ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЕ ЦИКЛЫ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 1. Теоретические циклы поршневых тепловых двигателей 2. Действительные рабочие циклы поршневого теплового двигателя 3. Показатели мощности и экономичности Лекция 2. На современных автомобилях устанавливают поршневые бензиновые (карбюраторные и инжекторные, с впрыском бензина) и дизельные двигатели. Схема поршневого двигателя внутреннего сгорания (ДВС) показана на рис. 1. Положение поршня, при котором он максимально удален от оси коленчатого вала, называется верхней мертвой точкой (ВМТ). Положение поршня, при котором он минимально удален от оси коленчатого вала, называется нижней мертвой точкой (НМТ).

Расстояние вдоль оси цилиндра между верхней и нижней мертвыми точками называется ходом поршня S = 2R (R радиус кривошипа коленчатого вала). Кривошип связан с поршнем шатуном длиной L. Объем, освобождаемый поршнем при движении от ВМТ до НМТ, называется рабочим объемом цилиндра V h : где D диаметр цилиндра. Объем над поршнем при его положении в ВМТ называется объемом камеры сгорания (камеры сжатия). V c. Объем над поршнем при его положении в НМТ называется полным объемом цилиндра: V a = V c + V h. Отношение полного объема цилиндра к объему камеры сжатия называется степенью сжатия ε: Воздух (или топливовоздушная смесь), поступивший в цилиндр через впускной клапан, называется свежим зарядом.

Продукты сгорания, оставшиеся в цилиндре после выпуска их через выпускной клапан, называются остаточными газами. Смесь свежего заряда с остаточными газами называется рабочей смесью. Газы, с помощью которых в цилиндре осуществляется преобразование тепловой энергии в механическую работу, называются рабочим телом. Последовательно протекающая совокупность изменений состояния рабочего тела, в результате которой оно обретает свое первоначальное термодинамическое состояние и преобразовывает тепловую энергию в механическую работу, называется рабочим циклом ДВС. Часть рабочего цикла двигателя, совершаемого за один ход поршня, называют тактом.

Рис. 1. Схема поршневого двигателя внутреннего сгорания: 1 головка блока; 2 поршень; 3 блок цилиндров; 4 шатун; 5 кривошип коленвала; б поддон (масляный картер)

1. Теоретические циклы поршневых тепловых двигателей В теоретическом цикле в отличие от действительного отсутствуют потери теплоты, за исключением неизбежной отдачи теплоты холодному источнику в соответствии со вторым законом термодинамики. Теоретический цикл осуществляется при соблюдении следующих условий: цикл является замкнутым (обратимым) и протекает с постоянным количеством одного и того же рабочего тела, в качестве которого принимают идеальный газ; процесс сгорания топлива в цилиндре заменен мгновенным подводом теплоты от постороннего горячего источника, а процесс выпуска отработавших газов мгновенным отводом теплоты в холодный источник; процессы сжатия и расширения протекают без теплообмена с внешней средой, т.е. принимаются адиабатными; теплоемкость рабочего тела на протяжении всего цикла считается постоянной, не зависящей от температуры.

Для анализа поршневых ДВС используют два основных теоретических цикла: 1. Цикл с подводом теплоты при постоянном объеме теоретический для карбюраторных и газовых двигателей. 2. Смешанный цикл с подводом части теплоты при постоянном объеме и части теплоты при постоянном давлении теоретический для бескомпрессорных дизелей. Отвод теплоты у этих циклов осуществляется при постоянном объеме. Цикл со смешанным подводом теплоты показан на рис. 2. В цилиндре идеализированного двигателя имеется рабочее тело с начальными параметрами р а, Т а. При перемещении поршня от НМТ до ВМТ происходит адиабатное сжатие рабочего тела по кривой ас. На участке с – z к рабочему телу от горячего источника подводится теплота Q 1 при постоянном объеме, на участке z ' z теплота Q" при постоянном давлении. Затем происходит адиабатное расширение газа с совершением механической работы (кривая z b) и отвод теплоты Q 2 к холодному источнику при постоянном объеме (линия b а). Введем безразмерные параметры цикла:

- степень сжатия ; - степень предварительного расширения ; - степень последующего расширения ; - степень повышения давления ; - показатель адиабаты ; Степень совершенства термодинамического цикла оценивается его термическим КПД η е : (1) Учитывая, что, a температуры в точках цикла можно определить с помощью уравнения Менделеева Клапейрона и уравнения адиабаты, окончательное выражение для η е, представим в виде

(2) Работа теоретического цикла определяется по формуле (3) Отношение работы цикла к единице рабочего объема цилиндра (удельная работа) характеризуется величиной среднего давления цикла: (4) Наиболее эффективным методом для увеличения среднего давления является повышение начального давления цикла р а. При повышении р а увеличивается масса заряда цилиндра за цикл. Совместное рассмотрение термического КПД и среднего давления позволяет полностью охарактеризовать экономичность и работоспособность теоретического цикла.

