wynika, Ŝe wartość powierzchni przekroju przelotowego na zaworze zaleŜy od kąta obrotu wału korbowego α. Rysunek 4.4. Rysunek do obliczenia pola powierzchni przekroju przelotowego na zaworze Efektywny (rzeczywisty) przekrój przelotowy na zaworze jest mniejszy od przekroju geometrycznego. Jest on równy iloczynowi przekroju obliczonego według wzoru (4.39) i rzeczywistego współczynnika wydatku przepływu µ, to znaczy µ·f(α). Wyznaczenie chwilowej wartości współczynnika wydatku przepływu jest zadaniem złoŜonym szczególnie w odniesieniu do tłokowych silników spalinowych, w których przepływ ma niestacjonarny charakter. Uwzględnia on zmniejszenie wydatku spowodowanego tym, Ŝe przez dany przekrój przelotowy przepływa płyn rzeczywisty, podczas którego następuje spręŜanie strugi płynu oraz nieodwracalne straty energii idące na pokonanie oporów przepływu. Dla wylotowych zaworów grzybkowych o nachyleniu przylgni zaworowej pod kątem 45°, chwilową wartość współczynnika wydatku moŜna obliczyć według empirycznego wzoru: µ = 2,7 − 0,8d z 0,14d 2z + h z (α) [h z (α )]2 (4.40) Strona 89 ROZDZIAŁ 4 4.4. Średnie ciśnienie w cylindrze podczas procesu napełniania oraz stopień napełnienia cylindra Na rys. 4.5 przedstawiono schemat procesu napełniania cylindra wykorzystany do jego uproszczonych obliczeń. Charakterystyczne punkty obliczeniowego wykresu procesu napełniania cylindra oznaczono: „ow” - początek otwarcia zaworu wylotowego, „zw” – zamknięcie zaworu wylotowego, „od” – otwarcie zaworu dolotowego, „zd” – zamknięcie zaworu dolotowego, ,,1” – umowny koniec procesu napełniania cylindra, „p” i „k” – odpowiednio początek i koniec izobary średniego ciśnienia czynnika roboczego w cylindrze w czasie procesu napełniania. ZałoŜenia: 1. Proces napełniania cylindra zachodzi w okresie od połoŜenia tłoka w GZP do jego połoŜenia w DZP przy średniej, stałej wartości ciśnienia w cylindrze pśr, które naleŜy wyznaczyć obliczeniowo. 2. Nie uwzględnia się zanieczyszczenia czynnika roboczego produktami spalania w okresie współotwarcia zaworów. 3. Zakłada się, Ŝe ilość czynnika roboczego w umownym punkcie ,,1” leŜącym w DZP na linii spręŜania jest równa ilości czynnika roboczego na początku rzeczywistego procesu spręŜania w cylindrze silnika. 4. Stan termodynamiczny czynnika roboczego w cylindrze, w jednoznaczny sposób opisany jest czterema wielkościami: ciśnieniem p, temperaturą T, ilością czynnika roboczego wyraŜoną w molach lub kg (M lub m) oraz objętością cylindra V. Strona 90 PORÓWNAWCZE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH Rysunek 4.5. Schemat wymiany czynnika roboczego w cylindrze czterosuwowego tłokowego silnika spalinowego: ––– porównawczy cykl pracy, ----- przybliŜony, rzeczywisty cykl pracy Układ równań opisujących proces napełniania cylindra ma postać: µ cz tp V1 p1 Qscp −1 + H d = U1 − U p + ∫ pdV = H1 − H p − ∫ Vdp Vp pp Vs σ V= 1 + (ε − 1) 2 ε − 1 pV = RMT t1 Md = ∫ ( (µ zdf zd )w zdρzd dt (4.41) ) 1 R jest współ1 − 1 − λ2k sin 2 α i λ k = λk L czynnikiem korbowodowym; µ zd f zd - efektywny przekrój przelotowy na gdzie: σ = (1 − cos α) + zaworze dolotowym; f zd - geometryczny przekrój przelotowy zaworów Strona 91 ROZDZIAŁ 4 dolotowych; µ zd - współczynnik wydatku przepływu przez zawór; µ cz masa molowa czynnika roboczego napływającego do cylindra. Prędkość przepływu gazów w minimalnym przekroju strugi na zaworze dolotowym jest: w zd κd −1 κ d p κd = ϕw t = ϕ 2R d Td 1− κ d − 1 p d (4.42) gdzie: ϕ - prędkościowy współczynnik przepływu, wt - teoretyczna prędkość wypływu. Gęstość czynnika roboczego w minimalnym przekroju przepływającej strugi oblicza się ze wzoru: p cz R cz Tcz ρ zd = p gdzie: p cz = p , Tcz = Td pd κ d −1 κd (4.43) i R cz =R d Czas w którym wał korbowy obróci się o kąt obrotowej n jest: dt = przy jego prędkości dα 6⋅n Wartości odpowiednich entalpii czynnika roboczego są: H d = M d cp Td H1 = M1cp T1 H p = M p cp Tp zaś odpowiednich energii wewnętrznych: Strona 92 (4.44) PORÓWNAWCZE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH U1 = M1 c v T1 U p = M p cv Tp (4.45) Praca zmiany objętości czynnika roboczego w czasie napełniania cylindra: V1 ∫ pdV = Vp p1 + p śr (V1 − Vp ) 2 (4.46) zaś praca idąca na spręŜanie gazów w końcu procesu napełniania cylindra od ciśnienia pśr do p1 jest: p1 ∫ Vdp = V (p 1 1 − p śr ) (4.47) pp W wyniku podstawienia wyraŜeń na (µzdfzd), wzd, ρzd i dt do pierwszego równania układu równań (4.41), po przekształceniach otrzymuje się: α =180 Md = ∫ α =0 2R (µ zdf zd )yd R ⋅6⋅n 2R ⋅ p d ⋅ (µ zd ⋅ f zd )śr ⋅ y dśr Td pd dα = (4.48) R ⋅ 6n Td M d = a d ⋅ y dśr gdzie: 30 ad = R ⋅n 1 y dśr 2R (µ zd f zd )śr p d Td p κd = śr pd κ d −1 κ d p śr κ d 1− κd − 1 pd (4.49) (4.50) Drugie równanie układu równań (4.41) będące równaniem pierwszej zasady termodynamiki przekształcono do postaci: Strona 93 ROZDZIAŁ 4 Qscp −1 + M d cpTd = M1cpT1 − M p cpTp − V1 (p1 − p śr ) (4.51) Zgodnie z równaniem (4.51) moŜna sformułować wniosek, Ŝe podgrzanie czynnika roboczego przez ścianki cylindra w czasie procesu napełniania powoduje wzrost entalpii czynnika roboczego H1 w końcu tego procesu, natomiast praca idąca na spręŜanie czynnika roboczego od ciśnienia pśr do p1 powoduje spadek wartości H1. Przyjmuje się, Ŝe: p d Vs RTd p1V1 M1 = RT1 p r Vr Mp = RTr n −1 p n Tp = Tr śr pr M d = ηv (4.52) 1 1 gdzie: pr - jest ciśnieniem resztkowym resztek spalin. Zaniedbując zmianę ciepeł właściwych w równaniu (4.51), równanie to z uwzględnieniem równań (4.52) przyjmuje postać: n1 −1 p −1 To ε p1 1 p r p śr n 1 ε R p1 − pśr R Qsc (4.53) ηv = − − − Td ε − 1 p o ε − 1 p o p r ε − 1 cpśr p o cpśr p o Vs Zwykle podgrzanie ładunku w cylindrze silnika uwzględnia się przyrostem temperatury: ∆T = ∆Tsc + ∆Tk (4.54) p −1 gdzie: ∆Tsc - podgrzanie spowodowane ciepłem Q sc wymienionym ze ściankami cylindra, ∆Tk ogrzanie ładunku spowodowane zamianą części energii kinetycznej strumienia gazu na ciepło oraz spręŜeniem ładunku od ciśnienia pśr do p1, które moŜna obliczyć ze wzoru: Strona 94 PORÓWNAWCZE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH κ −1 κ p 1 ∆Tk = Td − 1 pśr (4.55) Uwzględniając równanie (4.55), zaleŜność (4.53) przyjmuje postać: n1 −1 To 1 εp1 p r p1 n1 ηv = − Td + ∆T ε − 1 p o p o p r (4.56) Przy obliczaniu stopnia napełnienia cylindra według zaleŜności (4.56) moŜna wykorzystać dość dawno wyznaczoną zaleŜność empiryczną umoŜliwiającą wyznaczanie ciśnienia resztek spalin w postaci: nS p r = p w 1 + a Tr w której: a = 0,3 ÷ 0,5 ; δ = i p w = p o (1 + δ) (4.57) ∆p w = 0,01 ÷ 0,03 . Wielkość δ jest tutaj po względnym oporem przepływu w układzie wylotowym. Wartość ciśnienia w umownym punkcie ,,1”, tzn. w końcu procesu napełniania cylindra, naleŜy obliczać według wzoru: p1 = 1 (pd + pśr ) 2 (4.58) Kolejność rozwiązania układu równań wykorzystywanego w obliczeniach parametrów końca procesu napełniania cylindra jest następująca: 1. Zadaje się wartość pśr i według równania (4.58) oblicza się w pierwszym przybliŜeniu wartość p1. 2. Według zaleŜności (4.56) oblicza się wartość ηv . 3. Znając wartość ηv , według pierwszego wzoru spośród wzorów (4.52) oblicza się M d i według wzoru (4.49) oblicza się a d , a następnie z równania (4.50) oblicza się wartość ydśr. Strona 95 ROZDZIAŁ 4 4. Znając obliczoną wartość ydśr, z równania (4.50) oblicza się stosunek ciśnień p pśr , a następnie wartość pśr = p d śr . pd pd Jeśli obliczona wartość pśr nie pokrywa się z wartością przyjętą, to obliczenia powtarza się z nowa wartością pśr, do momentu aŜ uzyska się stabilizację wartości pśr. Znając wartość pśr oblicza się ciśnienie p1, a następnie ostateczną wartość stopnia napełnienia cylindra ηv z równania (4.56). Po przeprowadzeniu powyŜszych obliczeń naleŜy obliczyć: p d Vs M1 = η v (1 + γ ) RTd p1V1 T1 = RM 1 γ= p r To (ε − 1)η v p o Tr (4.59) 4.5. Proces spręŜania Proces spręŜania w rzeczywistym cyklu pracy silnika umoŜliwia: • rozszerzenie zakresów temperatur roboczego cyklu pracy, • stwarza warunki konieczne do zapłonu i spalania mieszanki palnej. Warunki te zapewniają efektywną zamianę ciepła na pracę uŜyteczną. W zaleŜności od sposobu tworzenia mieszanki palnej i zapłonu paliwa zastosowanych w konkretnym silniku, formułowane są róŜne wymagania dotyczące procesu spręŜania. W silniku o zewnętrznym sposobie tworzenia mieszanki palnej i zapłonie wymuszonym (od świecy zapłonowej), w cylindrze spręŜana jest mieszanka powietrza z paliwem ciekłym lub gazowym. Podczas procesu spręŜania zachodzi dalsze mieszanie się tej mieszaniny, co powoduje Strona 96 PORÓWNAWCZE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH poprawę jej jednorodności w całej objętości. Ułatwia to i przyśpiesza rozprzestrzenianie się płomienia od miejsca jego pojawienia się, tj. od przerwy między elektrodami świecy na całą przestrzeń spalania, poprawiając wykorzystanie tlenu zawartego w powietrzu. Szczególnie korzystne warunki tworzą się w takim przypadku, kiedy w końcu procesu spręŜania, w cylindrze zachowany jest turbulentny (z dostatecznie duŜą pulsacją) ruch spręŜanej mieszanki palnej. W celu poprawy wskaźników pracy silnika naleŜy dąŜyć do zwiększenia stopnia spręŜania. Stopień ten powinien być taki, aby temperatura i ciśnienie w końcu procesu spręŜania nie osiągały takich wartości, przy których mogą występować przedwczesne zapłony lub teŜ moŜe zachodzić spalanie stukowe. Dlatego górna granica wartości stopnia spręŜania zaleŜy od właściwości paliwa, składu mieszanki palnej, warunków wymiany ciepła, konstrukcji komory spalania itp. W silnikach o zapłonie samoczynnym, w których paliwo rozpylone w nagrzanym do wysokiej temperatury powietrzu ulega samozapłonowi, korzystne jest takŜe, aby w końcu spręŜania (do chwili wtrysku paliw do cylindra), w komorze spalania istniał intensywny, turbulentny ruch spręŜonego powietrza. Poprawia to rozkład wtryśniętego paliwa w ładunku powietrznym cylindra, przez co zwiększa się równieŜ wykorzystanie doprowadzonego powietrza. Konieczne jest jednak, aby ruch powietrza w komorze spalania miał zorganizowany charakter, zgodny z kształtem i kierunkiem strug wtryskiwanego paliwa. Podczas pracy silnika o zapłonie samoczynnym konieczne jest, aby temperatura w końcu procesu spręŜania zapewniała wystąpienie samozapłonu wtryśniętego paliwa. Warunek ten słuŜy do określenia minimalnej wartości stopnia spręŜania, przy którym silnik moŜe pracować. Jednak w rzeczywistości stopień spręŜania powinien być znacznie większy ze względu na następujące zaleŜności: Zwiększenie temperatury powoduje skrócenie okresu opóźnienia samozapłonu, co zapewnia z kolei bardziej miękką pracę silnika, poniewaŜ proces spalania przebiega bez nagłych wzrostów ciśnienia. Znacznie wyŜsza temperatura w końcu procesu spręŜania przy zwykłych warunkach eksploatacji umoŜliwia pracę silnika przy niskich temperaturach zasysanego powietrza, jak równieŜ niezawodny rozruch zimnego silnika, kiedy na skutek zwiększonych strat ciepła do ścianek przestrzeni spalania, temperatura ładunku w końcu procesu spręŜania maleje. Strona 97 ROZDZIAŁ 4 MoŜna, więc stwierdzić, Ŝe stopień spręŜania silnika zaleŜy od jego właściwości konstrukcyjnych oraz warunków jego eksploatacji. Silniki pracujące przy niskich temperaturach otoczenia, silniki z dzielonymi komorami spalania i silniki o małych wymiarach cylindrów powinny mieć wyŜsze stopnie spręŜania. Stopień spręŜania ε silników o zapłonie iskrowym ma decydujący wpływ na wymagania co do liczby oktanowej paliwa. Im jest on wyŜszy, tym większą liczbę oktanową powinno mieć paliwo stosowane do jego zasilania. Przy wysokich stopniach spręŜania występują wysokie temperatury w cylindrze, w którym następuje dysocjacja dwutlenku węgla CO2 i tworzy się tlenek węgla CO. Wzrasta temperatura spalin, powodując zwiększenie ilości tworzących się tlenków azotu. Powoduje to zwiększenie toksyczności spalin. Problem ten dotyczy zarówno silników z zapłonem wymuszonym, jak i silników z zapłonem samoczynnym. Powodem ograniczania wzrostu stopnia spręŜania w silnikach o zapłonie samoczynnym jest to, Ŝe jego wzrost powoduje wzrost ciśnienia w końcu spręŜania i odpowiedni wzrost maksymalnego ciśnienia spalania. W wyniku duŜych obciąŜeń mechanizmu korbowo-tłokowego naleŜy zwiększać wymiary elementów tego mechanizmu, a zatem i kompletnego silnika. Dotyczy to szczególnie silników doładowanych, w których stopień spręŜania dobiera się, jako minimalny, tzn. taki, aby zapewniał niezawodny samozapłon paliwa. NaleŜy zaznaczyć, Ŝe przy zwiększaniu stopnia spręŜania w zakresie jego duŜych wartości (ε≥20) wykorzystanie ciepła spalania ulega tylko nieznacznej poprawie. Tak, więc zastosowanie szczególnie duŜych stopni spręŜania staje się nieracjonalne, z wyjątkiem tych przypadków, kiedy silnik przeznaczony jest do pracy (zasilania) na paliwie charakteryzującym się małą liczbą cetanową. Dlatego teŜ silniki wielopaliwowe buduje się o zwiększonym stopniu spręŜania. 