Pиc. 2. Цикл со смешанным подводом теплоты Цикл с подводом теплоты при постоянном объеме является частным случаем смешанного цикла (рис. 3). Рис. 3. Цикл с подводом теплоты при постоянном объеме

Термический КПД и среднее давление цикла определяются по следующим формулам: (5) (6) Экономичность цикла повышается с увеличением показателя адиабаты к и степени сжатия г. Основное влияние на работоспособность цикла оказывает величина начального давления р а. 2. Действительные рабочие циклы поршневого теплового двигателя Действительные циклы, совершающиеся в цилиндрах реальных двигателей, существенно отличаются от рассмотренных теоретических циклов. В действительном цикле состав и количество газа не постоянны. После окончания каждого действительного цикла отработанный газ не возвращается в свое первоначальное состояние и не остается в цилиндре, а удаляется из него, уступая место новому заряду, т.е. действительный цикл по существу является разомкнутым.

В действительном цикле процессы сжатия и расширения протекают при наличии теплообмена между газом и стенками цилиндра, т.е. по политропам с переменными показателями. Процесс сгорания, протекающий при переменном объеме и давлении, характеризуется конечными скоростями и заканчивается на линии расширения. Теплоемкость рабочего тела в действительном цикле не остается постоянной. В действительном цикле имеют место тепловые и гидравлические потери при процессах наполнения цилиндра свежим зарядом и его освобождения от отработанных газов. Действительные циклы двигателей изображаются в виде индикаторных диаграмм в р v-координатах, которые получают экспериментальным путем с помощью специального прибора, называемого индикатором. Рассмотрим действительный цикл четырехтактного двигателя, состоящий из процессов впуска, сжатия, сгорания, расширения и выпуска, которые совершаются за четыре такта (хода поршня) или за два оборота коленчатого вала. В индикаторной диаграмме процессы сжатия и расширения являются термодинамическими, а впуска и выпуска, при которых изменяется масса рабочего тела, механическими.

Индикаторные диаграммы четырехтактных двигателей представлены на рис. 4. Процесс впуска в двигателях предназначен для зарядки цилиндров топливно-воздушной смесью или только воздухом (в дизелях). Впускной клапан открывается с некоторым опережением, до ВМТ (точка 7), чтобы получить к моменту прихода поршня в ВМТ большее проходное сечение у клапана. Впуск свежего заряда в цилиндр осуществляется за два периода. В первый период заряд поступает при перемещении поршня от ВМТ до НМТ вследствие разрежения, создающегося в цилиндре (линия на). Во второй период впуск смеси происходит при перемещении поршня от НМТ к ВМТ в течение ° поворота коленвала за счет разности давления (р 0 - р а ) и скоростного напора заряда (линия а 2). Впуск заканчивается в момент закрытия впускного клапана (точка 2). Процесс впуска на диаграмме изображается линией на 2. Давление в цилиндре в конце наполнения Р а =Р о –ΔP a где р 0 давление во впускном тракте; Δр а уменьшение давления в цилиндре вследствие наличия гидравлических сопротивлений в системе пуска.

С некоторыми допущениями величину Δр а (МПа) можно определить из уравнения Бернулли по формуле где ξ ВС коэффициент сопротивления впускной системы; w скорость движения свежего заряда в проходном сечении клапана, м/с; р плотность свежего заряда на впуске, кг/м 3. У существующих конструкций четырехтактных двигателей (1 + ξ ВС ) = 2,5...4,0, w = м/с; Δр а = (0,10...0,22)p 0. Большие значения имеют карбюраторные двигатели, меньшие дизели. Температура заряда в конце впуска равна Т а =Т0+ΔТ 1 +ΔТ 2, где ΔT j = К подогрев свежего заряда во впускном трубопроводе; ΔT 2 =8γ r

К подогрев свежего заряда от остаточных газов в цилиндре (γr коэффициент остаточных газов, %). Для карбюраторных двигателей γ r = %, для дизелей %. Температура в конце такта впуска составляет для карбюраторных двигателей К; для четырехтактных дизелей К. Степень совершенства процесса наполнения оценивается коэффициентом наполнения, представляющим отношение действительного количества М 1 поступившего в цилиндр свежего заряда к теоретически возможному количеству М т при данных условиях на впуске: Для улучшения наполнения цилиндра свежим зарядом стремятся уменьшить давление в конце выпуска, увеличить давление в конце впуска, уменьшить подогрев свежего заряда, регулируют фазу запаздывания закрытия впускного клапана для использования действия инерции движущегося потока горючей смеси или воздуха. Величина коэффициента наполнения у карбюраторных двигателей 0,7...0,85, у дизелей 0,75...0,9.

Процесс сжатия в двигателях внутреннего сгорания расширяет температурные пределы цикла, что повышает термический КПД, создает лучшие термодинамические условия для сгорания рабочей смеси. Сжатие происходит при закрытых клапанах и заканчивается в момент воспламенения рабочей смеси (точка 3, рис. 4). Рис. 4. Индикаторные диаграммы четырехтактных двигателей: а – карбюраторного; б – дизельного.

Процесс сжатия на диаграмме изображается политропой а 23 с. Среднее значение показателя политропы для карбюраторных двигателей 1,32...1,39, для дизелей 1,36...1,42. Давление рабочей смеси в конце сжатия для карбюраторных двигателей равно 0,7...1,8 МПа, для дизелей (без наддува) 3,0...5,6 МПа. Температура: для карбюраторных двигателей К, для дизелей К. Процесс сгорания и последующее расширение газов являются главными процессами рабочего цикла ДВС. Именно в этих процессах осуществляется превращение химической энергии топлива сначала в тепловую энергию, а затем в механическую работу. Процесс сгорания топлива является окислительным процессом, при котором химические элементы топлива соединяются с кислородом воздуха. Основными химическими элементами, из которых состоит жидкое топливо, являются углерод (С), водород (Н) и кислород (О). При полном сгорании углерод, соединяясь с кислородом, образует углекислый газ (СО 2 ), водород водяной пар (Н 2 О), а кислород топлива вместе с кислородом воздуха участвует в окислении углерода и водорода. Для полного сгорания -1 кг топлива теоретически необходимое количество воздуха составит

(7) (8) где gC, gH, gO массовые доли соответственно углерода, водорода и кислорода в 1 кг топлива (для бензина gC = 0,85 кг, gH = 0,15 кг, gO = 0 кг; для дизельного топлива gC =г 0,86 кг, gH = = 0,13 кг, gO = 0,01 кг); р в = 1,29 кг/м 3 плотность воздуха. То же количество воздуха в молях можно рассчитать по формуле (9) где т в молекулярная масса воздуха (т в = 29 кг/кмоль). В действительных условиях работы двигателя на каждый килограмм топлива, поступившего в цилиндр, приходится количество воздуха, отличное от теоретического. Отношение действительного количества воздуха L, поступившего в цилиндр двигателя, к теоретически необходимому L o для полного сгорания 1 кг топлива называется коэффициентом избытка воздуха

При а = 1 полное сгорание топлива возможно только при идеальном смешении его с воздухом. В реальных условиях работы двигателя полное сгорание топлива возможно лишь при а > 1 (бедная смесь). В карбюраторных двигателях коэффициент избытка воздуха может быть α <1 (богатая смесь). При этом будет происходить неполное сгорание топлива, часть углерода будет окисляться до СО. Сгорание богатой смеси способствует получению большей мощности двигателя при ухудшенной экономичности. Потерю теплоты при неполном сгорании 1 кг топлива можно определить по формуле ΔH и = (1 - a)L o к Дж/кг. Полное сгорание жидких топлив характеризуется следующими величинами выделения теплоты: для автомобильного бензина Н и = к Дж/кг, для дизельного топлива Н и = к Дж/кг. Практические значения α для двигателей при номинальной мощности составляют: для карбюраторных двигателей α = 0,8...1,15, для дизелей 1,2...1,7.