4.5.1. Obliczanie parametrów końca procesu spręŜania Obliczenie procesu spręŜania i procesów doprowadzania ciepła oraz procesu rozpręŜania przeprowadza się z wykorzystaniem obliczeń porównawczego cyklu pracy silnika przedstawionego na rys. 4.6. Strona 98 PORÓWNAWCZE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH Rys. 4.6. Porównawczy cykl pracy czterosuwowego, wolnossącego tłokowego silnika spalinowego z zaznaczeniem punktów otwarcia i zamknięcia zaworów dolotowych i wylotowych. Oznaczenia jak na rys. 4.5 Dla procesu spręŜania równania bilansu ilości czynnika roboczego, energii i objętości oraz równania stanu przedstawia układ równań: = U 2 − U1 + ∫ pdV V1 V1 = εV2 pV = RMT M 2 = M1 V2 Q1sc− 2 (4.60) Do uproszczonych obliczeń procesu spręŜania zakłada się, Ŝe sumaryczna ilość ciepła przejętego przez czynnik roboczy od ścianek przestrzeni cylindra na początku procesu i ilość ciepła oddana przez ten czynnik do ścianek w końcowym stadium tego procesu ma wartość bliską zeru, tj. zakłada się, Ŝe Q1sc− 2 = 0 . Tak, więc zakłada się, Ŝe proces spręŜania zachodzi według adiabaty o średnim wykładniku . W takim Strona 99 ROZDZIAŁ 4 przypadku równanie zachowania energii układu, tj. drugie równanie układu równań (4.60) moŜna zapisać: 0 = M 2 cVśr T2 − M1cVśr T1 − p 2 V2 − p1V1 κ1 − 1 lub 0 = cVśr (M 2T2 − M1T1 ) − R M 2T2 − M1T1 κ1 − 1 (4.61) Dokonując przekształceń równania (4.61) moŜna otrzymać równanie pierwszej zasady termodynamiki dla procesu spręŜania w postaci: κ1 − 1 = R cVśr (4.62) gdzie: cVśr = a spr + b spr T2 + T1 2 (4.63) PoniewaŜ M1a spr = M λ a λ + M γ a γ zatem a spr = z λ a λ + z γ a γ i b spr = z λ b λ + z γ b γ gdzie odpowiednie udziały molowe są: Mλ 1 = M1 1 + γ Mγ γ zγ = = M1 1 + γ zλ = (4.64) Obliczenia parametrów termodynamicznych czynnika roboczego w końcu procesu spręŜania realizuje się w następującej kolejności: Strona 100 PORÓWNAWCZE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH 1. zakłada się, na przykład κ1 − 1 = 0,37 ; 2. oblicza się T2 = T1ε κ1 −1 ; 3. oblicza się cVśr = a spr + b spr T2 + T1 2 (4.65) i następnie κ1 − 1 = R cVśr (4.66) Jeśli obliczona wartość κ1 − 1 róŜni się od załoŜonej, obliczenia powtarza się z nową wartością κ1 − 1 . Obliczenia kończy się jeśli obliczane wartości κ1 − 1 i T2 ustabilizują się. Po obliczeniu wartości T2 , oblicza się ciśnienie końca procesu spręŜania wykorzystując do tego równanie stanu. p2 = RM 2T2 V2 (4.67) 4.5.2. Wpływ róŜnych czynników na proces spręŜania Podczas procesu spręŜania warunki wymiany ciepła określa się: • róŜnicą temperatury między czynnikiem roboczym a powierzchniami ograniczającymi przestrzeń w cylindrze, • stosunkiem pola powierzchni przekazującej ciepło Fpow do objętości skokowej cylindra Vs, • ilością czynnika roboczego znajdującego się w cylindrze w czasie procesu spręŜania, • czasem, w którym zachodzi wymiana ciepła, Strona 101 ROZDZIAŁ 4 • współczynnikiem przejmowania ciepła od gazów do powierzchni, zaleŜnego od prędkości ruchu ładunku w cylindrze, • ilością paliwa odparowującego w czasie procesu spręŜania. Końcowe parametry procesu spręŜania zaleŜą od początkowych wartości p1 i T1oraz upływów mieszanki palnej przez nieszczelności na pierścieniach tłokowych. Przy niskich temperaturach powierzchni przekazujących ciepło (np. rozruch zimnego silnika) następuje intensywne odprowadzenie ciepła od czynnika roboczego w cylindrze, do ośrodka chłodzącego. Przy rozruchu zimnego silnika, kiedy prędkość obrotowa wału korbowego jest niewielka i pierścienie tłokowe niedostatecznie przylegają do gładzi cylindra, a czas trwania procesu spręŜania jest stosunkowo długi, to pojawiają się znaczne upływy ładunku przez nieszczelności na pierścieniach tłokowych. W takim przypadku średnia wartość wykładnika politropy procesu spręŜania n1 będzie niewielka, co prowadzi do zmniejszenia ciśnienia i temperatury końca tego procesu. Wartość wykładnika politropy n1 zaleŜy równieŜ od systemu chłodzenia silnika. Przy chłodzeniu powietrzem temperatura powierzchni wymieniających ciepło w czasie pracy silnika jest wyŜsza, na skutek, czego mniejsza ilość ciepła odprowadzana jest od czynnika roboczego i wartość n1 jest większa. Przy cieczowym chłodzeniu silnika intensywność wymiany ciepła w duŜym stopniu zaleŜy od temperatury cieczy chłodzącej. Przy niskiej temperaturze cieczy chłodzącej wartość n1 będzie niŜsza. Zastosowanie tłoków, głowic i kadłubów silnika wykonanych ze stopów aluminium powoduje zwiększenie ilości odprowadzanego ciepła i n1 ma niŜsze wartości, ze względu na większą przewodność cieplną tych stopów w porównaniu z Ŝeliwem. W celu zmniejszenia odprowadzanego ciepła i otrzymania większych wartości n1 trzeba, aby stosunek Fpow/Vs był moŜliwie mały. Ze wzrostem ε maleje względne pole powierzchni przejmujących ciepło, a temperatura spręŜonej mieszanki palnej wzrasta. W wyniku sumarycznego wpływu na wymianę ciepła wszystkich wymienionych czynników, wykładnik politropy spręŜania n1 nieznacznie zaleŜy od stopnia spręŜania ε . DuŜy wpływ na wymianę ciepła wykazuje ilość ładunku doprowadzanego do cylindra. W silnikach z zapłonem wymuszonym i ilościową regulacją mocy silnika najmniejszy stosunek ilości świeŜego ładunku do poStrona 102 PORÓWNAWCZE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH wierzchni wymieniających ciepło występuje przy pracy silnika na biegu luzem. W miarę zwiększania obciąŜenia silnika stosunek ten wzrasta, a względne straty ciepła maleją i wartość wykładnika politropy spręŜania n1 wzrasta. Towarzyszy temu takŜe wzrost temperatury powierzchni wymieniających ciepło. W silnikach o zapłonie samoczynnym, gdzie stosuje się jakościową regulację mocy silnika, ze wzrostem obciąŜenia silnika, a zatem ze zmniejszeniem współczynnika nadmiaru powietrza, stosunek ilości świeŜego ładunku w cylindrze do powierzchni wymieniających ciepło nieco maleje, poniewaŜ mniejsza jest ilość świeŜego ładunku doprowadzonego do cylindra. Jednocześnie ze wzrostem obciąŜenia silnika wzrasta temperatura niechłodzonych lub mało intensywnie chłodzonych powierzchni przekazujących ciepło. W wyniku tego charakter wymiany ciepła w silniku o zapłonie samoczynnym, ze wzrostem obciąŜenia nie ulega istotnej zmianie i wartość n1 pozostaje stała lub nieznacznie wzrasta. Istotny wpływ na wymianę ciepła podczas procesu spręŜania wykazuje doładowanie silnika. Przy wzroście ciśnienia doładowania stosunek ilości świeŜego ładunku do powierzchni wymieniających ciepło wzrasta i odpowiednio maleją względne straty ciepła. W wyniku tego, ze wzrostem doładowania wzrasta wartość n1. Na wartość n1 i parametry końca procesu spręŜania dość intensywnie wpływa zmiana prędkościowych warunków pracy silnika. Ze wzrostem prędkości obrotowej skraca się czas wymiany ciepła między czynnikiem roboczym a ściankami cylindra. Jednocześnie ze wzrostem temperatury powierzchni wymieniających ciepło intensywność wymiany ciepła maleje. W wyniku tego, ze wzrostem prędkości obrotowej wału korbowego, wykładnik politropy spręŜania w tych silnikach, w większości przypadków wzrasta. Strona 103 ROZDZIAŁ 4 4.6. Proces doprowadzania ciepła w porównawczym cyklu pracy silnika Doprowadzenie ciepła w porównawczym cyklu pracy silnika przedstawionego na rys. 4.6. realizowane jest z abstrakcyjnego górnego źródła ciepła. Ciepło to częściowo Q1 ' doprowadzone jest przy V = idem (izochora 2-3) i częściowo Q1 ' ' przy stałym ciśnieniu p = idem (izobara 34). Proces rozpręŜania czynnika roboczego w cylindrze trwa do punktu , w którym następuje otwarcie zaworu wylotowego. Aby wyznaczyć parametry p4, V4, M4 i T4 (rys. 4.6) rozwiązuje się układ równań: M 4 = βM 2 = βλM 0 g c (1 + γ ) H pal + Q1 '+ Q1 ' ' = U 4 − U 2 + ∫ pdV = H 4 − H 2 − ∫ Vdp (4.68) V2 p2 p 4 V4 = RM 4 T4 p4 = λ pp2 V4 p4 gdzie: rzeczywisty współczynnik zmian molowych β = β0 − 1 , zaś 1+ γ chemiczny współczynnik zmian molowych jest: H O + β 0 = 4 32 λM 0 (4.69) Stopień wzrostu ciśnienia λp podczas procesu spalania w obliczeniach zadajemy, co pozwala obliczyć maksymalną wartość ciśnienia cyklu, lub teŜ zadajemy wartość maksymalnego ciśnienia cyklu p = p3 = p4 i obliczamy wartość λp. Entalpię paliwa doprowadzonego do cylindra obliczamy ze wzoru: H pal = g c c palTpal Strona 104 (4.70) PORÓWNAWCZE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH Ilość ciepła doprowadzonego do czynnika roboczego na odcinku od punktu z do punktu 4 jest: Q1 = Q1 '+Q1 ' ' = (x 4 − x sc )g c Wu = ξg c Wu (4.71) gdzie współczynnik efektywnie doprowadzonego ciepła ξ = x 4 − x sc , przy czym x4 jest tutaj względną ilością ciepła doprowadzonego (wydzielonego w czasie procesu spalania do punktu 4), zaś xsc jest względną ilością ciepła przekazanego do ścianek przestrzeni spalania w czasie liczonym od punktu 2 do punktu 4. Wielkość Wu jest tutaj wartością opałową paliwa, zaś gc jest dawką paliwa doprowadzoną na jeden cykl pracy silnika. Rozwiązanie układu równań (4.68) umoŜliwia wyznaczenie molowej entalpii właściwej czynnika roboczego w cylindrze w punkcie 4: h4 = 1 ξWu + c palTpalµ pal + cv 2T2 + Rλ pT2 β λM 0 (1 + γ ) h4 = 1 ξWu + cpalTpal + cp 2T2 + R λ p − 1 T2 β λM 0 (1 + γ ) lub ( ) (4.72) Wyznaczoną wartość molowej entalpii właściwej w umownym końcu procesu spalania, odpowiadającemu punktowi 4, moŜemy przedstawić w postaci: b h 4 = a γ + R + γ T4 T4 2 (4.73) Znając wartość h4, moŜna ze wzrostu (4.73) obliczyć wartość T4, będącą maksymalną temperaturą cyklu, odpowiadającą końcowi doprowadzenia ciepła (umownemu końcowi procesu spalania) ze wzoru: Tmax = T4 = − (a γ + R ) + (a + R ) + 2b γ h 4 2 γ bγ (4.74) Według pierwszego równania układu (4.68) oblicza się ilość czynnika roboczego M4 w punkcie 4 (rys. 4.6). Maksymalne ciśnienie cyklu obliStrona 105 ROZDZIAŁ 4 cza się według ostatniego równania (4.68). Objętość czynnika roboczego w punkcie 4 moŜna wyznaczyć ze wzoru: V4 = RM 4T4 p4 (4.75) Znając obliczone powyŜej wielkości moŜna obliczyć stopień wstępnego i kolejnego stopnia rozpręŜania z następujących wzorów: ρ= V4 V2 i δ= ε ρ (4.76) 4.7. Proces rozpręŜania czynnika roboczego w cylindrze Obliczenia tego procesu zgodnie z rys. 4.6. obejmują przemianę politropową 4 – 5 o średnim wykładniku politropy n2. Obliczenia te realizuje się w dwóch etapach. W pierwszym, liczonym od końca procesu doprowadzania ciepła – punkt 4 (umowny koniec procesu spalania) do początku otwarcia zaworu ow. Obliczenia przemiany procesu rozpręŜania trwającej od punktu 4 do chwili otwarcia zaworu wylotowego – punkt „ow” – przeprowadza się przy załoŜeniu, Ŝe zachodzi ona w zamkniętym układzie termodynamicznym. W rzeczywistym cyklu pracy tłokowego silnika spalinowego, w czasie tej przemiany moŜe zachodzić proces dopalania, w czasie, którego istnieje wydzielanie ciepła i czynnik roboczy wymienia ciepło. Zatem wykładnik politropy tego procesu ulega zmianie. Dlatego obliczenia tego procesu powinny umoŜliwiać wyznaczenie średniej wartości wykładnika politropy n2 oraz parametry stanu czynnika roboczego w chwili otwarcia zaworu wylotowego i w umownym końcu procesu rozpręŜania, któremu odpowiada punkt 5 (połoŜenie tłoka w DZP). Układ równań opisujący proces rozpręŜania na odcinku 4 – ow ma postać: Strona 106 PORÓWNAWCZE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH M ow = M 4 = βλM 0g c (1 + γ ) Vow Q 4 − ow = U ow − U 4 + ∫ pdV V4 p ow Vow = RM ow Tow V = f (α ) (4.77) Ilość efektywnie doprowadzonego (lub odprowadzonego) ciepła do czynnika roboczego na odcinku 4 – „ow” moŜna wyznaczyć ze wzoru: Q 4− ow = (1 − ξ − w ch )g c Wu (4.78) W wzorze tym względną ilość ciepła odprowadzoną od czynnika roboczego do ścianek przestrzeni spalania oznaczono wch. Drugie równanie układu równań (4.77), po podzieleniu go przez ilość czynnika roboczego Mow, moŜna napisać w postaci: (1 − ξ − w ch )Wu = c T + R T4 − Tow vγ ow βλM o (1 + γ ) n2 −1 (4.79) gdzie molowa energia właściwa czynnika roboczego przy temperaturze Tow (w punkcie „ow”) jest: b u ow = c vow Tow = a γ + γ Tow Tow 2 (4.80) Oznaczając: b ow = (1 − ξ − w ch )Wu + c T v4 4 βλM o (1 + γ ) równanie (4.79) moŜna napisać w postać: n2 −1 = R (T4 − Tow ) b ow − u ow (4.81) Rozwiązując równanie (4.81) metodą iteracji moŜna wyznaczyć wartości n2 i Tow. Kolejność prowadzenia obliczeń według wyŜej wskazanej metody jest następująca: Strona 107 ROZDZIAŁ 4 1. Zadaje się wartość n2 – 1 i oblicza wartość Tow = δow = T4 , gdzie n 2 −1 δow Vow . V4 bγ 2. Oblicza się energię właściwą u ow = a γ + ⋅ Tow Tow i na2 stępnie n 2 − 1 = R (T4 − Tow ) . b ow − u ow Jeśli obliczona wartość n 2 − 1 nie pokrywa się z wartością przyjętą, to obliczenia naleŜy powtórzyć z nową wartością n 2 − 1 . Obliczenia traktuje się, jako zakończone z chwilą stabilizacji z zadaną dokładnością wielkości n 2 − 1 i Tow. Znając wartości M ow , n 2 , Tow i V ow moŜna obliczyć wartość ciśnienia pow. Obliczona wartość wykładnika politropy n2 oraz znajomość parametrów stanu czynnika roboczego w punkcie 4 lub punkcie „ow” pozwala obliczyć pozostałe termodynamiczne parametry stanu w punkcie 5 (rys. 4.6). 4.8. Obliczanie temperatury spalin w układzie wylotowym silnika Do wyznaczenia temperatury spalin w układzie wylotowym moŜna wykorzystać równanie pierwszej zasady termodynamiki, które dla procesów zachodzących w cylindrze silnika w elementarnym czasie dt ma postać: δH d + δQ x + δH pal − δQsc − δH spl = dU + pdV (4.82) lub w czasie trwania całego cyklu pracy: H d + Q x + H pal − Qsc − H spl = Li + Lsp Strona 108 (4.83) PORÓWNAWCZE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH Lewa strona równania (4.82) przedstawia sumaryczną zmianę ilości energii w cylindrze w czasie elementarnego czasu dt. PoniewaŜ w równaniu (4.83) występuje wielkość pracy indykowanej Li oraz pracy suwów pompowych Lsp wykonywanej przez czynnik roboczy w czasie jego wymiany w cylindrze, poniŜej przytoczono wzory wykorzystywane do obliczenia wartości tych wielkości. Znając parametry stanu czynnika roboczego w charakterystycznych punktach porównawczego cyklu pracy silnika przedstawionego na rysunku 4.6 moŜna wyznaczyć wartość obliczeniowej pracy indykowanej Liobl, a następnie średniego ciśnienia indykowanego ze wzoru: pi = λρ ϕLiobl ϕp 2 1 1 1 = λ p (ρ − 1) + p 1 − n 2 −1 − 1 − κ1 −1 (4.84) Vs ε −1 n2 −1 δ κ1 − 1 ε gdzie ϕ jest tutaj empirycznym współczynnikiem uwzględniającym róŜnicę obliczeniowego, przedstawionego na rys. 4.6 wykresu indykatorowego i wykresu rzeczywistego (współczynnik zaokrąglenia wykresu). Współczynnik ten przedstawia sobą stosunek rzeczywistej pracy indykowanej do obliczeniowej pracy indykowanej obliczonej dla załoŜonego cyklu pracy silnika. Znając obliczoną wartość średniego ciśnienia indykowanego, moŜna obliczyć sprawność indykowaną cyklu pracy ze wzoru: ηi = λM 0 Td p i p i Vs =R g c Wu Wu p d ηv (4.85) Obliczając i sumując pracę procesu napełniania i procesu wylotu spalin otrzymuje się pracę suwów pompowych. Wartość średniego ciśnienia suwów pompowych oblicza się ze wzoru: psp = Lsp Vs = pśr − p r (4.86) gdzie: pr = p6 = p7. Stosunek pracy suwów pompowych do energii doprowadzonej z paliwem w czasie cyklu pracy silnika jest: ∆ sp = p sp Vs g c Wu =R λM 0 Td p śr − p r Wu p d η v (4.87) Strona 109 ROZDZIAŁ 4 Po podzieleniu równania (4.83) przez ilość czynnika roboczego (ilość spalin) realizującego cykl i po dokonaniu przekształceń dokonanych z wykorzystaniem zaleŜności od (4.84) do (4.87) otrzymuje się zaleŜność pozwalającą obliczyć molową entalpię spalin w układzie wylotowym silnika w postaci: h spl = (1 − ηi − ∆sp − w w )Wu + h d + cpalTpal βλ β βλM 0 (4.88) Względna ilość odprowadzonego ciepła od czynnika roboczego (spalin) do ścianek ww jest ww = wch + wwg + wkol, gdzie: wwg - względna ilość ciepła odprowadzona od czynnika roboczego w czasie procesów wymiany gazów, zaś wkol jest względną ilością ciepła przekazanego do kolektora wylotowego. Wielkość molowej entalpii właściwej spalin w układzie wylotowym, przy załoŜeniu jej równowagi termodynamicznej, wyraŜa zaleŜność: b h spl = cpslpTspl = a γ + R + γ Tspl Tspl 2 (4.89) Znając obliczoną według wzoru (4.88) wartość molowej entalpii właściwej oraz jej zaleŜność od temperatury spalin, wyraŜoną wzorem (4.89), temperaturę spalin moŜna obliczyć ze wzoru: Tspl = Strona 110 − (a γ + R ) + (a + R ) + 2b γ h spl 2 