В расчете процесса сгорания используют уравнение первого закона термодинамики, которое позволяет составить уравнение сгорания, характеризующее тепловой баланс на участке сгорания. После ряда преобразований и решения уравнения сгорания относительно температуры конца рассматриваемого процесса получаем: для дизеля (10) для карбюраторного двигателя в случае полного сгорания топлива (11) где- коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси; - количество молей топливовоздушной смеси свежего заряда, кмоль/кг; m T - молекулярная масса жидкого топлива (т Т = кг/кмоль);

ξ коэффициент использования теплоты на участке сгорания, ξ = 0,85...0,95 (карбюраторный двигатель) или 0,65...0,85 (дизель); М 2, М Г количество молей продуктов сгорания и остаточных газов; m cv, m c'v средние мольные теплоемкости соответственно свежего заряда и продуктов сгорания: m cv = 20,16 + 1,74 10~3 Т Z к Дж/(кмоль · К); для карбюраторных двигателей (а = 0,8...1,0) m c'v = (18,4 + 2,6 а) + (1,6 + 1,4 а)10-3 T Z ; к Дж/(кмоль · К), для дизельных двигателей к Дж/(кмоль · К); коэффициент остаточных газов; Т с температура конца сжатия. Температура газов в конце сгорания в карбюраторном двигателе при работе с полной нагрузкой составляет T z = К, в дизелях T z = К.

Для определения давления в конце сгорания запишем уравнение Менделеева Клапейрона для начала и конца сгорания (точки с и z, см. рис. 4) и после некоторых преобразований получим формулы для дизеля (12) и для карбюраторного двигателя (13) Величины p z для дизелей находятся в пределах МПа, а для карбюраторных двигателей 3,5...5,5 МПа. Процесс сгорания в карбюраторном двигателе удобно изучать по развернутой индикаторной диаграмме (рис. 5), представляющей график изменения давления р в цилиндре в зависимости от угла поворота коленчатого вала. Процесс сгорания начинается с момента зажигания смеси искрой в точке 1 такта сжатия. Угол поворота коленчатого вала от момента, соответствующего точке 1, до прихода поршня в ВМТ, называется углом опережения зажигания (УОЗ). В процессе сгорания различают три периода:

I период задержки воспламенения, когда температура и давление практически не изменяются и происходит предпламенное окисление топлива; II период видимого сгорания, когда давление повышается до максимального и сгорает % смеси; III период догорания, продолжающийся уже в процессе расширения и заканчивающийся через ° ПКВ после ВМТ. Рис. 5. Развернутая индикаторная диаграмма процесса сгорания в карбюраторном двигателе

На процесс сгорания оказывает влияние состав рабочей смеси. Чрезмерно богатые (а = 0,3...0,5) или чрезмерно бедные (а = 1,2...1,3) смеси не горят. Максимальная скорость распространения пламени (и мощность двигателя) достигается при а = 0,9. При повышении температуры смеси пределы воспламеняемости расширяются, а при увеличении давления сужаются. Увеличение количества остаточных газов в смеси (например, при уменьшении открытия дроссельной заслонки) также сужает пределы воспламеняемости. УОЗ оказывает значительное влияние на процесс сгорания. В современных двигателях наивыгоднейшие значения УОЗ обеспечиваются путем регулирования частоты вращения (с помощью центробежного регулятора) и нагрузки двигателя (с помощью вакуум- регулятора) или методами микропроцессорного управления. На эффективность сгорания влияют форма и размеры камеры сгорания, изменение нагрузки двигателя и частоты вращения коленвала. Ухудшение процесса сгорания на малых нагрузках и необходимое в связи с этим излишнее обогащение смеси один из основных недостатков карбюраторных двигателей, следствием которого является перерасход топлива. Увеличение частоты вращения коленвала приводит к интенсификации вихревого движения в камере сгорания и повышению скорости распространения пламени.

При воздействии на рабочую смесь излишне высоких для применяемого топлива температур и давлений нормальное сгорание ее в двигателе может перейти во взрывную форму детонационное сгорание, или детонацию. Причиной детонации являются промежуточные продукты окисления углеводородных молекул топлива активные перекиси. Эти нестойкие соединения имеют большую избыточную энергию и способны вызвать цепную реакцию окисления большого числа молекул сразу. При сгорании топлива с большой скоростью резко повышается температура и давление. Появляется волна высокого давления ударная волна, скорость которой достигает м/с. Многократно ударяясь о стенки цилиндра, головку блока и поршни, ударные волны вызывают их вибрацию. Поэтому детонация всегда сопровождается хорошо слышными металлическими стуками. При детонации увеличивается температура поршня, повышается теплоотвод в охлаждающую среду, уменьшается мощность и ухудшается экономичность двигателя. Работа двигателя с детонацией считается вредной и недопустимой.

Склонность различных видов топлива к детонации оценивается октановым числом. На детонацию оказывают влияние конструктивные факторы: повышение степени сжатия способствует детонации; чем компактнее камера сгорания и ближе к центру и к выпускному клапану свеча зажигания, тем меньше склонность к детонации; увеличение диаметра цилиндра способствует детонации. При эксплуатации автомобиля следует знать и учитывать факторы, которые влияют на развитие детонации: увеличение оборотов коленвала устраняет детонацию; уменьшение УОЗ, уменьшение открытия дроссельной заслонки, увеличение влажности всасываемого воздуха уменьшает детонацию. Процесс сгорания в дизеле также рассмотрим на развернутой индикаторный диаграмме (рис. 6). Момент впрыска топлива в сжатый воздух (точка 1) принимают за начало процесса сгорания. Момент впрыска характеризуется углом опережения впрыска топлива (УОВТ). В процессе сгорания дизельного двигателя выделяют четыре периода: I период задержки воспламенения, когда осуществляются физико-химические процессы подготовки топлива к сгоранию;

II период быстрого сгорания, способствующий резкому нарастанию давления в цилиндре и заканчивающийся уже после ВМТ (участок 23), воспламенение топлива в дизеле происходит за счет повышения температуры воздуха при сжатии; III период медленного сгорания, характеризующийся незначительным изменением давления (участок 34) в связи со снижением скорости химических реакций из-за уменьшения количества кислорода и увеличения количества продуктов сгорания; IV период догорания топлива (участок 45), который должен быть возможно меньшим за счет создания завихрения смеси в цилиндре и правильного выбора характеристик топливоподачи. Рис. 6. Развернутая диаграмма процесса сгорания в дизельном двигателе

где φ угол поворота коленвала, град. Жесткость работы дизеля не должна превышать 0,4...0,6 МПа/град. (для карбюраторного двигателя 0,1..0,2 МПа/град.). Жесткая работа дизеля сопровождается стуком и недопустима в эксплуатации, так как вызывает быстрый износ и поломки деталей КШМ, хотя экономичность при этом несколько улучшается. Длительность второй фазы зависит от продолжительности первой фазы сгорания, качества распределения топлива по объему камеры сгорания и от закона подачи топлива в течение первой и второй фаз. Для снижения жесткости в дизелях применяют разделенные камеры сгорания (предкамерное смесеобразование), но при этом ухудшаются пусковые свойства и экономичность работы. Снижение жесткости работы дизелей достигается также применением объемно-пленочного смесеобразования с камерой сгорания в поршне. В процессе расширения (или рабочего хода) внутренняя энергия продуктов сгорания преобразуется в механическую работу. Началом этого процесса условно считают момент достижения в цилиндре максимального давления цикла.

На рис. 4 этот процесс представлен политропной кривой z – b. Среднее значение показателя политропы расширения для карбюраторных двигателей находится в пределах n 2 = 1, , для дизелей п 2 =1,18...1,28. Давление и температуру в конце расширения находят по формулам, полученным при использовании уравнения политропного процесса pv n2 = const и уравнения Менделеева Клапейрона. Для дизельного двигателя (14) средние значения Р b = 0,3…0,5 МПа; (15) средние значения T b = К. Для карбюраторного двигателя (16)

средние значения P b = 0,4...0,6 МПа; (17) средние значения T b = К. В процессе выпуска цилиндры освобождаются от ОГ и выполняется условие второго закона термодинамики. Процесс выпуска способствует рассеиванию теплоты в атмосфере с выходящими из двигателя газами. При этом газы возвращаются к состоянию, неотличимому от состояния окружающей среды, из которой рабочее тело поступает в двигатель. Поэтому рабочий цикл является условно замкнутым. Окружающая среда служит источником рабочего тела и холодильником, рассеивающим теплоту в соответствии с требованиями второго закона термодинамики. Выпуск отработанных газов (см. рис. 4) начинается при открытии выпускного клапана (точка 4) и заканчивается в момент закрытия выпускного клапана (точка 5). Предварение выпуска (участок 4b) и запаздывание его (участок r5) улучшают качество очистки цилиндров от ОГ.