γ bγ (4.90) 5 Rzeczywiste cykle pracy tłokowych silników spalinowych ROZDZIAŁ 5 5.1. Wiadomości wstępne Rzeczywisty cykl pracy tłokowego silnika spalinowego jest to kompleks okresowo powtarzających się procesów realizowanych w celu przemiany chemicznej energii paliwa na pracę mechaniczną. Zmianę ciśnienia gazu w cylindrze pracującego silnika wyznacza się za pomocą indykatora ciśnienia, a otrzymany przy tym wykres we współrzędnych ciśnienie – objętość (p – V) lub ciśnienie kąt obrotu wału korbowego (p – α) nazywamy wykresem indykatorowym. Przykładowe zamknięte wykresy indykatorowe silnika czterosuwowego i silnika dwusuwowego przedstawiono na rys. 5.1. Rysunek 5.1. Przykładowe rzeczywiste wykresy indykatorowe a) silnika czterosuwowego b) silnika dwusuwowego Rozpatrzymy rzeczywisty wykres indykatorowy czterosuwowego tłokowego silnika spalinowego (rys. 5.1. a). Cykl ten realizowany jest w czasie dwóch obrotów wału korbowego lub w czasie czterech suwów tłoka, podczas których zachodzą procesy: napełniania cylindra, spręŜania, spalania i rozpręŜania oraz wylotu spalin. Proces napełniania cylindra rozpoczyna się w punkcie od, który odpowiada początkowi otwarcia zaworu dolotowego, kiedy tłok nie doszedł jeszcze do GZP. Napływ ładunku do cylindra kończy się w punkcie zd, kiedy zawór dolotowy jest całkowicie Strona 112 RZECZYWISTE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH zamknięty, a tłok przekroczył juŜ DZP. Dlatego czas trwania procesu napełniania cylindra liczona w °OWK jest większy od 180 °OWK. Średnia wartość ciśnienia w cylindrze w czasie tego procesu jest mniejsza od ciśnienia atmosferycznego po, które przeciwdziała ruchowi tłoka. Na realizację procesu napełniania cylindra zuŜywa się pewną energię. Przed rozpoczęciem tego procesu, komora spalania zapełniona jest resztkami spalin pozostałymi po poprzednim cyklu pracy. W końcu procesu napełniania cylindra, znajduje się w nim mieszanina składająca się ze świeŜego ładunku lub powietrze z resztkami spalin. Po zakończeniu procesu napełniania cylindra rozpoczyna się proces spręŜania (punkt „zd”), charakteryzujący się wzrostem ciśnienia i temperatury. W czasie zbliŜania się tłoka do GZP, do rozgrzanego w czasie procesu spręŜania i znajdującego się pod wysokim ciśnieniem ładunku cylindra rozpoczyna się wtrysk paliwa, punkt „pw”, lub teŜ następuje przeskok iskry na świecy (silnik o zapłonie wymuszonym) zapłonowej. Kąt między początkiem wtrysku paliwa i GZP nazywamy kątem wyprzedzenia wtrysku. W przedziale czasu między punktami początku wtrysku i początku spalania następuje rozwój strugi paliwa, jej podgrzanie i parowanie oraz wymieszanie par paliwa z powietrzem, jak równieŜ zachodzą inne procesy poprzedzające samozapłon. Ten odcinak czasu nazywamy okresem opóźnienia samozapłonu. W silnikach o zapłonie wymuszonym czas liczony od przeskoku iskry na świecy zapłonowej do rozpoczęcia procesu spalania nazywamy opóźnieniem zapłonu. W punkcie „ps” rozpoczyna się proces spalania. W punkcie tym obserwuje się wzrost ciśnienia w porównaniu z tym, które odpowiada spręŜaniu ładunku (linia ps – c). W okresie tym, w większości przypadków warunków pracy silnika, tłok nie dochodzi do GZP, chociaŜ wtrysk paliwa do cylindra jeszcze trwa. W czasie trwania procesu spalania powietrze i paliwo tworzą produkty spalania, a zatem skład czynnika roboczego (ładunku) w cylindrze ulega zmianie. Chwila zakończenia tego procesu moŜe znajdować się dość daleko za GZP tłoka. W czasie trwania procesu spalania ciśnienie i temperatura czynnika roboczego osiągają wartości maksymalne. W punkcie „z” rozpoczyna się proces rozpręŜania, który trwa do rozpoczęcia otwierania się zaworu wylotowego „ow”. W czasie tego procesu następuje zamiana energii cieplnej wydzielonej podczas spalania na energię mechaniczną. W punkcie „ow” rozpoczyna się proces wylotu spalin. Proces ten kończy się w punkcie „zw”, po tym, gdy tłok przejdzie GZP i zawór wylotowy zostanie zamknięty. W czasie procesu wylotu spalin średnie ciśnienie gazów w cylindrze, podczas przemieszczania się tłoka od DZP do GZP przeciwdziała ruchowi tłoka i jest ono co do warStrona 113 ROZDZIAŁ 5 tości większe od ciśnienia otoczenia po, a zatem na realizację procesu wylotu spalin zuŜywana jest energia. Procesy w czasie, których następuje wymiana czynnika roboczego w cylindrze tj.: napełnianie i wylot, nazywamy procesami wymiany czynnika roboczego. W czasie realizacji wszystkich procesów rzeczywistego cyklu pracy silnika, a szczególnie podczas spalania i rozpręŜania, zachodzi wymiana ciepła między gazami i ściankami cylindra. Dzielenie rzeczywistego cyklu pracy silnika na poszczególne procesy jest w pewnym sensie umowne, poniewaŜ między zakończeniem poprzedniego i początkiem kolejnego procesu nie ma wyraźnej granicy. Na przykład początek napełniania cylindra pokrywa się w czasie z końcową fazą procesu wylotu spalin (odcinek od – zw). NaleŜy tu wskazać, Ŝe przebieg rzeczywistego cyklu pracy czterosuwowego silnika spalinowego o zewnętrznym sposobie tworzenia mieszanki palnej (silniki o zapłonie wymuszonym) róŜni się od cyklu pracy silnika o zapłonie samoczynnym (wewnętrzny sposób tworzenia mieszanki palnej). Do podstawowych róŜnic moŜna zaliczyć: 1. W czasie procesu napełniania cylindra silnika o zewnętrznym sposobie tworzenia mieszanki palnej napływa do niego mieszanka palna składająca się z paliwa i powietrza, którą dozuje się na przykład za pomocą gaźnika. 2. Właściwości paliwa, sposób tworzenia mieszanki palnej, a przede wszystkim mniejszy stopień spręŜania (wykluczający samozapłon mieszanki w końcowej fazie tego procesu) przy normalnej pracy silnika, a zatem wymuszenie zapłonu, następuje przykładowo za pomocą energii iskry elektrycznej przeskakującej między elektrodami świecy zapłonowej. Nawiązując do przykładowego wykresu indykatorowego silnika dwusuwowego przedstawionego na rys. 5.1b. odniesiemy się pokrótce do realizacji w nim cyklu pracy. Rzeczywisty cykl pracy silnika dwusuwowego realizowany jest w czasie jednego obrotu wału korbowego, tzn. podczas dwóch suwów tłoka. Procesy spręŜania, spalania i rozpręŜania w silnikach dwusuwowych i czterosuwowych nie wskazują istotnych róŜnic. Procesy wymiany czynnika roboczego w silnikach dwusuwowych zachodzą podczas ruchu tłoka w pobliŜu DZP, tj. w bardzo krótkim czasie, krótszym niŜ w silnikach czterosuwowych. Proces dolotu zachodzi pod działaniem róŜnicy ciśnienia między ciśnieniem powietrza/mieszanki palnej pd powodowanej specjalną pompą przepłukującą i ciśnieniem gazów w cylindrze p, to jest gdy pd > p. Rolę pompy przepłukującej często spełnia skrzynia korbowa i tłok silnika. Jak pokazano na rys. 5.1b. w końcu procesu rozpręŜania (punkt Strona 114 RZECZYWISTE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH „ow” na rys. 5.1b) otwierają się zawory wylotowe (okna usytuowane w dolnej części cylindra) i pod działaniem nadciśnienia część spalin wypływa z cylindra. Kiedy ciśnienie w cylindrze stanie się równe ciśnieniu powietrza tłoczonego przez pompę przepłukującą, tłok przemieszczając się dalej do DZP zaczyna otwierać okna przepłukujące (punkt „od” na rys. 5.1b.) i przepływające przez nie powietrze zaczyna napełniać cylinder, wypierając spaliny przez zawory wylotowe. Jednocześnie realizowane jest wtedy oczyszczanie i napełnianie cylindra. Podczas tego procesu część dopływającego powietrza wypływa razem ze spalinami. Przy powrotnym ruchu tłoka od DZP, zawory wylotowe najczęściej zamykają się jednocześnie z zakryciem okien przepłukujących (punkty „zw” i „zd” na rys. 5.1b). W chwili zamknięcia okien przepłukujących ciśnienie w cylindrze przewyŜsza ciśnienie atmosferyczne o wartość zaleŜną od ciśnienia wytwarzanego przez pompę przepłukującą. Zaczynając od punktu „zw” następuje spręŜanie ładunku i dalszy przebieg procesu spręŜania, spalania i rozpręŜania, który podobny jest do tych procesów zachodzących w silnikach czterosuwowych. Objętość cylindra odpowiadająca części suwu tłoka w czasie której zachodzi wymiana gazów nazywamy objętością traconą Vt . SpręŜanie świeŜego ładunku zachodzi przy zmianie objętości o wielkości Vs ' , którą nazywamy rzeczywistą objętością skokową cylindra Vs ' = Vs − Vt . Stosunek ψ = Vt nazywamy częścią objętości skokowej Vs cylindra traconej na wymianę gazów, zaleŜnej od sposobu przepłukania i wynosi on ψ = 0,10 ÷ 0,25 . W silniku dwusuwowym wyróŜnia się dwa stopnie spręŜania, to jest geometryczny stopień spręŜania ε = Vs + Vc Vc V '+ V i rzeczywisty stopień spręŜania ε' = s c , między którymi istnieje Vc związek: ε' = ε−ψ . 1− ψ W związku ze stratą części objętości skokowej cylindra, moc silnika dwusuwowego przy takiej samej dawce paliwa na cykl pracy silnika i przy takiej samej prędkości obrotowej wału korbowego nie jest dwukrotnie większa niŜ silniku czterosuwowym, a w przybliŜeniu jest ona większa tylko ok. 1,5 ÷ 1,7 raza. Strona 115 ROZDZIAŁ 5 5.2. Procesy wymiany czynnika roboczego Od ilości i składu świeŜego ładunku cylindra w duŜym stopniu zaleŜy moc rozwijana przez silnik. Ilość ładunku doprowadzonego do cylindra w czasie procesu napełniania zaleŜy od tego, na ile dobrze oczyszczony jest cylinder z resztek spalin w czasie procesu wylotu zrealizowanym podczas poprzedniego cyklu pracy. Tak, więc proces wylotu spalin i napełnianie cylindra są ze sobą silnie związane. Ponadto utrzymywany podczas dolotu kierunek ruchu ładunku w cylindrze silnika za pomocą specjalnego ukształtowania i usytuowania kanałów w głowicy, często stanowi jeden z podstawowych czynników towarzyszących poprawie napełniania cylindra i jest związany z procesem tworzenia mieszanki palnej przed jej napływem do cylindra silnika. 5.2.1. Proces wylotu spalin Proces wylotu spalin rozpoczyna się w końcowej fazie rozpręŜania około 40 ÷ 70 °OWK przed dojściem tłoka do DZP (punkt „ow” na rys 5.2a). W tym czasie ciśnienie w cylindrze p ≈ 0,4 ÷ 0,6 MPa. W układzie wylotowym silnika na skutek oporów przepływu przez przewody wylotowe i tłumik, ciśnienie w nim panujące wynosi p w = 0,105 ÷ 0,12 MPa. Dlatego wylot spalin zachodzi przy nadkrytycznej róŜnicy ciśnienia βkr < pw , to znaczy z dźwiękową prędkością przepływu przez przekrój p przelotowy zaworu wylotowego (500÷700 m ). W wyniku szybkiego s zmniejszania ilości gazów w cylindrze i ich rozpręŜania ciśnienie w nim maleje, stosunek pw p wzrasta i przy β kr > w prędkość wypływu z cyp p lindra staje się mniejsza od lokalnej prędkości dźwięku, tzn. przepływ staje się podkrytycznym. Strona 116 RZECZYWISTE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH Rys. 5.2. Wykresy indykatorowe procesów wymiany czynnika roboczego w cylindrze silnika czterosuwowego: a) silnik wolnossący, b) z doładowaniem za pomocą spręŜarki mechanicznej, c) silnik turbodoładowany przy pd < pw, d) silnik turbodoładowany pd > pw Pierwszy okres wylotu spalin nazywamy okresem swobodnego wylotu. Okres ten kończy się w pobliŜu DZP. W okresie swobodnego wylotu spalin z cylindra wypływa ok. 60 ÷ 70 % spalin. W drugim okresie wylotu spalin w czasie, gdy tłok porusza się od DZP do GZP, wylot spalin następuje pod działaniem tłoka. Zmiany ciśnienia w cylindrze i układzie Strona 117 ROZDZIAŁ 5 wylotowym powodują tworzenie się fal ciśnienia. Fale te rozprzestrzeniają się do otwartego końca przewodu gdzie następuje ich odbicie i oddawanie przez nie części energii do otoczenia. Podczas przemieszczania się fal wzdłuŜ przewodu i ich odbić na końcach przewodu zachodzi ich tłumienie związane z dyssypacja energii. Chwilę początku wylotu spalin dobiera się tak, aby zapewnić dobre oczyszczanie cylindra przy moŜliwie niewielkich stratach energii na realizację tego procesu. Jeśli zawór wylotowy otwiera się zbyt wcześnie, to rosną straty pracy uŜytecznej gazów w cylindrze. Gdy zaś zawory otwierają się zbyt późno, to wzrasta praca wytłaczania spalin podczas ruchu tłoka od DZP do GZP. 5.2.2. Wymiana gazów w okresie współotwarcia zaworów Badania eksperymentalne wykazały, Ŝe w celu zapewnienia dobrej wymiany czynnika roboczego w cylindrze zawór dolotowy powinien otwierać się około 10 ÷ 30 °OWK przed GZP, a zawór wylotowy powinien zamykać się około 10 ÷ 50 °OWK za GZP. Okres, kiedy równocześnie oba zawory są otwarte nazywamy okresem współotwarcia zaworów. W czasie tego okresu, w zaleŜności od stosunku wartości ciśnienia w cylindrze p do ciśnienia w króćcu dolotowym pd lub wylotowym pw gazy mogą przepływać w róŜnych kierunkach. W przypadku, gdy p < pd i pw < p przez zawór dolotowy napływa do cylindra świeŜy ładunek, a przez zawór wylotowy wypływają spaliny. Taką wymianę gazów nazywamy przepłukiwaniem cylindra. Najbardziej typowy przypadek odwrotnego przepływu gazów ma miejsce na przykład w silniku o zapłonie iskrowym pracującym w warunkach biegu luzem. W warunkach tych pw > 2 i dlatego w takich warunkach przez zawór wylotowy powracają pd spaliny do cylindra, a przez zawór dolotowy następuje wypływ gazów z cylindra do układu dolotowego. 5.2.3. Proces napełniania cylindra Na rys. 5.3. przedstawiono zmianę ciśnienia p w cylindrze i układzie dolotowym pd podczas procesu napełniania czterosuwowego silnika o zapłonie samoczynnym. Strona 118 RZECZYWISTE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH Rysunek 5.3. Zmiana ciśnienia w cylindrze p i w układzie dolotowym pd podczas procesu napełniania tłokowego czterosuwowego silnika spalinowego (αd– faza dolotu). Z wykresów (rys. 5.3.) wynika, Ŝe zaraz po rozpoczęciu otwierania zaworu dolotowego, ciśnienie w cylindrze i przed zaworem wyrównuje się (punkt A) i od punktu A rozpoczyna się napływ do cylindra, poniewaŜ przy dalszym ruchu tłoka p < pd, przy czym róŜnica ciśnień pd – p od której zaleŜy prędkość napływu ładunku przez zawór nie jest stała. Ilość napływającego ładunku do cylindra w czasie tego procesu zaleŜy od całkowitego oporu hydraulicznego układu dolotowego i ciśnienia w cylindrze p. Przy średniej i duŜej prędkości obrotowej wału korbowego, strumień powietrza (lub mieszanki palnej) przepływa w układzie z duŜą prędkością. W wyniku działania sił bezwładności strumienia i zjawisk falowych w układzie dolotowym ciśnienie przed zaworem wzrasta. Dlatego teŜ na początku procesu spręŜania, gdy pd > p napełnianie cylindra trwa dalej. Proces taki nazywamy doładowaniem cylindra. Doładowanie cylindra kończy się w punkcie B. Po to aby mógł zajść proces doładowania, zawór dolotowy zamyka się około 35 ÷ 85 °OWK za DZP tłoka. Ze względu na to, Ŝe temperatura powierzchni przewodu dolotowego, kanału w głowicy i ścianek cylindra oraz resztek spalin jest wyŜsza od temperatury świeŜego ładunku, zatem ulega on podgrzaniu, co powoduje Strona 119 ROZDZIAŁ 5 zmniejszenie jego gęstości, a zatem i zmniejszenie stopnia napełnienia cylindra. 