Количество оставшихся ОГ характеризуется коэффициентом остаточных газов γr, представляющим отношение количества ОГ Мr к количеству свежего заряда М1, т.е. Для четырехтактных карбюраторных двигателей γ r = 0,06...0,16, для четырехтактных дизелей γ r = 0,03...0,06. Коэффициент ОГ увеличивается при увеличении объема камеры сгорания, с уменьшением степени сжатия и при повышении давления в процессе выпуска. Среднее давление за весь такт выпуска р r = 0, ,125 МПа. Температура газов Т r в конце процесса выпуска для карбюраторных двигателей К, для дизелей К. В первый период выпуска, при открытии выпускного клапана, скорость вытекания газов составляет м/с. Такое истечение газов сопровождается характерным звуковым эффектом, для гашения которого на двигателе устанавливается глушитель. ОГ автомобильного двигателя содержат ряд соединений, загрязняющих окружающую среду.

Токсичными составляющими ОГ являются окись углерода (СО), окислы азота (NO x ), альдегиды, сероводород (H 2 S), углеводороды (С n Н m ), бенз(а)пирен, сажа. Эти выбросы оказывают вредное влияние на здоровье человека. Состав ОГ меняется в зависимости от применяемого топлива, технического состояния двигателя и от режима его работы. Для недопущения загрязнения окружающей среды токсичными компонентами ОГ необходимо следить за правильной регулировкой карбюратора и дизельной топливной аппаратуры. Конструктивные мероприятия, связанные со снижением токсичности ОГ, включают следующие направления: Совершенствование процесса сгорания с целью достижения большей полноты сгорания топлива на различных режимах работы двигателя. Для этого применяют электронно-управляемые системы топливоподачи, сжигание обедненных смесей с помощью форкамерно-факельного зажигания, рециркуляцию ОГ, топливо со специальными добавками-эмульгаторами.

1. Применение в системе выпуска специальных устройств нейтрализаторов. Нейтрализаторы могут быть каталитические, в которых беспламенное окисление продуктов неполного сгорания топлива интенсифицируется присутствием катализатора; пламенные, работающие на принципе дожигания продуктов неполного сгорания топлива; жидкостные, где химическим путем связываются альдегиды и окислы азота, а механическим путем отделяется сажа. Конкретное применение нейтрализаторов определяется технической целесообразностью и стоимостью этих устройств. 3. Показатели мощности и экономичности Совершенство тепловых процессов, происходящих в цилиндре реального автомобильного двигателя, оценивают по индикаторным показателям его действительного цикла, совершенство же двигателя в целом, с учетом потерь мощности на трение и привод вспомогательных механизмов, по его эффективным показателям. Работа, совершаемая газами в цилиндрах двигателя, называется индикаторной работой. Индикаторная работа газов в одном цилиндре за один цикл называется работой цикла. Она может быть определена с помощью индикаторной диаграммы, построенной по данным теплового расчета двигателя (рис. 7).

Рис. 7. Действительная и расчетная индикаторные диаграммы четырехтактного двигателя Площадь, ограниченная контуром aczzba расчетной индикаторной диаграммы А г, будет в соответствующем масштабе представлять теоретическую индикаторную работу газов в одном цилиндре за цикл. Площадь действительной диаграммы a'ccz bb''raa будет состоять из верхней и нижней петель. Площадь Ал верхней петли характеризует положительную работу газов за цикл. Границы этой петли не совпадают с расчетными вследствие опережения зажигания или впрыска топлива (cccc'), немгновенного сгорания топлива (czzc и zzzz) и предварения выпуска (bb b"b').

Уменьшение площади расчетной диаграммы по указанным причинам учитывается с помощью коэффициента полноты диаграммы φ п : Для автотракторных двигателей φ п = 0,93...0,97. Площадь А п нижней петли характеризует отрицательную работу ΔW i, затрачиваемую на насосные ходы поршня для газообмена в цилиндре. Таким образом, действительная индикаторная работа газов в одном цикле за один цикл На практике величину работоспособности двигателя за цикл определяют по среднему индикаторному давлению p i, равному полезной работе цикла, отнесенной к единице рабочего объема цилиндра (18) где Wi полезная работа цикла, Дж (Н · м); V h рабочий объем цилиндра, м 3.

Среднее индикаторное давление это условно постоянное давление на поршень в течение одного хода поршня, которое совершает работу, равную индикаторной работе газов за весь цикл. Это давление в некотором масштабе выражается высотой pi прямоугольника с площадью А = А Д - А н и с основанием, равным длине индикаторной диаграммы (см. рис. 7). Величина pi при нормальном режиме работы двигателя достигает в карбюраторных двигателях 1,2 МПа, в дизелях 1,0 МПа. Полезную работу, совершаемую газами в цилиндрах двигателя в единицу времени, называют индикаторной мощностью и обозначают Pt. Индикаторная работа газов в одном цилиндре за один цикл составляет (Н-м) Время цикла t n в секундах равно где п частота вращения коленчатого вала, мин -1 ; τ тактность двигателя (число ходов поршня за цикл).

Тогда индикаторная мощность одного цилиндра двигателя составит (Вт) Индикаторная мощность многоцилиндрового двигателя (к Вт) (19) где i ц число цилиндров в двигателе; V h объем одного цилиндра, л., Индикаторный удельный расход топлива представляет собой отношение часового расхода топлива G T к индикаторной мощности Р i Он характеризует экономичность действительного цикла. Величина g i при номинальном режиме работы двигателя колеблется в пределах г/(к Вт · ч) для карбюраторных двигателей, г/(к Вт · ч) для дизелей.

Индикаторный КПД оценивает степень использования теплоты в действительном рабочем цикле и представляет собой отношение теплоты, превращаемой в индикаторную работу W i, к теплоте, введенной в цилиндр в результате сгорания топлива. где Р i индикаторная мощность, к Вт; G T часовой расход топлива, кг/ч; Н и теплота сгорания топлива, к Дж/кг. У существующих автотракторных двигателей индикаторный КПД находится в пределах 0,25...0,4 для карбюраторных двигателей, 0,38...0,50 для дизелей. Относительный КПД представляет собой отношение индикаторного КПД к термическому КПД и определяет степень совершенства действительного цикла по отношению к теоретическому Существующие двигатели имеют относительный КПД 0,60...0,90.

Развиваемая в цилиндрах мощность P t не может быть полностью использована для движения автомобиля. Часть этой мощности, называемая мощностью механических потерь (Р м ), затрачивается в самом двигателе на преодоление трения и на привод вспомогательных механизмов (механизм газораспределения, топливный, масляный и водяной насосы, вентилятор, генератор и т.д.). Мощность, равная разности мощностей P i и Р М, называется эффективной мощностью двигателя Р е : Для удобства оценки механических потерь введено понятие механического КПД η М, представляющего собой отношение эффективной и индикаторной мощности: (20) Механический КПД при номинальном режиме работы карбюраторного двигателя равен 0,7...0,87, дизеля 0,75...0,90. Мощность Р м определяют экспериментально (например, путем прокручивания коленчатого вала двигателя, предварительно прогретого до рабочего теплового состояния от постороннего источника энергии электродвигателя).

При прочих равных условиях мощность Р м существенно зависит от частоты вращения коленчатого вала. С увеличением частоты вращения она возрастает. Эффективные и индикаторные показатели взаимосвязаны следующими простыми соотношениями посредством механического КПД: эффективная мощность Р е = P i η М ; среднее эффективное давление р е = p e η М ; эффективный КПД η e = η i η М ; эффективный удельный расход топлива Эффективный КПД автотракторных двигателей, работающих на режиме полной мощности, находится в пределах 0,2...0,3 для карбюраторных двигателей, 0,3...0,4 для дизелей. Значение эффективного удельного расхода топлива в г/(к Вт ч) для карбюраторных двигателей , для дизелей Эффективный КПД η е учитывает принципиально неустранимые ηi, и принципиально устранимые ηg потери теплоты, а также механические потери η M, т.е. оценивает экономичность работы двигателя в целом:

Формула, связывающая эффективную мощность Р е и среднее эффективное давление р е, по структуре аналогична формуле (19): (22) Если известна мощность Р е и соответствующая ей частота вращения вала двигателя, то эффективный вращающий момент на валу М е составит (H·м): (23) где п частота вращения вала двигателя, мин -1 ; Р е мощность, к Вт. Литровой мощностью двигателя называется эффективная мощность, отнесенная к одному литру рабочего объема двигателя:

Величиной литровой мощности пользуются для сравнительной оценки различных двигателей с точки зрения совершенства рабочего процесса и конструктивного выполнения. Чем больше литровая мощность, тем меньше габариты и удельная масса двигателя. Литровая мощность составляет для карбюраторных двигателей к Вт/л, для дизелей к Вт/л.