5.2.4. Wpływ róŜnych czynników na stopień napełnienia cylindra Wartość stopnia napełnienia cylindra ηv zaleŜy od wielu często wzajemnie od siebie zaleŜnych wielkości. W związku z tym, przy ocenie wpływu takiego czy innego czynnika na wartość ηv naleŜy uwzględniać oddziaływanie tego czynnika na wszystkie zaleŜne od niego wielkości wpływające na wartość ηv. DuŜy wpływ na wielkość ηv wykazują opory hydrauliczne układu dolotowego. Im większy jest spadek ciśnienia w tym układzie tym mniejsza jest wartość stopnia napełnienia cylindra ηv. Opory hydrauliczne układu dolotowego w pierwszej kolejności zaleŜą od oporu zaworu dolotowego, istnienia lokalnych przewęŜeń przekrojów i chropowatości powierzchni kanałów. Ze względu na istotny wpływ wartości ciśnienia końca procesu napełniania pa na wartość ηv dąŜy się do zwiększenia średnicy zaworu dolotowego i wykonania go nieco większym w porównaniu z zaworem wylotowym. Dobre wyniki uzyskuje się stosując w silnikach cztery zawory, tzn. dwa zawory dolotowe i dwa zawory wylotowe w kaŜdym z cylindrów. W celu wytworzenia intensywnego ruchu wirowego ładunku w cylindrze stosuje się specjalne kształty i przewęŜenia kanałów dolotowych w głowicy. Podczas eksploatacji silników nie moŜna dopuszczać do znacznego zanieczyszczenia filtra powietrza, nadmiernych luzów w napędzie zaworów oraz zuŜycia krzywek wałka rozrządu, poniewaŜ powoduje to zwiększenie oporów przepływu i pogorszenie wskaźników pracy silnika. Dlatego obecnie w silniku dokonywane jest automatyczne sprawdzanie i regulacja luzów na zaworach, poniewaŜ zwiększenie tych luzów powoduje zmniejszenie ηv i mocy silnika. Na rys. 5.4. przestawiono ηv = f(n) dla silników o zapłonie samoczynnym i zapłonie wymuszonym. Z rys. 5.4. wynika, Ŝe charakter zaleŜności ηv = f(n) dla obu typów silników jest podobny i określany oddziaływaniem następujących czynników. Po pierwsze przy zwiększaniu prędkości obrotowej wału korbowego, wzrastają opory przepływu i następuje odpowiedni spadek ciśnienia. Po drugie w zakresie niskiej prędkości obrotowej w czasie opóźnienia zamknięcia zaworu dolotowego moŜe nastęStrona 120 RZECZYWISTE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH pować wypływ ładunku z cylindra do układu dolotowego, co powoduje zmniejszenie ηv. Rysunek 5.4. ZaleŜność stopnia napełniania cylindra od prędkości obrotowej wału korbowego przy pracy silnika według zewnętrznej charakterystyki prędkościowej: 1 – silnik o ZS, 2 – silnik o ZI Na rys. 5.5. pokazano zaleŜność stopnia napełnienia cylindra ηv od obciąŜenia silnika o zapłonie samoczynnym i silnika o zapłonie iskrowym. Z rysunku wynika, Ŝe zaleŜności ηv = f(n) dla obu tych silników mają róŜny charakter, co jest skutkiem zasadniczo róŜnych sposobów regulacji mocy silnika o zapłonie samoczynnym i silnika o zewnętrznym sposobie tworzenia mieszanki palnej. W silniku o ZS w celu zwiększenia mocy, do cylindra wtryskuje się większą ilość paliwa, co powoduje wzrost temperatury elementów silnika, a zatem większe podgrzanie świeŜego ładunku w układzie dolotowym i w cylindrze. Powoduje to, Ŝe ηv nieco maleje ze wzrostem obciąŜenia silnika. Dotyczy to szczególnie wolnossących silników o zapłonie samoczynnym. Dławienie przepływu mieszanki palnej istniejące w silniku o zewnętrznym sposobie tworzenia mieszanki palnej, przy zmniejszaniu obciąŜenia powoduje zmniejszenie ciśnienia w układzie dolotowym i w cylindrze oraz zwiększenie podgrzania świeŜego ładunku. Dławienie to powoduje małą zmianę liczby moli resztek spalin, podczas gdy ilość moli świeŜej mieszanki palnej maleje, a zatem ma miejsce znaczny wzrost współczynnika resztek spalin. W związku z tym zmniejszenie obciąŜenia sinika o zapłonie iskrowym związane jest ze zmniejszeniem wartości stopnia napełnienia cylindra ηv. Strona 121 ROZDZIAŁ 5 Rys. 5.5. ZaleŜność stopnia napełnienia cylindra od obciąŜenia silnika wg [3]: 1 – czterosuwowy silnik o zapłonie samoczynnym, przy n = 1050 obr/min, 2 – czterosuwowy silnik o zapłonie iskrowym, przy n = 2000 obr/min. 5.3. Mieszanka palna w tłokowych silnikach spalinowych Procesem tworzenia mieszanki palnej nazywamy proces wymieszania się reagentów zapewniających odpowiednią ilość kontaktów cząstek paliwa z tlenem, potrzebną do rozpoczęcia i rozwoju reakcji utleniania paliwa. W teorii tłokowych silników spalinowych rozróŜnia się dwa sposoby tworzenia mieszanki palnej, to jest: Strona 122 • Wewnętrzny sposób tworzenia mieszanki palnej, realizowany w silnikach o zapłonie samoczynnym w których do doprowadzonego do cylindra utleniacza (powietrza), a następnie spręŜonego podczas procesu spręŜania następuje wtrysk paliwa i proces tworzenia mieszanki palnej odbywa się we wnętrzu cylindra. • Zewnętrzny sposób tworzenia mieszanki palnej, odbywający się poza objętością cylindra tj. w gaźniku lub mieszalniku RZECZYWISTE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH (silniki zasilane gazem) do cylindra doprowadzona jest juŜ wstępnie przygotowana mieszanka. Ten sposób realizacji procesu tworzenia mieszanki palnej stosowany jest w silnikach z jej zapłonem wymuszonym np. od przeskoku iskry na świecy zapłonowej. Zupełność i całkowitość procesu spalania oraz jego szybkość zaleŜą od współczynnika nadmiaru powietrza, jednorodność mieszanki palnej i jej prędkości oraz miejsca i czasu jej tworzenia. Jednorodną mieszanką palną nazywamy mieszankę, w której kaŜdą cząstkę palia otacza jednakowa ilość cząstek tlenu, azotu i innych składników. W tłokowych silnikach spalinowych występuje takŜe dwufazowa lub tzw. heterogeniczna mieszanka palna, która charakteryzuje się tym, Ŝe tworzące ją składniki znajdują się w róŜnych stanach skupienia. Na przykład utleniacz w postaci gazu, a paliwo w stanie ciekłym w postaci kropel lub warstewek przyściennych. Mieszanka ta jest zawsze mieszanką niejednorodną. Mieszanie się składników mieszanki zachodzi na skutek molekularnej dyfuzji np. jednego gazu do drugiego poprzez umowną rozdzielającą je powierzchnię. We współczesnych silnikach spalinowych proces tworzenia mieszanki palnej zachodzi w czasie 0,0005 ÷0,05 s. Intensyfikację tego procesu uzyskuje się przez wzrost temperatury składników, zwiększenie powierzchni mieszania się np.: przez podział strugi paliwa na oddzielne strumienie, czy teŜ przez organizację turbulentnej dyfuzji towarzyszącej przejściu jednego ośrodka do drugiego. Do poprawy procesu tworzenia mieszanki palnej wykorzystuje się takŜe zawirowanie powietrza wywołane w czasie procesu napełniania cylindra oraz stosuje się rozpylacze wielootworowe czy teŜ zapewnia się dopływ powietrza do cylindra pod ciśnieniem zapewniającym jego napływ nadkrytyczny. Tworzenie mieszanki palnej z powietrza i łatwoparujących paliw utrudniony jest róŜnym stanem ich składników. Dyfuzyjny proces mieszania się składników powinien zachodzić po odparowaniu paliwa. W silniku spalinowych, w przypadku gdy paliwo odparuje całkowicie, to stosunek objętości powietrza do objętości par paliwa, dla metanu wynosi co najmniej 5,8 zaś dla benzyny jest równy ok. 65. Przyspieszenie parowania paliwa uzyskuje się przez jego rozpylenie. Zwiększa to setki razy powierzchnię parowania. Średnice kropel przy rozpyleniu paliwa wynoszą ok. 20 ÷ 300 µm. Parowanie kropel paliwa powoduje spadek temperatury i zmniejsza ciśnienie nasycenia par paliwa. Na odcinku od wtryskiwacza do wnętrza cylindra powinno odparować ok. 60 ÷ 80 % wtryskiwanego paliwa. RóŜne warunki parowania Strona 123 ROZDZIAŁ 5 paliwa w cylindrach silnika powoduje nierównomierność paliwa w poszczególnych cylindrach zarówno tak co do ilości jak i jego składu (frakcji paliwa) wynoszącą 5 ÷ 15 %. Tworzenie mieszanki palnej w silnikach o zapłonie samoczynnym cechuje to, Ŝe jest tu słaba odparowalność paliwa, co powoduje wydłuŜenie się procesu odparowywania paliwa na proces spalania oraz nierównomierny rozkład paliwa w objętości przestrzeni spalania. Kąt wyprzedzenia wtrysku we współczesnych silnikach spalinowych wynosi 10 ÷ 30 °OWK przed GZP, zaś czas trwania wtrysku wynosi 12 ÷ 40 °OWK. W celu zapewnienia dobrego rozpylenia paliwa ciśnienie wtrysku nie powinno być mniejsze niŜ 7,5 MPa dla dzielonych komór spalania i nie mniejsze niŜ 25 MPa dla zwartych komór spalania. Ciśnienie to moŜe dochodzić do 300 MPa. W czasie wpadania strugi paliwa do spręŜonego powietrza, w cylindrze zachodzi wzajemne oddziaływanie sił napięcia powierzchniowego na powierzchni strugi i sił aerodynamicznych od strony ładunku powietrznego. Pod wpływem tych sił następuje rozpad strugi na róŜne kształty i objętości a dalej na krople o kształcie kulistym. Krople te ulegają zmniejszeniu na skutek ich parowaniu oraz ulegają dalszemu rozpadowi. W silnikach gazowych stosowany jest przede wszystkim zewnętrzny sposób tworzenia mieszanki palnej, przy temperaturze T = 250 ÷ 300 K i przy prędkości powietrza 25 ÷ 150 m/s. Realizowany jest on w mieszalnikach usytuowanych w układzie dolotowym silnika. Nie stosuje się tu podgrzewania gazu palnego i powietrza, poniewaŜ powoduje to zmniejszenie stopnia napełnienia cylindra i moŜe prowadzić do spalania stukowego. 5.3.1. Wtrysk paliwa i jego charakterystyki Aby zapewnić efektywny przebieg cykli pracy silnika, doprowadzenie do niego paliwa powinno spełniać następujące wymagania: 1. Wtrysk paliwa naleŜy realizować w wyraźnie określonych fazach cyklu. Wtrysk ten charakteryzuje kąt wyprzedzenia wtrysku i jego koniec. Kąty te zaleŜą od czasu trwania i przebiegu wtrysku. Powinny one zapewniać najlepsze wykorzystanie ciepła wydzielającego się podczas spalania. NaleŜy zaznaczyć, Ŝe nie zawsze udaje się zapewnić optymalne fazy wtrysku dla wszystkich moŜliwych warunków pracy silnika. Strona 124 RZECZYWISTE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH 2. Podczas procesu wtrysku naleŜy zapewnić wymaganą, jakość rozpylenia i rozkładu paliwa w komorze spalania. Uwarunkowane jest to zapewnieniem szybkich przebiegów takich fizycznych i chemicznych procesów jak: nagrzewanie kropel, parowanie, mieszanie, utlenianie i innych. 3. Przebieg zmiany masowego lub objętościowego wydatku paliwa podczas procesu wtrysku powinien zapewniać wymagane charakterystyki procesu wtrysku paliwa. 4. Wielkość wtryskiwanej dawki paliwa przypadającej na cykl pracy silnika powinna odpowiadać prędkościowym i obciąŜeniowym warunkom pracy silnika, przy czym naleŜy zapewnić identyczność przebiegów doprowadzania paliwa dla wszystkich cykli pracy i dla wszystkich jego cylindrów. Do oceny parametrów wtrysku i wyznaczenia ilości paliwa doprowadzonego za pomocą rozpylacza stosuje się róŜniczkowe i całkowe charakterystyki wtrysku paliwa. RóŜniczkową charakterystykę wtrysku sporządza się w znaleźności od kąta obrotu wału korbowego (rys. 5.6. krzywa 1). Całkowa charakterystyka wtrysku przedstawia ilość doprowadzonego paliwa za pomocą rozpylacza od początku wtrysku do dowolnej chwili wtrysku. Objętość paliwa wtryśniętego do cylindra wyraŜa zaleŜność: α Vwt = dVwt dα dα α pwt ∫ (5.1) Graficznie, wielkość Vwt przedstawiono, jako zakreskowaną płaszczyznę na rys. 5.6. oraz krzywą 2, której wartości na osi rzędnych odpowiadają objętości Vwt paliwa wtryśniętego do cylindra. Przy znanej gęstości paliwa ρpal masową dawkę paliwa przypadającą na cykl pracy silnika oblicza się ze wzoru: ρ c = ρ pal ⋅ Vwt (5.2) Znajomość charakterystyk wtrysku pozwala wyznaczyć nie tylko ilość wtryskiwanego paliwa, ale takŜe rzeczywiste fazy i czas trwania wtrysku. Ponadto, jeśli znane są wymiary otworków rozpylających, to w oparciu o wzory znane w hydraulice moŜna obliczyć prędkości wpływu i róŜnice ciśnień określające te prędkości, jak równieŜ energię kinetyczną wtryskiwanej strugi paliwa. Przy realizacji takich obliczeń proces wtrysku rozdziela się na szereg odcinków, dla których wypływ paliwa z rozpylacza traktuje się jako quasi-stacjonarny, a wszystkie parametry Strona 125 ROZDZIAŁ 5 wykorzystywane w obliczeniach są uśredniane. Wtrysk paliwa moŜna realizować przy zastosowaniu klasycznych układów wtryskowych wyposaŜonych w tłoczkowe pompy wtryskowe lub pompy rotacyjne. Rysunek 5.6. RóŜniczkowa (1) i całkowa (2) charakterystyka wtrysku paliwa αpwt, αkwt, αwt – odpowiednio początek, koniec i czas trwania wtrysku, αww – kąt wyprzedzenia wtrysku paliwa NaleŜy zaznaczyć, Ŝe mieszanka palna tworzona w cylindrze silnika o zapłonie samoczynnym nie jest homogeniczna, co sprawia, Ŝe nawet przy duŜym nadmiarze powietrza w komorze spalania istnieją obszary, w których występuje niedobór tlenu. Powoduje to, Ŝe węgiel nie zostaje całkowicie spalony i skupiska jego atomów stanowią zarodki powstawania cząstek stałych. Aby w spalinach nie było cząstek stałych naleŜałoby wydłuŜyć okres opóźnienia samozapłonu. Jednak wówczas proces spalania w cylindrze stawałby się bardziej gwałtowny, co powodowałoby duŜe szybkości narastania ciśnień i temperatur oraz ich maksymalne wartości, praca sinika byłaby hałaśliwa, większa byłaby emisja tlenków Strona 126 RZECZYWISTE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH azotu ze spalinami oraz większe by były obciąŜenia cieplne i mechaniczne elementów silnika. Aby uniknąć wyŜej wskazanych, często przeciwstawnych problemów we współczesnych silnikach spalinowych stosuje się następujące środki techniczne [3]: • wieloetapowy, wysokociśnieniowy wtrysk paliwa, • intensywne zawirowanie powietrza, • skrócenie czasu trwania wtrysku paliwa, • wtrysk przedwtrysków i powtrysków, • technikę czterozaworową, • turbodoładowanie, zasobnikowy i pompowtryskiwacze. system Common-Rail Zastosowanie układów wtryskowych Common-Rail (CR) i elektronicznie sterownych wtryskiwaczy umoŜliwiających uzyskanie wysokich ciśnień wtrysku, przekraczających 200 MPa i pozwalających na kształtowanie przebiegu wtrysku paliwa stwarza moŜliwości sterowania przebiegiem procesu spalania oraz umoŜliwia stosowanie pokładowych systemów diagnostycznych OBD. Na rys. 5.7. przedstawiono róŜne strategie podziału dawki wtryskiwanego paliwa we współczesnych silnikach spalinowych. Oznaczony cyfrą 1 sposób wtrysku paliwa w czasie, którego dawka pilotująca znacznie wyprzedza wtrysk dawki głównej, stosowany jest we wszystkich układach wtryskowych CR. Objętość dawki pilotującej jest w zakresie od 1 do 1,5 mm3. Taki sposób wtrysku powoduje skrócenie okresu opóźnienia samozapłonu dawki głównej, co powoduje zmniejszenie szybkości narastania ciśnienia, a zatem i hałasu emitowanego przez proces spalania. Pilotująca dawka paliwa (przedwtrysk) stosowana jest przy prędkościach obrotowych wału korbowego silnika mniejszych niŜ 3500 obr/min. Wtrysk realizowany według sposobu oznaczonego cyfrą 2 charakteryzuje znaczne zmniejszenie emisji szkodliwych składników ze spalinami. Wtrysk ten moŜna zastosować tylko przy stosowaniu wtryskiwaczy piezokwarcowych. Zastosowanie wtrysku z dwoma przedwtryskami oznaczony cyfrą 3 wymaga takiego podziału dawki pilotującej na dwie małe części, aby ich suma nie przekraczała objętości pojedynczego przedwtrysku. Taki wtrysk paliwa obecnie moŜe być zrealizowany za pomocą wtryskiwacza piezoelektrycznego. Strona 127 ROZDZIAŁ 5 Rysunek 5.7. RóŜne sposoby realizacji wieloetapowego wtrysku paliwa do cylindra, wg [3] Wtrysk paliwa z dawka pilotującą, dawką główną i powtryskiem, oznaczony cyfrą 4 na rys. 5.7. umoŜliwia zmniejszenie emisji cząstek stałych nawet o 40%, a przy jednoczesnym zastosowaniu wysokiego, dochodzącego do 60% stopnia recyrkulacji spalin pozwala na obniŜenie emisji tlenków azotu. Taki wtrysk jest niezbędny do okresowej regeneracji filtra cząstek stałych. Powtrysk paliwa realizowany w czasie suwu wylotu spalin powoduje, Ŝe paliwo nie spala się w komorze spalania, a tylko odparowywuje. Spalanie paliwa zawartego w powtrysku zachodzi w reaktorze utleniającym lub filtrze cząstek stałych, co powoduje dopalenie cząstek stałych powstałych w czasie podstawowego procesu spalania w cylindrze. Taki wtrysk paliwa stosowany jest w silnikach wyposaŜonych w układy wylotowe z katalitycznymi reaktorami redukującymi tlenki azotu. Na przykład budowa redukujących reaktorów katalitycznych typu DeNOx zapewnia, Ŝe odparowane cząstki węglowodorów pochodzące z powtrysku reagują z tlenkami azotu dając w wyniku tych reakcji gazy nietoksyczne. NaleŜy tu jeszcze zaznaczyć, Ŝe pewna część odparowanego paliwa, dzięki recyrkulacji wraca do cylindra i moŜe w nim spełniać rolę wczesnego przedwtrysku. Wtrysk o zmiennym sposobie podziału wtryskiwanej dawki paliwa oznaczony na rys. 5.7 cyfrą 5 moŜe być realizowany tylko przy zastosowaniu systemu wtrysku CR i wtryskiwaczy piezoelektrycznych. Sposób podziału wtryskiwanej dawki paliwa zaleŜy od chwilowych warunków pracy silnika, przez co moŜna uzyskać zmniejszenie emisji szkodliwych składników spalin i hałasu. Oddziaływanie poszczególnych części dawek paliwa na parametry pracy silnika przedstawiono na rys. 5.8. Strona 128 RZECZYWISTE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH Rysunek 5.8. Wpływ poszczególnych części podzielonej dawki paliwa na parametry pracy silnika, wg [3] Obowiązujące obecnie przepisy normatywne dotyczące ograniczenia emisji szkodliwych składników spalin powodują, Ŝe nawet bardzo małe odstępstwa od zadanego przebiegu procesu wtrysku paliwa w nowoczesnych silnikach wpływają na istotne pogorszenie ich właściwości emisyjnych i zwiększenie hałasu ich pracy. Dlatego teŜ konieczne jest wprowadzenie algorytmów adaptujących regulację przebiegu procesu wtrysku paliwa w zaleŜności od celu, zakresu i sposobu adaptacji. 5.3.2. Struga i parametry charakteryzujące jakość rozpylenia wtryskiwanego paliwa Podczas wtrysku paliwa z otworków rozpylacza wtryskiwacza wypływa struga paliwa będąca zbiorem poruszających się kropel. Strugę rozpylonego paliwa (rys. 5.9) charakteryzuje się następującymi wymiarami geometrycznymi: długość strugi paliwa Lstr, szerokość strugi Bstr i kąt rozwarcia stoŜka strugi γstr. Rozwój strugi paliwa ocenia się takŜe prędkością przemieszczania się czoła strugi Wstr. Budowa strugi rozpylonego paliwa, które odparowywuje, zmienia się w sposób ciągły w czasie trwania wtrysku. W miarę przemieszczania się kropel, ich trajektorie odchylają się od osi strugi, Strona 129 ROZDZIAŁ 5 a ponadto ruch kropel paliwa powoduje podsysanie gazów otaczających strugę. Rysunek 5.9. Schemat strugi rozpylonego paliwa, wg [3]: 1 – rozkład koncentracji paliwa, 2 – rozkład prędkości kropel paliwa w poprzecznym przekroju strugi, 3 – otoczka strugi, 4 – jądro strugi, γstr - kąt rozwarcia stoŜka strugi, Lstr – zasięg strugi, Bstr - szerokość strugi W czasie tworzenia się strugi wtryskiwanego paliwa moŜe wystąpić jego samozapłon, który spowoduje lokalne wydzielanie ciepła i tworzenie się wysokotemperaturowych produktów spalania o lokalnie podwyŜszonym ciśnieniu. Powoduje to zmiany struktury i rozpad strugi paliwa, przyśpieszenie ogrzania i odparowania kropel paliwa. Jakość rozpylenia paliwa ocenia się średniostatystyczną średnicą kropli. RozróŜnia się: • średnioobjętościową średnicę kropli, która ocenia średni wymiar i masę kropli: dV = • ni 3 i (5.3) średniopowierzchniową średnicę kropli, która jest średnim arytmetycznym stosunkiem objętości kropel do ich powierzchni: dS = Strona 130 ∑d ∑d ∑d 3 i 2 i (5.4) RZECZYWISTE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH Dla jednorodnego rozpylenia obie średnice obliczone według wzoru (5.3) i (5.4) są sobie równe. Jeśli przy zakończeniu wtrysku paliwa, spadek ciśnienia następuje szybko to wówczas tworzenie się kropel o duŜej średnicy zachodzi wolno, a jeśli spadek tego ciśnienia następuje wolno, to ilość kropel o duŜej objętości wzrasta, a to prowadzi do pojawienia się dymu w spalinach. Przebieg procesu spalania w silniku zaleŜy od jakości rozpylenia wtryskiwanego paliwa. Związek tych zjawisk wyjaśnia się wykorzystując do tego charakterystyki rozpylenia paliwa, z których największe zastosowanie ma tzw. charakterystyka sumarycznej krzywej rozkładu objętości kropel Ω, których średnica nie przekracza pewnej średnicy di. Krzywa ta przedstawia stosunek objętości kropel o średnicy 0 ≤ d ≤ di do objętości wszystkich kropel i jest ona obrazem równania Rossina-Rammlera: Ω = 1− e d − do n (5.5) gdzie: do – stała określająca wymiarową charakterystykę rozkładu kropel d = do przy której Ω = 1 – e-1 = 0,632, n - stała określająca charakterystykę równomierności rozkładu. Wykresy sumarycznych charakterystyk rozpylenia paliwa przedstawiono na rys. 5.10. Im krzywa 1 połoŜona jest bliŜej osi odciętych tym rozpylenie jest drobniejsze, natomiast jeśli jest ona bardziej stroma, tym rozpylenie jest bardziej jednorodne. Strona 131 ROZDZIAŁ 5 Rysunek 5.10. Sumaryczna krzywa rozpylania (1) i krzywa rozkładu względnych objętości kropel od ich średnic dk (2) (na osi rzędnej moŜna odkładać względną masę kropel), wg [3] 5.3.3. Komory spalania silników o zapłonie samoczynnym Komory spalania stosowane w silnikach o zapłonie samoczynnym dzielimy na: • zwarte komory spalania, • dzielone komory spalania, • półdzielone komory spalania. W przypadku stosowania zwartych komór spalania dąŜy się do zapewnienia objętościowego sposobu tworzenia mieszanki palnej. Współczynnik nadmiaru powietrza mieszanek w nich spalanych λ = 1,4 ÷ 2,2, naStrona 132 RZECZYWISTE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH tomiast maksymalne ciśnienie wtrysku paliwa wynosi od pw = 20 MPa do pw = 250 MPa. W celu poprawy rozkładu kropel w objętości komory spalania wykorzystuje się tu zawirowanie czynnika roboczego względem osi cylindra, które jest prostopadłe do strug wtryskiwanego paliwa. Zawirowanie to uzyskuje się przez stosowanie specjalnie ukształtowanych kanałów dolotowych wywołujących zawirowanie czynnika roboczego podczas procesu napełniania cylindra, lub teŜ stosowanie innych rozwiązań technicznych. Intensywność zawirowania ładunku w cylindrze definiuje zaleŜność: H= ω1 n 1 = ω n (5.6) gdzie: ω1 - prędkość kątowa wiru, ω - prędkość kątowa wału korbowego silnika. Znając okres trwania wtrysku paliwa αwtr wyraŜony w °OWK oraz ilość otworków rozpylacza „z” moŜna wyznaczyć związek między tymi wielkościami, a wielkością stopnia zawirowania ładunku w cylindrze, która nie spowoduje zlewania się strug wtryskiwanego paliwa w cylindrze. Kąt między strugami wtryskiwanego paliwa Ψ jest: Ψ= 360 z Czas trwania procesu wtrysku paliwa jest: t= α wtr 30α wtr = ω π⋅n W tym czasie wir w cylindrze powinien obrócić się o kąt Ψ, to znaczy: Ψ= α wtr πn 360 = ω1t = 1 ⋅ t z 30 πn = ωt = ⋅t 30 (5.7) Z układu równań (5.7) wynika, Ŝe: Strona 133 ROZDZIAŁ 5 πn 1 360 t= 30 z πn t = α wtr 30 (5.8) Dzieląc równania (5.8) stronami otrzymuje się: H= n1 360 = n z ⋅ α wtr (5.9) Dla silników czterosuwowych wartość zawirowania moŜe być: H = 8 ÷ 18. 5.3.3.1. Dzielone komory spalania Dzielone komory spalania składają się z dwóch przestrzeni, to jest przestrzeni nadtłokowej i oddzielnej przestrzeni połączonej z tą przestrzenią jednym lub kilkoma kanałami o niewielkim przekroju przelotowym. W czasie procesu spręŜania następuje napełnianie świeŜym powietrzem oddzielnej przestrzeni (komory, wnęki) połączonej kanałami z przestrzenią nadtłokową. Napełnianie to powoduje wytwarzanie we wnękach duŜego zawirowania i duŜej turbulencji sprzyjających procesowi tworzenia mieszanki palnej. Jakość tworzonej w ten sposób mieszanki palnej mało zaleŜy od ilości i prędkości wtryskiwanego paliwa. Wadą tych komór jest zbyt wysoka ich temperatura (1050 K), ze względu na mniej intensywne chłodzenie. Silniki z takimi komorami spalania dobrze pracują przy zasilaniu ich róŜnymi gatunkami paliw i przy mniejszych wartościach współczynnika nadmiaru powietrza λ oraz mniejszych wartościach ciśnienia wtrysku. Ponadto są one mniej czułe na zmianę warunków pracy silnika. Kuliste komory wirowe usytuowane są w głowicy silnika i z komorą nadtłokową połączone są jednym do trzech kanałami cylindrycznymi. Zapewnia to tworzenie zorganizowanego wiru w komorze spalania, dzięki czemu moŜliwa jest praca silnika przy małych wartościach λ = 1,15 ÷1,4. Prędkość przepływu w kanale łączącym obie komory dochodzi do 200 m/s, zaś stopień zawirowania H = 20 ÷ 40. Komory te stosuje się w silnikach o średnicy cylindra Dc ≤ 150 mm. Strona 134 RZECZYWISTE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH 5.3.3.2. Półdzielone komory spalania Komory te opracowano w celu uniknięcia wad dzielonych komór spalania oraz w celu poprawy procesu tworzenia mieszanki palnej i jej spalania. Istotą tych komór spalania było zapewnienie opracowanego przez Mayera sposobu przyściennego tworzenia mieszanki palnej. Przy tym sposobie tworzenia mieszanki palnej około 90÷95 % paliwa wtryskiwane jest pod niewielkim kątem na ścianki komory spalania, zapewniając jego rozpływ. Wokół nagrzanej ścianki odbywa się zorganizowany ruch czynnika roboczego zapewniający intensywne odparowanie par paliwa z warstwy przyściennej. Samozapłon w tych komorach spalania następuje w objętości cylindra na skutek odparowania par paliwa ze strugi paliwa, gdzie temperatura ładunku cylindra jest wyŜsza od temperatury ścianek. Przy tym sposobie tworzenia mieszanki palnej proces spalania przebiega w zadawalający sposób juŜ przy λ = 1,3 i w dość szerokim zakresie prędkości i obciąŜeń silnika. Wadą czystego przyściennego sposobu tworzenia mieszanki palnej jest złoŜoność doskonalenia procesu roboczego silnika, słabe zdolności rozruchowe silnika, duŜa toksyczność i zadymienie spalin przy małych obciąŜeniach silnika. W celu uniknięcia tych wad, prowadzone są intensywne prace nad dopracowywaniem objętościowo-przyściennego sposobu tworzenia mieszanki palnej, przy którym na ściankę pada 40÷60 % paliwa. Wykorzystuje się tu wiry wytwarzane w wyniku wyporu czynnika roboczego oraz styczne wiry w cylindrze. 5.3.3. Komory spalania silników o zapłonie samoczynnym Komory spalania stosowane w silnikach o zapłonie samoczynnym dzielimy na: • zwarte komory spalania, • dzielone komory spalania, • półdzielone komory spalania. W przypadku stosowania zwartych komór spalania dąŜy się do zapewnienia objętościowego sposobu tworzenia mieszanki palnej. Współczynnik nadmiaru powietrza mieszanek w nich spalanych λ = 1,4 ÷ 2,2, natomiast maksymalne ciśnienie wtrysku paliwa wynosi od pw = 20 MPa do pw = 250 MPa. Strona 135 ROZDZIAŁ 5 W celu poprawy rozkładu kropel w objętości komory spalania wykorzystuje się tu zawirowanie czynnika roboczego względem osi cylindra, które jest prostopadłe do strug wtryskiwanego paliwa. Zawirowanie to uzyskuje się przez stosowanie specjalnie ukształtowanych kanałów dolotowych wywołujących zawirowanie czynnika roboczego podczas procesu napełniania cylindra, lub teŜ stosowanie innych rozwiązań technicznych. Intensywność zawirowania ładunku w cylindrze definiuje zaleŜność: H= ω1 n 1 = ω n (5.6) gdzie: ω1 - prędkość kątowa wiru, ω - prędkość kątowa wału korbowego silnika. Znając okres trwania wtrysku paliwa αwtr wyraŜony w °OWK oraz ilość otworków rozpylacza „z” moŜna wyznaczyć związek między tymi wielkościami, a wielkością stopnia zawirowania ładunku w cylindrze, która nie spowoduje zlewania się strug wtryskiwanego paliwa w cylindrze. Kąt między strugami wtryskiwanego paliwa Ψ jest: Ψ= 360 z Czas trwania procesu wtrysku paliwa jest: t= α wtr 30α wtr = ω π⋅n W tym czasie wir w cylindrze powinien obrócić się o kąt Ψ, to znaczy: Ψ= α wtr πn 360 = ω1t = 1 ⋅ t z 30 πn = ωt = ⋅t 30 Z układu równań (5.7) wynika, Ŝe: Strona 136 (5.7) RZECZYWISTE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH πn 1 360 t= 30 z πn t = α wtr 30 (5.8) Dzieląc równania (5.8) stronami otrzymuje się: H= n1 360 = n z ⋅ α wtr (5.9) Dla silników czterosuwowych wartość zawirowania moŜe być: H = 8 ÷ 18. 5.3.3.1. Dzielone komory spalania Dzielone komory spalania składają się z dwóch przestrzeni, to jest przestrzeni nadtłokowej i oddzielnej przestrzeni połączonej z tą przestrzenią jednym lub kilkoma kanałami o niewielkim przekroju przelotowym. W czasie procesu spręŜania następuje napełnianie świeŜym powietrzem oddzielnej przestrzeni (komory, wnęki) połączonej kanałami z przestrzenią nadtłokową. Napełnianie to powoduje wytwarzanie we wnękach duŜego zawirowania i duŜej turbulencji sprzyjających procesowi tworzenia mieszanki palnej. Jakość tworzonej w ten sposób mieszanki palnej mało zaleŜy od ilości i prędkości wtryskiwanego paliwa. Wadą tych komór jest zbyt wysoka ich temperatura (1050 K), ze względu na mniej intensywne chłodzenie. Silniki z takimi komorami spalania dobrze pracują przy zasilaniu ich róŜnymi gatunkami paliw i przy mniejszych wartościach współczynnika nadmiaru powietrza λ oraz mniejszych wartościach ciśnienia wtrysku. Ponadto są one mniej czułe na zmianę warunków pracy silnika. Kuliste komory wirowe usytuowane są w głowicy silnika i z komorą nadtłokową połączone są jednym do trzech kanałami cylindrycznymi. Zapewnia to tworzenie zorganizowanego wiru w komorze spalania, dzięki czemu moŜliwa jest praca silnika przy małych wartościach λ = 1,15 ÷1,4. Prędkość przepływu w kanale łączącym obie komory dochodzi do 200 m/s, zaś stopień zawirowania H = 20 ÷ 40. Komory te stosuje się w silnikach o średnicy cylindra Dc ≤ 150 mm. Strona 137 ROZDZIAŁ 5 5.3.3.2. Półdzielone komory spalania Komory te opracowano w celu uniknięcia wad dzielonych komór spalania oraz w celu poprawy procesu tworzenia mieszanki palnej i jej spalania. Istotą tych komór spalania było zapewnienie opracowanego przez Mayera sposobu przyściennego tworzenia mieszanki palnej. Przy tym sposobie tworzenia mieszanki palnej około 90÷95 % paliwa wtryskiwane jest pod niewielkim kątem na ścianki komory spalania, zapewniając jego rozpływ. Wokół nagrzanej ścianki odbywa się zorganizowany ruch czynnika roboczego zapewniający intensywne odparowanie par paliwa z warstwy przyściennej. Samozapłon w tych komorach spalania następuje w objętości cylindra na skutek odparowania par paliwa ze strugi paliwa, gdzie temperatura ładunku cylindra jest wyŜsza od temperatury ścianek. Przy tym sposobie tworzenia mieszanki palnej proces spalania przebiega w zadawalający sposób juŜ przy λ = 1,3 i w dość szerokim zakresie prędkości i obciąŜeń silnika. Wadą czystego przyściennego sposobu tworzenia mieszanki palnej jest złoŜoność doskonalenia procesu roboczego silnika, słabe zdolności rozruchowe silnika, duŜa toksyczność i zadymienie spalin przy małych obciąŜeniach silnika. W celu uniknięcia tych wad, prowadzone są intensywne prace nad dopracowywaniem objętościowo-przyściennego sposobu tworzenia mieszanki palnej, przy którym na ściankę pada 40÷60 % paliwa. Wykorzystuje się tu wiry wytwarzane w wyniku wyporu czynnika roboczego oraz styczne wiry w cylindrze. 5.4. Proces samozapłonu i spalania Proces spalania polega na utlenianiu palnych składników paliwa. Utlenianie jest procesem polegającym na przemieszczaniu elektronów z orbit atomów lub jonów ośrodka utlenianego (paliwa) na orbity atomów lub jonów utleniacza. Przemieszczanie tych elektronów wymaga doprowadzenia energii. N. N. Semenov w 1927 r. wskazał na moŜliwość zachodzenia reakcji łańcuchowych podczas utleniania węglowodorów. Rozwinięcie tej teorii stało się podstawą do wyjaśnienia procesów samozapłonu i spalania paliwa. Zgodnie z tą teorią utlenianie przebiega przez Strona 138 RZECZYWISTE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH kolejne, pośrednie reakcje tworzenia produktów przejściowych, powstających przy przejściu reagującego układu od stanu początkowego (wyjściowego) do stanu końcowego. Tymi przejściowymi produktami są: OH, H2, O2, oraz swobodne radykały: OH, CH, CH2. Proces spalania inicjują zarodki reakcji zwane centrami reakcji, którymi są najbardziej aktywne chemicznie radykały. W zaleŜności od warunków panujących w strefie reakcji, reakcje łańcuchowe mogą przebiegać w nierozgałęziony lub rozgałęziony sposób. Nierozgałęziona reakcja łańcuchowa jest wówczas gdy w wyniku zderzenia radykału z reaktantem powstaje jeden radykał i zjawisko takie powtarza się przy dalszych, kolejnych zderzeniach. Jeśli zaś w wyniku zderzenia radykału z reaktantem powstają dwa radykały i proces ten powtarza się przy dalszych, kolejnych zderzeniach, to mamy wówczas do czynienia z zachodzeniem rozgałęzionej reakcji łańcuchowej. Rysunek 5.11. Nierozgałęziona (a) i rozgałęziona (b) reakcja łańcuchowa 5.4.1. Temperatura samozapłonu Temperatura samozapłonu jest to temperatura, przy której suma ilości ciepła odprowadzanego od ładunku do ścianek i ilość ciepła zuŜywanego na odparowanie paliwa jest równa (jest kompensowana) ilości wydzielającego się ciepła. Po osiągnięciu tej temperatury następuje spalanie a więc szybki wzrost temperatury i ciśnienia. Strona 139 ROZDZIAŁ 5 αi(τi) - kąt opóźnienia samozapłonu w °OWK .Rysunek 5.12. Wykres przebiegu zmiany ciśnienia i temperatury w cylindrze Wartość kąta opóźnienia samozapłonu zaleŜy od fizykochemicznych właściwości paliwa i warunków towarzyszących utleniającym procesom. Pomiaru tej wielkości moŜna dokonać metodą chemiczną, metodami optycznymi i metodą jonową. 5.4.2. Rodzaje samozapłonu A. A. Sokolik [3] przedstawił dwie hipotezy wystąpienia samozapłonu: a. niskotemperaturowy, wielostadyjny samozapłon, b. wysokotemperaturowy samozapłon jednostadyjny. Ad. a. Według tej hipotezy, w komorze spalania zachodzą przedpłomienne, utleniające procesy tworzenia się przejściowych produktów reakcji. Wydzielające się przy tym ciepło jest zbyt małe, aby nastąpiło szybkie przyśpieszenie reakcji utleniania i dlatego reakcja chemiczna ma wielostadyjny charakter. W czasie tego procesu w komorze spalania powstają tzw. ,,zimne’’ płomienie o barwie błękitnej. Temperatura podczas takiego procesu wynosi 440÷670 K i praktycznie jest stała. Jest to okres τ1 (rys. 5.13). W drugim okresie τ2 pojawia się intensywne świecenie, Strona 140 RZECZYWISTE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH gromadzi się większa ilość radykałów taka, Ŝe w końcu tego okresu rozpoczyna się proces spalania. Wzrost temperatury powoduje skrócenie okresu τ1 oraz wydłuŜenie okresu τ2. Ad. b. Wysokotemperaturowy samozapłon (krzywa 2 na rys. 5.13) następuje przy T = 800 ÷ 1200 K i ma charakter ciągły samo przyśpieszających się chemicznych reakcji łańcuchowych. Przy T ≥ 10000K tworzy się w niewielkiej objętości ognisko spalania, w którym procesy nagrzewania, rozpadu i jonizacji molekuł paliwa i utleniacza przebiega bardzo szybko (poprzez stan plazmy) w czasie (1 ÷ 2)·10-5 s. Zjawisko to jest moŜliwe w homogenicznej mieszance jednorodnej. Na wykresie indykatorowym występuje wówczas oderwanie linii ciśnienia od linii procesu spręŜania mieszanki palnej przy braku inicjacji spalania. Doświadczalnie ustalono, Ŝe okres opóźnienia samozapłonu zaleŜy od rodzaju paliwa, składu mieszanki palnej, temperatury i ciśnienia w końcu procesu spręŜania oraz mocy ewentualnego wyładowania na świecy zapłonowej. Im niŜsza jest temperatura samozapłonu paliwa, tym krótszy jest okres opóźnienia samozapłonu. Wzbogacenie mieszanki palnej do λ = 04 ÷ 0,6 oraz wzrost temperatury i ciśnienia powodują skrócenie okresu τi. Rys. 5.13. ZaleŜność ciśnienia przy samozapłonie jednorodnej spręŜonej mieszanki palnej od okresu τ; 1 – samozapłon dwustadyjny, 2 – samozapłon jednostadyjny Drobność rozpylenia paliwa mało wpływa na czas trwania τi oraz liczbę tworzących się ognisk spalania. Zwiększenie kąta wyprzedzenia wtrysku powoduje wydłuŜenie okresu opóźnienia samozapłonu. Intensyfikacja turbulencji ładunku w cylindrze powoduje wydłuŜenie okresu τi ze Strona 141 ROZDZIAŁ 5 względu na obniŜenie temperatury i zmniejszenie koncentracji (stęŜenia) par paliwa. W silnikach o zapłonie iskrowym tworzenie ognisk spalania następuje na skutek przeskoku iskry. Przeskok iskry sprzyja nasyceniu objętości ogniska produktami spalania oraz tworzeniu się słoja rozdzielającego nie palącą się mieszankę i produkty spalania. Do tego słoja dyfundują pary paliwa i utleniacz tworząc tzw. laminarny front płomienia o grubości δ. 5.4.3. Prędkość przemieszczania płomienia Na rys. 5.14 przedstawiono schemat przemieszczania frontu płomienia, zaś na rys. 5.15 zaleŜność prędkości przemieszczania płomienia od składu mieszanki palnej. Rysunek 5.14. Schemat przemieszczania frontu płomienia przy turbulencji małej skali mieszanki palnej; I – strefa świeŜej mieszanki palnej, II – strefa produktów spalania, C – stęŜenie, m.pal. - mieszanka palna, δp - strefa przegrzania, δr.ch - strefa reakcji chemicznej, Cpal - stęŜenie paliwa, C O 2 – stęŜenie tlenu, un - normalna prędkość przemieszczania płomienia Strona 142 RZECZYWISTE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH Rysunek 5.15. ZaleŜność normalnej prędkości przemieszczania się frontu płomienia od składu mieszanki palnej; g.g. - górna granica, d.g. - dolna granica Normalna prędkość spalania zaleŜy od składu mieszanki palnej a prędkość maksymalna, dla paliw węglowodorowych występuje dla wartości λ = 0,5, zaś dla metanu dla λ = 1,1. Prędkość przemieszczania frontu płomienia w stronę mieszanki palnej wynosi od 15 do 80 m/s. 5.4.4. Zakłócenia normalnego procesu spalania Zakłócenia procesu spalania wywierają istotny wpływ na moc rozwijaną przez silnik i zuŜycie paliwa, hałas, toksyczność spalin, niezawodność i trwałość silnika. Zakłóceniami zaburzającymi przebieg normalnego procesu spalania są: 1. Przerwy zapłonów w cylindrach. Przyczynami tych przerw mogą być: zbyt duŜe zuboŜenie mieszanki palnej, zbyt mała moc iskry i wówczas utrudniony jest rozruch silnika, a ponadto silnik nie rozwija pełnej mocy. 2. Występowanie zapłonu w układzie dolotowym. Spowodowane to moŜe być małą prędkością spalania w cylindrach, czy teŜ zbyt duŜym okresem współotwarcia zaworów (jest to tzw. strzelanie w gaźnik). Strona 143 ROZDZIAŁ 5 3. Przedwczesny samozapłon przed pojawieniem się iskry. Powodują go lokalne nagrzania powierzchni komory spalania, zaworu wydechowego, świecy zapłonowej, elementów głowicy cylindra lub tłoka, nagar itp. 4. Spalanie stukowe, jest to złoŜony cieplno-chemiczny proces zachodzący w cylindrze silnika. Objawami takiego spalania są metaliczne stuki w cylindrach, spadek mocy silnika, wzrost temperatury części silnika, czarny dym. Spalanie takie powoduje: wzbogacenie mieszanki palnej λ ≈ 0,9, duŜy stopień spręŜania, duŜe obciąŜenie silnika, zbyt duŜy kąt wyprzedzenia zapłonu, zbyt wysokie temperatury i ciśnienie na dolocie do cylindra, przegrzanie ścianek komory spalania, zwiększenie wymiarów cylindra. 5. Zapłony w układzie wylotowym tzw. strzelanie w rurę wydechową (występowanie samozapłonu w układzie wydechowym). W silnikach o zapłonie samoczynnym po utworzeniu się ognisk spalania w komorze spalania następuje tworzenie się wokół nich frontu płomienia. Następuje wydzielanie się ciepła i rozpręŜanie produktów spalania co prowadzi do powstania fali cieplnej. W silnikach tych podtrzymywanie spalania w ogniskach spalania i tworzenie się nowych ognisk nie zaleŜy od szybkości tworzenia się mieszanki palnej. Dlatego teŜ przy T > 1000 K szybkość spalania zaleŜy od procesów dyfuzyjnych i zawirowania ładunku w cylindrze. Do oceny ilości paliwa wtryśniętego w okresie opóźnienia samozapłonu σos oraz wstępnej oceny szybkości narastania ciśnienia w czasie procesu spalania moŜna wykorzystać wskaźnik dynamiczności wtrysku paliwa: D= σ os σ (5.10) gdzie σ - całkowita dawka paliwa przypadająca na 1 cykl pracy silnika. Wartość wskaźnika D = 0,5 ÷ 0,6. Dla doładowanych silników szybkoobrotowych D = 0,8 ÷ 1,0. Pogorszenie jakości procesu spalania w silnikach ZS przejawia się nadmiernym zadymieniem spalin lub nadmierną szybkością narastania ciśnienia w cylindrze powodujące stuki. Strona 144 RZECZYWISTE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH Pogorszenie jakości procesu wtrysku spowodowane moŜe być zmianą wymiarów i kształtów otworków rozpylacza na skutek ich zakoksowania lub zuŜycia, utratą spręŜystości spręŜyn wtryskiwacza lub zaworów pompy wtryskowej, zuŜyciem par precyzyjnych itp. Powoduje to pogorszenie rozpylania paliwa, zmianę faz wtrysku i czasu jego trwania, zmianę dawki paliwa wtryskiwanego w czasie 1 cyklu pracy, czy teŜ moŜe wystąpić przepuszczanie wtrysków paliwa. 5.5. Analiza rzeczywistego wykresu indykatorowego silnika o zapłonie wymuszonym Na wykresie indykatorowym silnika o zewnętrznym sposobie tworzenia mieszanki palnej wyróŜnić moŜna trzy fazy (rys. 3.16). Rys. 5.16. Fazy procesu spalania w silniku o zewnętrznym sposobie tworzenia mieszanki palnej Strona 145 ROZDZIAŁ 5 Pierwsza faza α1 zaczyna się w chwili przeskoku iskry elektrycznej, a kończy kiedy ciśnienie w cylindrze w wyniku wydzielania ciepła staje się wyŜsze niŜ ciśnienie przy spręŜaniu mieszanki palnej bez spalania. Fazę tę nazywamy początkową fazą spalania lub fazą formowania się frontu płomienia. Rozwój spalania w tej fazie zaleŜy od turbulencji małej skali. Na czas trwania tej fazy α1 (liczonej w stopniach obrotu wału korbowego) wpływa szereg czynników, takich jak: 1. Skład mieszanki palnej. Najkrótszy okres trwania pierwszej fazy spalania α1 występuje przy spalaniu mieszanki palnej, dla której normalna prędkość spalania ma największą wartość, tj. dla λ = 0,8 ÷ 0,9. Znaczne zuboŜenie mieszanki palnej powoduje nie tylko zwiększenie wartości α1, ale powoduje takŜe pogorszenie stabilności zapłonu wraz z pojawieniem się przerw zapłonów w poszczególnych cylindrach. 2. Stopień kompresji (spręŜania). Ze wzrostem ε wzrasta ciśnienie i temperatura czynnika roboczego, a to powoduje zwiększenie normalnej prędkości spalania i odpowiednie skrócenie czasu trwania α1. Z tego względu zmniejszenie kąta wyprzedzania zapłonu prowadzi do skrócenia α1. 3. Prędkość obrotowa. Doświadczenia pokazują, Ŝe okres trwania pierwszej fazy spalania α1 ~ nm [6], gdzie wykładnik m = 0,5 ÷ 1,0. Im silniejszy jest wzrost pulsacji o małej skali turbulencji przy wzroście prędkości obrotowej wału korbowego n, tym większa jest wartość wykładnika m. 4. ObciąŜenie silnika. W miarę przymykania przepustnicy wzrasta względna ilość resztek spalin i maleje ciśnienie czynnika roboczego. Powoduje to zwiększenie czasu trwania α1 oraz pogorszenie się stabilności zapłonu. 5. Charakterystyki wyładowania elektrycznego. Im silniejsze jest przebicie iskry, tzn. napięcie przebicia, i im dłuŜszy czas trwania oraz stabilność wyładowania elektrycznego, tym krótszy jest okres α1. Dlatego elektroniczne układy zapłonowe poprawiają zapłon i spalanie w silniku, szczególnie w okresie rozruchu. Druga faza αII nazywana jest podstawową fazą spalania. Czas trwania tej fazy liczony jest od końca pierwszej fazy do chwili osiągnięcia maksymalnego ciśnienia cyklu. Jego wartość zaleŜy od turbulencji duŜej skali ładunku w cylindrze. Badania eksperymentalne [3, 8, 11] wykazały, Ŝe αII mało zaleŜy od fizykochemicznych właściwości mieszanki palnej Strona 146 RZECZYWISTE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH i tylko przy bardzo silnym dławieniu obserwuje się zwiększenie wielkości αII. Intensywność turbulencji ładunku w cylindrze zaleŜy od prędkości obrotowej wału korbowego, dlatego ze wzrostem n czas trwania tej fazy maleje, zaś αII liczone w stopniach obrotu wału korbowego nie ulega zmianie. Skróceniu czasu trwania αII sprzyja usytuowanie świecy zapłonowej blisko środka komory spalania. Trzecią fazę nazywamy dopalaniem. Faza ta zaczyna się w chwili osiągnięcia maksymalnej wartości ciśnienia cyklu. W czasie tej fazy mieszanka palna spala się w warstwie przyściennej, gdzie turbulencja jest mniejsza niŜ w objętości cylindra. Poszczególne objętości mieszanki palnej dopalają się za frontem płomienia, szczególnie tam, gdzie strefa ta ma duŜą głębokość. Na czas trwania fazy αIII wpływają te same czynniki, które oddziałują na czas trwania fazy αI. Ze wzrostem ε wzrasta część mieszanki dopalającej się w warstwach przyściennych i w luzach istniejących w przestrzeni spalania. Zakończenie tej fazy charakteryzuje koniec wydzielania się ciepła. W warunkach eksploatacji silnika zwykle zmienia się prędkość i obciąŜenie silnika. Przy zmniejszeniu obciąŜenia i wzroście prędkości obrotowej, czas trwania pierwszej i trzeciej fazy wzrasta, co przy mało zmieniającej się wielkości αII wymaga zwiększenia kąta wyprzedzenia zapłonu αwz w celu kompensacji wzrostu czasu trwania fazy αI i αIII. Dlatego układy zapłonowe silników gaźnikowych wyposaŜone są w podciśnieniowy, odśrodkowy lub sterowany elektronicznie regulator kąta wyprzedzenia zapłonu. 5.6. Analiza rzeczywistego wykresu indykatorowego silnika o zapłonie samoczynnym Proces zapłonu rozpylonego paliwa w silnikach o zapłonie samoczynnym ma wielostadyjny, łańcuchowy charakter. Ogniska zapłonu rozłoŜone są w pobliŜu zewnętrznych granic strumienia rozpylonego paliwa, gdzie spadek temperatury (powodowany parowaniem paliwa) jest mniejszy niŜ w jego osi, a skład mieszanki palnej sprzyja jej zapłonowi. Przy Strona 147 ROZDZIAŁ 5 niskich temperaturach czas trwania opóźnienia zapłonu jest duŜy i mieszanka palna zdąŜa w znacznym stopniu stać się jednorodną. W takim przypadku dość wyraźnie pojawia się dwustadyjny charakter procesu przedpłomiennego, tj. na początku pojawiają się płomienie chłodne, a następnie rozpoczyna się spalanie. Przy wyŜszych temperaturach chłodne płomienie, w róŜnych strefach niejednorodnej mieszanki palnej, nie pojawiają się jednocześnie. Jednak na skutek wzrostu temperatury rozwój procesu spalania staje się bardziej intensywny. W obszarach wysokich temperatur procesy tworzenia mieszanki palnej ogranicza proces spalania, poniewaŜ jego intensyfikacja (powodowana wzrostem temperatury) jest istotnie mniejsza niŜ szybkość zachodzenia reakcji chemicznych. Przy spalaniu rozpylonego paliwa występuje kombinacja wszystkich rozpatrywanych tu procesów. Pojawienie się ogniska zapłonu następuje tu według objętościowego mechanizmu zapłonu. Następnie proces rozprzestrzeniania się i spalanie następuje w parowo-powietrznym ładunku przygotowanym w okresie opóźnienia samozapłonu. W końcu procesu spalania podstawowa część paliwa spala się według mechanizmu dyfuzyjnego. Proces spalania w tłokowym silniku spalinowym o zapłonie samoczynnym wygodnie jest analizować w oparciu o wykres indykatorowy sporządzony we współrzędnych p – α (rys. 5.17). Proces ten przebiega w czterech fazach. Pierwsza faza procesu spalania, czyli okres opóźnienia zapłonu, określany jest jako przedział czasu τ1 lub kąt obrotu walu korbowego αos liczony od początku wtrysku (αpw) do chwili, kiedy ciśnienie w cylindrze na skutek wydzielania ciepła staje się wyŜsze od ciśnienia panującego w cylindrze przy spręŜaniu powietrza bez wtrysku paliwa (punkt „a” na wykresie indykatorowym). Okres opóźnienia samozapłonu przy wtrysku paliwa ciekłego obejmuje czas konieczny do rozpadu strugi na krople i przemieszanie się kropel w objętości komory spalania, podgrzanie kropel, częściowe ich odparowanie i zmieszanie się par paliwa z powietrzem oraz czas samoprzyspieszania reakcji chemicznych. Niejednorodność mieszanki palnej korzystnie wpływa na rozwój zapłonu, poniewaŜ poprzedza ona występowanie w tych strefach najbardziej korzystnych warunków do zapłonu w aspekcie składu mieszanki palnej i jej temperatury. Istnienie całej gamy składników mieszanki palnej i ich temperatur określa moŜliwość zapłonu bardzo ubogiej mieszanki, na przykład przy λ = 6 i więcej. W przypadku homogenizacji zapłon takiej mieszanki byłby utrudniony. Jeśli w okresie opóźnienia samozapłonu, przy długim czasie trwania wtrysku, całość paliwa doprowadzona jest do cylindra przed początkiem jego zapłonu, to Strona 148 RZECZYWISTE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH duŜa część tego paliwa zdąŜy w tym czasie odparować i zmieszać się z powietrzem. W wyniku objętościowego samozapłonu części paliwa, w cylindrze osiągane jest wysokie ciśnienie. Wysokie są takŜe obciąŜenia dynamiczne elementów silnika i emisja hałasu. Rysunek 5.17. Wykres indykatorowy i charakterystyka doprowadzenia paliwa σ oraz względnej ilości wydzielającego się ciepła podczas spalania x z zaznaczeniem faz spalania Na czas trwania opóźnienia samozapłonu τi wpływają: 1. Zdolność do samozapłonu. Skłonność paliwa do samozapłonu ocenia się liczbą cetanową, którą określa się na specjalnym stanowisku badawczym przez porównanie zdolności paliwa do samozapłonu z samozapłonem mieszaniny paliw wzorcowych (cetanu C16H34 i α-metylonaftalenu C10H7 – CH3). Im większa jest liczba cetanową, tym lepsza jest zdolność paliwa do samozapłonu. Najmniejszą liczbę cetanową posiadają wysokooktanowe benzyny. MoŜna je stosować tylko do zasilania specjalnych silników o zapłonie samoczynnym. Na skłonność paliwa Strona 149 ROZDZIAŁ 5 do samozapłonu moŜna wpływać poprzez dodanie do niego specjalnych dodatków, np.: azotanów amylu, które nie są jeszcze szeroko rozpowszechnione. 2. Temperatura i ciśnienie ładunku na początku wtrysku paliwa. Zwiększenie ciśnienia, a szczególnie temperatury, na początku wtrysku paliwa poprzez zmniejszenie kąta wyprzedzenia wtrysku powoduje skrócenie czasu τi. W czasie eksploatacji silnika na skutek wzrostu upływów przez nieszczelności ładunku z cylindra, ciśnienie i temperatura w cylindrze w końcu procesu spręŜania maleją, co powoduje wydłuŜenie okresu opóźnienia samozapłonu. 3. Typ komory spalania. Wykazuje on wpływ na wartość τi ze względu na istniejące róŜnice w rozkładzie paliwa w objętości cylindra i w warstwie przyściennej oraz ze względu na róŜne lokalne temperatury ścianek komory spalania. 4. Intensywność ukierunkowanego ruchu ładunku. Zwiększenie intensywności ruchu ładunku w cylindrze silnika o zapłonie samoczynnym powoduje skrócenie czasu trwania okresu opóźnienia samozapłonu. 5. Charakterystyki wtrysku i rozpylenia paliwa. Intensyfikacja wtrysku paliwa i przyspieszenie rozwoju strug paliwa w pewnym stopniu sprzyjają skróceniu okresu opóźnienia samozapłonu. 6. Zmiana obciąŜenia silnika. W zaleŜności od konstrukcji pompy wtryskowej wielkość τi zmienia się róŜnie. Jeśli początek wtrysku paliwa w zaleŜności od obciąŜenia silnika nie ulega zmianie, to wielkość τi wzrasta przy zmniejszaniu obciąŜenia silnika na skutek zmniejszenia ciśnienia i temperatury w cylindrze w chwili początku wtrysku paliwa. JeŜeli przy zmniejszaniu obciąŜenia silnika początek wtrysku jest nieco późniejszy, to wielkość τi maleje ze względu na większe ciśnienia i temperatury ładunku w chwili początku wtrysku paliwa. 7. Zwiększenie prędkości obrotowej wału korbowego. Zwiększenie prędkości spręŜania ładunku, poprawienie rozpylania paliwa oraz zwiększenie ciśnienia i temperatury ładunku w chwili początku wtrysku paliwa powodowane jest takŜe wzrostem prędkości obrotowej wału korbowego silnika. W przypadku dzielonych komór spalania, przy wzroście prędkości obrotowej silnika, Strona 150 RZECZYWISTE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH wzrasta temperatura gardzieli i innych powierzchni przestrzeni spalania. Powoduje to skrócenie okresu opóźnienia samozapłonu τi. Druga faza procesu spalania, tzw. faza szybkiego spalania lub spalania kinetycznego, trwa od chwili zapłonu do osiągnięcia maksymalnego ciśnienia w cylindrze. Fazę tę podzielić moŜna na dwie części: od początku spalania do punktu b i od punktu b do punktu c (rys. 3.17). W czasie pierwszej części tej fazy spala się część mieszanki palnej przygotowanej w okresie opóźnienia samozapłonu τi i następuje szybkie wydzielanie ciepła oraz narastanie ciśnienia. Zaczynając od punktu b, proces spalania limitowany jest szybkością mieszania się paliwa z powietrzem. Podczas tej fazy spalania następuje zasadnicza zmiana charakteru spalania, a zatem wydzielania ciepła oraz narastania ciśnienia w cylindrze. Na czas trwania i przebieg tej drugiej fazy spalania wpływa szereg czynników, takich jak: 1. Ilość i stan paliwa doprowadzonego do cylindra w okresie czasu τi oraz ilość paliwa doprowadzonego w czasie drugiej fazy spalania. Na ilość paliwa doprowadzonego w okresie opóźnienia zapłonu τi wpływa czas trwania tej fazy. Przy mniejszej ilości doprowadzonego paliwa w okresie czasu τi, otrzymuje się dp . Im rozpylenie jest drobniejsze i im dα max mniejsze wartości szybciej pierwsze porcje wtryskiwanego paliwa obejmują objętości ładunku w cylindrze, tym intensywniejsze jest wydzielanie ciepła i szybsze narastanie ciśnienia w drugiej fazie spalania. 2. Prędkość ruchu ładunku w cylindrze. Zwiększenie do określonej wartości prędkości ruchu ładunku w cylindrze intensyfikuje wydzielanie ciepła w fazie szybkiego spalania. Przy przewirowaniu ładunku w cylindrze, ilość wydzielonego ciepła w drugiej części drugiej fazy spalania maleje, natomiast ilość ciepła wydzielanego w pierwszej części tej fazy nie ulega zmianie. 3. Typ komory spalania. Od typu komory spalania w istotny sposób zaleŜy charakter rozwoju drugiej fazy spalania, szczególnie w aspekcie jej wpływu na czas trwania okresu opóźnienia zapłonu τi i ilości mieszanki paliwowo-powietrznej przygotowanej do spalania po jego rozpoczęciu. Im więcej paliwa doprowadzane jest do warstwy przyściennej, tym mniejsza jest prędkość wydzielania ciepła i mniejsza jest prędkość narastania ciśnienia w cylindrze. Strona 151 ROZDZIAŁ 5 4. ObciąŜenie silnika. Przy zmniejszeniu obciąŜenia silnika skraca się czas trwania drugiej fazy spalania. Spowodowane jest to zmniejszeniem dawki paliwa i skróceniem czasu jego doprowadzenia do cylindra. 5. Prędkość obrotowa wału korbowego. Przy wzroście prędkości obrotowej skraca się czas trwania drugiej fazy spalania w takim stopniu, Ŝe czas ten liczony w stopniach obrotu wału korbowego αII prawie nie ulega zmianie. Wynika to z lepszego rozpylenia paliwa, skrócenia czasu trwania wtrysku, większej intensywności ruchu ładunku w cylindrze oraz wzrostu ciśnienia i temperatury. Czynniki te sprzyjają przyśpieszeniu reakcji chemicznych. Trzecia faza procesu spalania jest to faza spalania dyfuzyjnego, która najbardziej uwidocznia się przy duŜych obciąŜeniach doładowanych silników spalinowych. Spalanie dyfuzyjne ma miejsce wówczas, kiedy moŜliwa prędkość reakcji jest znacznie większa od prędkości mieszania się reagentów i szybkość procesu spalania limitowana jest szybkością mieszania się reagentów. Spalaniu dyfuzyjnemu rozpylonego paliwa ciekłego towarzyszy podgrzanie i częściowe odparowanie kropel. Wokół kropli znajduje się parowy obłok, a dalej znajduje się mieszanka paliwowo-powietrzna, której skład i temperatura odpowiada warunkom zapalności. Do dalszej strefy unoszone są produkty spalania. Strefa spalania usytuowana jest między otoczką parową i powietrzem. Faza spalania dyfuzyjnego rozpoczyna się w chwili osiągnięcia maksymalnego ciśnienia - punkt „h” na rysunku 3.17 - i kończy w okolicy osiągnięcia temperatury maksymalnej. Maksimum temperatury cyklu osiągane jest zawsze później niŜ maksimum ciśnienia. Związane jest to z tym, ze po zakończeniu drugiej fazy spalania moŜe zachodzić intensywne wydzielanie ciepła. Zwiększanie objętości przestrzeni spalania powoduje, Ŝe ciśnienie zaczyna maleć. Przy zwiększaniu się objętości cylindra, to znaczy przy dalszym połoŜeniu tłoka za GZP temperatura ładunku maleje w mniejszym stopniu niŜ ciśnienie. NaleŜy zaznaczyć, Ŝe wydzielanie ciepła w tym okresie jest w zasadzie sterowalne. W wielu przypadkach, np.: w silnikach o zapłonie samoczynnym z wysokim doładowaniem, prędkość wydzielania ciepła w trzeciej fazie spalania jest bliska prędkości w drugiej fazie spalania. Na rozwój i przebieg trzeciej fazy spalania wpływają: 1. Ilość i jakość rozpylenia paliwa wtryskiwanego po rozpoczęciu procesu spalania. Jeśli wtrysk paliwa kończy się przed rozpoczęciem trzeciej fazy spalania, to ilość ciepła wydzielonego w tej Strona 152 RZECZYWISTE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH fazie jest niewielka. Ma to miejsce szczególnie przy małych obciąŜeniach silnika. 2. Prędkość ruchu ładunku w cylindrze. Zwiększenie prędkości ruchu ładunku do pewnej wartości zwiększa wydzielanie ciepła w trzeciej fazie spalania. Przy przewirowaniu ładunku wydzielanie ciepła w tej fazie maleje. Związane jest to z pogorszeniem rozkładu paliwa w przestrzeni spalania i transportem produktów spalania ze strefy jednego strumienia paliwa do strefy drugiego strumienia. Czynniki te powodują niepełność spalania i wzrost zadymienia spalin. 3. Doładowanie silnika. Zastosowanie doładowania silnika powoduje zwiększenie ilości wydzielonego ciepła. Ilość ciepła wydzielonego w trzeciej fazie spalania moŜe być większa niŜ ilość ciepła wydzielonego w fazie drugiej. DuŜe są przy tym szybkości wydzielania ciepła. Ze wzrostem stopnia doładowania silnika czas trwania trzeciej fazy spalania i wydzielania ciepła wzrasta. 4. Zwiększenie prędkości obrotowej wału korbowego. Powoduje to, Ŝe doprowadzanie i rozpylanie paliwa intensyfikują się, a prędkość ruchu ładunku równieŜ wzrasta ze wzrostem prędkości obrotowej. Czas trwania trzeciej fazy spalania maleje, jednak czas ten liczony w stopniach obrotu wału korbowego wzrasta. Czwarta faza procesu spalania, zwana dopalaniem, trwa od osiągnięcia maksymalnej temperatury cyklu do zakończenia wydzielania ciepła. W fazie tej ma miejsce takŜe spalanie dyfuzyjne, ale przy małej prędkości mieszania, poniewaŜ podstawowa część paliwa i utleniacza została juŜ zuŜyta. W czasie tej fazy zachodzi takŜe wypalanie sadzy. Przy korzystnych warunkach moŜe zachodzić dostatecznie pełne wypalanie sadzy tworzącej się w czasie poprzednich faz spalania. Na rozwój czwartej fazy spalania wpływają: 1. Turbulentne pulsacje ładunku. Zwiększają one prawdopodobieństwo kontaktu w odpowiednim czasie cząsteczek paliwa i utleniacza. Wysokoczęstotliwościowe pulsacje zapewniają odpowiednio duŜą względną prędkość między cząsteczkami sadzy i ładunkiem, konieczną do zakończenia spalania. 2. Jakość rozpylania paliwa wtryskiwanego w końcu procesu wtrysku. Im większa jest maksymalna średnica kropel, tym dłuŜej trwa dopalanie paliwa. WydłuŜony wtrysk paliwa i dodatkowy Strona 153 ROZDZIAŁ 5 wtrysk paliwa mogą powodować wydłuŜanie się procesu spalania. Pogorszeniu ulega wówczas nie tylko wykorzystanie ciepła, ale pogarsza się takŜe niezawodność pracy silnika. Powodem tego moŜe być zakoksowanie się otworków rozpylaczy i zwiększone odkłady nagaru. 3. Wpadanie paliwa na chłodne powierzchnie przestrzeni cylindrowej. Zjawisko to powoduje wydłuŜenie się czasu trwania procesu dopalania. 4. Doładowanie silnika. Doładowanie silnika, jako zasada prowadzi do pewnego wydłuŜenia się dopalania paliwa ze względu na dłuŜszy czas trwania wtrysku i często ze względu na pogorszenie rozkładu paliwa w objętości cylindra. Przy zuŜyciu elementów silnika i jego aparatury paliwowej oraz przy zmianie przekrojów przelotowych otworków rozpylaczy, jakość procesów tworzenia mieszanki palnej i jej spalania pogarsza się. Spalanie wydłuŜa się i często staje się spalaniem niecałkowitym i niezupełnym. 5.7. Tworzenie toksycznych składników spalin w czasie procesu spalania W czasie procesu spalania w silnikach tworzą się dwie grupy szkodliwych składników spalin: • produkty częściowego rozkładu i niezupełnego spalania paliwa, • tlenki azotu. Do pierwszej grupy szkodliwych składników spalin zaliczamy: tlenek węgla, węglowodory o róŜnej budowie i składzie chemicznym oraz sadzę. Do drugiej grupy szkodliwych składników spalin zaliczamy tlenki azotu tworzące się podczas procesu spalania niezaleŜnie od postaci i własności paliwa zasilającego silnik. Strona 154 RZECZYWISTE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH Jeśli w silniku spalana jest bardzo uboga mieszanka palna, to wówczas spalaniu będzie towarzyszyła redukcja stęŜeń NOx (tlenków azotu), CO, oraz HC (węglowodorów) tak, jak pokazano to na rys. 5.18. Zjawisko to jest korzystne tylko do pewnego stopnia, poniewaŜ przy zbyt ubogiej mieszance palnej moŜe wzrosnąć nie tylko koncentracja HC, ale wtedy silnik będzie rozwijał mniejszą moc i mogą nie występować zapłony mieszanki palnej w cylindrach silnika. Rysunek 5.18. StęŜenia (koncentracja) toksycznych składników spalin czterosuwowego tłokowego silnika spalinowego o zapłonie iskrowym 5.7.1. Tlenek węgla StęŜenia CO osiągają duŜe wartości przy pracy silnika na mieszankach bogatych λ < 1, ze względu na niedostatek tlenu potrzebnego do zupełnego spalania. Tworzenie tlenków węgla jest równieŜ skutkiem rozpadu aldehydów tworzących się w strefie ,,zimnego’’ płomienia oraz dysocjacji dwutlenku węgla zachodzącej przy wysokiej temperaturze. Wielkości stęŜeń tlenku węgla dochodzi do 7 % przy zasilaniu silnika bogatymi mieszankami palnymi i wynosi 0,2 ÷ 0,3 % przy zasilaniu go mieszankami ubogimi. StęŜenie CO wynoszące ok.: 1 % występuje przy Strona 155 ROZDZIAŁ 5 zasilaniu silnika mieszankami stechiometrycznymi i powodowane jest nieidentycznością składu mieszanki palnej w poszczególnych cylindrach silnika wielocylindrowego. W silnikach o zapłonie samoczynnym tlenek węgla tworzy się w strefach mieszanki bogatej, jednak ich stęŜenia nie przekraczają 0,2 ÷ 0,3 %. Szybkie obniŜenie temperatury i ciśnienia powoduje zakłócenie równowagi termodynamicznej gazów podczas reakcji i nazywane jest ,,hartowaniem’’. Temperatura ,,zahartowania’’ przy dopalaniu CO w mieszance stechiometrycznej wynosi około 1000 K. Zjawisko to powoduje, Ŝe reakcje utleniania CO na CO2 mimo, Ŝe istnieje wolny tlen przeciąga się na proces rozpręŜania i wylotu spalin z cylindra oraz przepływ spalin przez układ wydechowy spalin. 5.7.2. Węglowodory Węglowodory w spalinach występują w postaci niecałkowitego utlenienia i rozłoŜenia węglowodorów w postaci par paliwa dla wszystkich warunków pracy silnika. W silnikach o zapłonie iskrowym spalanie niezupełne zachodzi w warstwie przyściennej (odpowiednio niŜsza temperatura). Grubość strefy gaszenia płomienia w tej warstwie wynosi 0,05÷0,38 mm. Przy średnich obciąŜeniach silnika i zasilaniu go mieszankami ubogimi λ = 1,1 ÷ 1,2 stęŜenia węglowodorów są minimalne. Wzrost stęŜeń węglowodorów przy zasilaniu silnika mieszankami bogatymi λ < 1 powodowany jest brakiem tlenu. W silnikach o zapłonie samoczynnym niezupełne spalanie i tworzenie sadzy oraz węglowodorów (metan, etylen) powodowane jest złym rozpyleniem paliwa wypływającego z rozpylacza po opadnięciu iglicy rozpylacza. W silnikach tych, przy zorganizowanym stycznym ruchu ładunku w cylindrze, strefy takie występują z ,,podwietrznej’’ strony strugi paliwa. Koncentracja węglowodorów w spalinach tych silników jest niewielka. 5.7.3. Tlenki azotu Azot jako gaz obojętny chemicznie reaguje z tlenem przy wysokich temperaturach i ciśnieniach tworząc NO i niewielką ilość NO2. Utlenianie Strona 156 RZECZYWISTE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH azotu rozpoczyna się przy temperaturze wyŜszej od 1500 K, a przy T = 2300 K i wyŜszej reakcja ta zachodzi dość szybko (czas reakcji wynosi 10-2 ÷ 10-6 s). Zgodnie z teorią Zeldowicza [3] szybkość tworzenia się NO określa się maksymalną temperaturą w strefie reakcji, stęŜeniem tlenu i azotu w spalinach, a nie zaleŜy ona od właściwości chemicznych paliwa. Według Semenova mechanizm tworzenia się NO obejmuje dwie podstawowe reakcje, w których aktywną rolę odgrywają atomy azotu i tlenu: Maksymalne stęŜenie NO w spalinach występuje przy pracy silnika na mieszankach stechiometrycznych (przy λ = 1,0 ÷ 1,05), kiedy stęŜenie tlenu w spalinach jest dostatecznie duŜe, a temperatura maksymalna cyklu pracy jest niewiele niŜsza od temperatury maksymalnej występującej przy pracy silnika na mieszance bogatej (przy λ = 0,90 ÷ 0,95). 5.7.4. Sadza Sadza tworzy się w wyniku zjawiska pirolizy paliwa przy wysokich temperaturach i ciśnieniach oraz niedoborze tlenu. Jednocześnie z sadzą tworzy się tlenek węgla, i węglowodory. Sadzę tworzą twarde sferyczne kulki o średnicy około 0,45 µm. Połączenia cząstek sadzy tworzą strukturę sadzy o wymiarze kilku mikronów. 5.8. Zewnętrzny bilans cieplny silnika Zewnętrznym bilansem cieplnym silnika nazywamy rozdział ciepła wydzielającego się podczas procesu spalania na poszczególne składowe (uŜytecznie wykorzystane ciepło i róŜne postacie strat ciepła). Bilans ten pozwala ocenić uŜyteczność wykorzystywanego ciepła, straty ciepła i moŜliwości ich zmniejszenia, efektywność wykorzystania energii spaStrona 157 ROZDZIAŁ 5 lin wylotowych, określić kierunki doskonalenia i poprawy wskaźników pracy silnika oraz dokonywać obliczenia układu chłodzenia silnika. W większości przypadków bilans ten sporządza się eksperymentalnie. Sporządza się go dla róŜnych warunków pracy silnika, najczęściej przy pracy silnika według zewnętrznej charakterystyki prędkościowej, pracy według charakterystyk obciąŜeniowych i śrubowych, przy zmianie parametrów regulacyjnych silnika itp. Wyznacza się go w bezwzględnych jednostkach ciepła obliczanych dla 1 godz. pracy silnika lub dla czasu pracy silnika, w którym zuŜywa on 1kg lub 1m3 paliwa. MoŜna sporządzać go takŜe w wielkościach względnych (udziałach lub procentach) to jest odnosząc wielkości składowych bilansu do ilości doprowadzanego ciepła. Równanie zewnętrznego bilansu ciepła wyraŜone w ilościach ciepła odniesionych do jednostki czasu: & =Q & +Q & +Q & +Q & +Q & +Q & Q o e ch spl ns ol reszt (5.12) gdzie: & – wydatek ciepła wydzielanego w silniku w jednostce czasu, Q o & – ciepło ekwiwalentne mocy efektywnej rozwijanej przez silnik, Q e & – wydatek ciepła odprowadzanego do układu chłodzenia silnika, Q ch & – wydatek ciepła odprowadzanego ze spalinami, Q spl & – wydatek ciepła traconego w silniku na skutek niecałkowitego Q ns i niezupełnego spalania paliwa, & – wydatek ciepła przekazywanego do oleju smarującego silnik, Q ol & Q reszt – ostatnia składowa, określająca straty wydatku ciepła, które nie zostały uwzględnione w składowych sporządzanego bilansu ciepła. Bilans cieplny moŜna sporządzić w procentach określonych w stosunku do całkowitej ilości wydzielonego ciepła. Wówczas: Strona 158 RZECZYWISTE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH qe = q reszt & & & & Q Q Q Q spl e ⋅100 ; q ns = ns ⋅100 ; ⋅100 ; q ch = ch ⋅100 ; q spl = & & & & Q Q Q Q o o o o & Q = reszt ⋅100 & Q o i równanie bilansu ciepła moŜna zapisać: q e + q ch + q spl + q ns + q reszt = 100% (5.13) Całkowity wydatek ciepła wydzielającego się w czasie 1godziny pracy jest: & = W ⋅G Q o u e gdzie: Wu – wartość opałowa paliwa w liwa (5.14) J , Ge – godzinowe zuŜycie pakg kg . h Wydatek ciepła ekwiwalentny mocy efektywnej jest: & =N Q e e (5.15) Wydatek ciepła przekazywanego do układu chłodzenia moŜna obliczyć ze wzoru: & =G & ⋅ C (t − t ) Q ch ch ch wy wej (5.16) & – wydatek cieczy chłodzącej przepływającej przez silnik, gdzie: G ch kg ; h C ch – ciepło właściwe cieczy chłodzącej (dla wody C ch = 4186 kg ); h twy i twej – temperatura cieczy chłodzącej odpowiednio na wyjściu i na wejściu do silnika, °C. Strona 159 ROZDZIAŁ 5 Wydatek ciepła unoszonego za spalinami: [ & = G M C '' t − M C ' t Q spl e 2 p spl 1 p o ] (5.17) gdzie: G e M 2 Cp'' t spl – wydatek ciepła unoszony ze spalinami wylatującymi z cylindra, J ; h G e M1 Cp' t o – wydatek ciepła doprowadzanego do silnika ze świeŜą mieszanką palną, J ; h Cp'' i Cp' – odpowiednie molowe ciepła właściwe spalin i świeŜej mieszanki palnej, J ; kmol°C tspl i to – odpowiednia temperatura spalin i świeŜej mieszanki palnej, °C. Wydatek ciepła przekazywanego do oleju smarującego silnik wyznacza się drogą pomiaru ciepła przekazywanego przez olej w chłodnicy oleju. & , a te W przypadku pracy silnika przy λ ≥ 1 zwykle nie oblicza się Q ns & straty ciepła włącza się do składowej Q reszt , którą wyznacza się z zaleŜności: ( & & & & & & Q reszt = Q o − Q e + Q ch + Q spl + Q ol ) (5.18) Jeśli silnik pracuje przy λ < 1 to straty ciepła wynikające z niecałkowitego i niezupełnego spalania oblicza się z wzoru: & = (∆W ) ⋅ G & Q ns u chem e gdzie wielkość (∆Wu )chem w J oblicza się ze wzoru: kg (∆Wu )chem = A(1 − λ )L o Strona 160 (5.19) (5.20) RZECZYWISTE CYKLE PRACY TŁOKOWYCH SILNIKÓW SPALINOWYCH Przy spalaniu paliwa o K = 0,5÷0,45, wartość A = 114·106; zaś dla K = 0,3, A ≈ 116·106. Strona 161 ROZDZIAŁ 5 Strona 162 6 Tendencje rozwojowe silników o zapłonie samoczynnym ROZDZIAŁ 12 Obecne kierunki rozwoju silników spalinowych determinowane są przede wszystkim czynnikami ekologicznymi i ekonomicznymi. Ciągle zaostrzane przepisy dotyczące norm emisji CO2 i innych szkodliwych składników spalin, związane z ochroną środowiska oraz koniecznością zdecydowanej redukcji zuŜycia paliwa uwarunkowane są racjonalnym gospodarowaniem energią i ciągłą modernizacją tych silników. W Europie przepisami regulującymi emisję szkodliwych składników spalin są normy EURO. Obecnie obowiązującą normą jest EURO V, która weszła w Ŝycie z dniem 1stycznia 2011r. Tabela 6.1. Wymagania norm Euro emisji jednostkowej składników toksycznych silników w testach sta-cjonarnych Norma CO HC NOx PM Współczynnik absorpcji [m-1] [g/kW*h] Euro 4 1.5 0.46 3.5 0.02 0.5 Euro 5 1.5 0.46 2.0 0.02 0.05 Euro 6 1.5 0.46 0.5 0.02 - WyŜej wymienione czynniki przyczyniły się do zwiększonego zainteresowania silnikami o zapłonie samoczynnym, w których zuŜycie paliwa jest mniejsze w stosunku do silników o zapłonie wymuszonym, co przekłada się na mniejszą emisję szkodliwych składników spalin. Długoterminowe prognozy wskazują, Ŝe jeszcze przez wiele lat silnik spalinowy będzie dominującym źródłem napędu pojazdów samochodowych, ze znacznym udziałem silników o zapłonie samoczynnym, co przedstawia wykres na rys. 6.1. Pomimo zalet jakimi we współczesnych silnikach o zapłonie samoczynnym są niskie zuŜycia paliwa, niski poziom emisji tlenku węgla (CO) i węglowodorów (HC) zbliŜony do emisji silników o zapłonie iskrowym z trójfunkcyjnym reaktorem katalitycznym, a dalsza ich redukcja nie nastręcza problemów, to nadal prowadzone są prace, których celem jest obniŜenie emisji dwutlenku węgla (CO2) ze spalinami. Głównym jednak problemem w budowie silników o ZS są wysokie emisje tlenków azotu (NOx) i cząstek stałych (PM), których poziom jest 5-8 razy wyŜszy niŜ w silnikach ZI. Ograniczenie emisji tych szkodliwych składników spalin sprawia najwięcej trudności [9]. Strona 164 TENDENCJE W DZIAŁANIACH NA RZECZ ZMNIEJSZENIA ZAGROśEŃ ŚRODOWISKA I BEZPIECZEŃSTWA W RUCHU DROGOWYM Rysunek 6.1. Przewidywana liczba i struktura samochodów osobowych na świecie do roku 2050 Limity emisji NOx i HC dla pojazdów z silnikami ZS i ZI, badanych w teście NEDC (New European Driving Cycle - nowy europejski cykl jezdny) spełniających obowiązującą do niedawna normę EURO IV przedstawia rys. 6.2. Rysunek 6.2. Limity emisji HC i NOx pojazdów spełniających normę Euro IV [9] Strona 165 ROZDZIAŁ 12 Obecnie produkowane silniki spalinowe o zapłonie samoczynnym wyposaŜone są w wysokociśnieniowe układy bezpośredniego wtrysku paliwa z dominującym układem Common Rail, doładowanie turbospręŜarkowe, układ recyrkulacji spalin, układy oczyszczania spalin z utleniającymi reaktorami katalitycznymi typu Oxicat oraz reaktor DeNOx oraz filtry cząstek stałych. Na rys. 6.3. schematycznie przedstawiono tendencje rozwojowe silników o zapłonie samoczynnym. Rysunek 6.3. Tendencje dalszego rozwoju silników o zapłonie samoczynnym Strona 166 Literatura 1. Ambrozik A., Marczenko A., Poniewski M., Szokotow N. K.: Analiza egzergetyczna silników spalinowych. Wyd. Politechnika Świętokrzyska, Kielce 1998 r. 2. Ambrozik A.: Wybrane zagadnienia procesów cieplnych w tłokowych silnikach spalinowych. Wyd. Politechnika Świętokrzyska, Kielce 2003 r. 3. Ambrozik A.: Analiza cykli pracy czterosuwowych silników spalinowych. Wyd. Politechnika Świętokrzyska, Kielce 2010 r. 4. Bernhardt M., Dobrzyński S., Loth E.: Silniki samochodowe. Wyd. WKŁ, Warszawa 1988 r. 5. Głagolew N. M.: Rabocze processy dwigateli wnutriennevo sgorania. M. Maszgiz, 1950. 6. Heywood J. B.: Internal Combustion Engine Fundamentals. Mc Graw-Hill Book Company, 1998. 7. Jovaj M. S., Arjangelski V. M., Vijert M. M., Voinov A. N., Stepanov Yu. A.: Motores de automobil. Editorial MIR, Moscu 1982. 8. Łukanin W. N. i inni: Dwigateli Wnutriennovo sgorania. Moskwa. Wiszcza Szkoła, 2005. 9. Merkisz J.: Ekologiczne problemy silników spalinowych. Wyd. Politechnika Poznańska, Poznań 1999. 10. Niewiarowski K.: Tłokowe silniki spalinowe. Wyd. WKŁ Warszawa 1967. 11. Pisinger S.:Verbrennungesmotoren. Lehrstuhl für Verbrennungs Krafmaschinen Rehinisch-Westfalische Technische Hochschule Aachen, 2002. 12. Postrzednik S., śmudka Z.: Termodynamiczne oraz ekologiczne uwarunkowania eksploatacji tłokowych silników spalinowych. Wyd. Politechnika Śląska, Gliwice 2007. ROZDZIAŁ 13 13. Ure Rokosch: Układy oczyszczania spalin i pokładowe systemy diagnostyczne samochodów. Wyd. WKŁ Warszawa, 2007 (tłumaczenie z j. niemieckiego) 14. Wajand J. A., Wajand J. T.: Tłokowe silniki spalinowe. Wyd. WNT Warszawa, 1997. 15. Woschni G.: Wpływ przebiegu wywiązywania ciepła na przebieg ciśnienia i na obciąŜenia cieplne w silniku wysokopręŜnym. Biuletyn informacyjny HCP-COK855, 1968. Strona 168
