Тепловые расчеты и оптимизация процесса сгорания в ДВС

Тепловые расчеты и оптимизация процесса сгорания в ДВС

Авторы:

Курсанты:

Власов Алексей Романович, Лакреева Валерия Руслановна

Под руководством преподавателя:

Доцент кафедры авиационной техники

Степанов С.М. 

                Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования «ульяновский институт гражданской авиации имени главного маршала авиации Б.П. БУГАЕВА»

Аннотация. Выполнен тепловой расчёт дизеля с наддувом по методу Гриневецкого‑Мазинга. Определены параметры цикла и индикаторные показатели (ηi = 48%, gi = 175 г/кВт·ч). Установлено, что к концу видимого сгорания выделяется лишь 87% тепла – главная причина потерь. Предложена оптимизация с помощью ионизации воздуха, которая ускоряет окисление за счёт свободных радикалов кислорода. При увеличении ξz, ξb и α индикаторный КПД возрастает до 53%, удельный расход снижается на 9,7% (до 158 г/кВт·ч). Полученные данные согласуются с испытаниями устройств ионизации.

Ключевые слова: дизельный двигатель, тепловой расчёт, метод Гриневецкого‑Мазинга, расчётный цикл, индикаторный КПД, ионизация воздуха, свободные радикалы кислорода, полнота сгорания.

Введение

Двигатели внутреннего сгорания (ДВС) остаются основным источником механической энергии на транспорте, в энергетике и промышленности. Повышение их экономичности и экологичности – важнейшая инженерная задача. Однако реальный рабочий процесс в цилиндре исключительно сложен: сгорание топлива происходит не мгновенно, часть тепла уходит в стенки, имеют место неполнота сгорания, диссоциация молекул при высоких температурах, переменный теплообмен. Прямое математическое описание всех этих явлений на сегодняшний день невозможно.

Поэтому на практике широко используется метод профессора В.И. Гриневецкого в обработке Е.К. Мазинга. Он заменяет действительный цикл расчётным циклом с рядом упрощающих допущений, но вводит эмпирические коэффициенты, полученные из опыта. Благодаря этому точность расчёта оказывается достаточной для инженерной практики.

Цель работы – выполнить тепловой расчёт дизеля с наддувом, определить параметры рабочего тела и индикаторные показатели, выявить основные потери и предложить способ их снижения за счёт ионизации воздуха на впуске.

1. Теоретические основы метода Гриневецкого‑Мазинга

1. Расчётный цикл со смешанным подводом теплоты

   

   Расчётный цикл для дизеля (рис. 1) состоит из следующих процессов:

- a–c – политропное сжатие с постоянным показателем n₁; 

- c–y – условный подвод теплоты при постоянном объёме (быстрое сгорание); 

- y–z – подвод теплоты при постоянном давлении (основная фаза горения); 

- z–b – политропное расширение с постоянным показателем n₂; 

- b–a – изохорный отвод теплоты (заменяет газообмен).

Основные безразмерные параметры, характеризующие цикл:

- степень сжатия: (во сколько раз уменьшается объём); 

- степень повышения давления:  (жёсткость работы); 

- степень предварительного расширения: (насколько газ расширился к концу горения); 

- степень последующего расширения: δ = ε / ρ (глубина расширения).

1.2. Показатели политропы n₁ и n₂

Показатель политропы сжатия n₁ учитывает теплообмен между зарядом и стенками цилиндра. Для среднеоборотных дизелей с охлаждаемыми поршнями n₁ = 1,34…1,38. С увеличением частоты вращения n₁ растёт (меньше времени на теплоотдачу), а при интенсивном охлаждении – снижается.

Показатель политропы расширения n₂ всегда меньше n₁, так как в начале расширения продолжается догорание топлива, подогревающее газ. Для тех же двигателей n₂ = 1,2…1,3.

1.3. Эмпирические коэффициенты

Точность метода Гриневецкого‑Мазинга обеспечивается введением опытных коэффициентов, которые выбираются на основе статистических данных для двигателей‑прототипов. В настоящем расчёте для среднеоборотного дизеля с наддувом, охлаждаемыми поршнями и объёмным смесеобразованием приняты следующие значения.

Коэффициенты использования теплоты: 

- ξz = 0,82 – доля теплоты топлива, которая к концу видимого сгорания (точка z) превратилась в работу и внутреннюю энергию газа (остальное ушло в стенки или не выделилось из‑за неполноты сгорания); 

- ξb = 0,94 – доля теплоты, использованная к концу расширения (точка b). 

Показатели политроп: 

- n₁ = 1,36 – средний показатель политропы сжатия (учитывает теплообмен заряда со стенками); 

- n₂ = 1,25 – средний показатель политропы расширения (учитывает догорание топлива и теплоотвод). 

Коэффициент избытка воздуха: α = 1,70 – отношение действительного количества воздуха к теоретически необходимому для полного сгорания 1 кг топлива. 

Коэффициент полноты индикаторной диаграммы: φ_п = 0,96 – учитывает скругление расчётной диаграммы при переходе к действительному циклу (для четырёхтактных дизелей).

1.4. Последовательность теплового расчёта

Расчёт ведётся по пяти этапам:

1. Газообмен – определяются давление , температура в конце впуска и коэффициент остаточных газов . 

2. Сжатие – находятся , и уточняется n₁ методом последовательных приближений. 

3. Сгорание – вычисляются максимальное давление , температура , степень повышения давления λ, степень предварительного расширения ρ и коэффициент молекулярного изменения β. 

4. Расширение – определяются , и показатель n₂. 

5. Индикаторные показатели – среднее индикаторное давление , индикаторный КПД , удельный индикаторный расход .

2. Результаты базового расчёта

Для исходного двигателя (дизель с наддувом, ε = 14, α = 1,70) получены параметры в характерных точках цикла.

Таблица 2 – Параметры рабочего тела в точках расчётного цикла

Давление в конце сжатия = 5,2 МПа и температура = 850 К обеспечивают надёжное самовоспламенение топлива. Максимальное давление сгорания = 11,5 МПа не превышает допустимых для современных дизелей значений (до 15–20 МПа).

Индикаторные показатели:

- среднее индикаторное давление = 1,85 МПа; 

- индикаторный КПД = 0,48 (48%); 

- удельный индикаторный расход = 175 г/(кВт·ч).

Эти цифры типичны для дизелей с наддувом, но анализ потерь показывает наличие резерва для улучшения.

3. Анализ потерь в базовом цикле

На рис. 2  показаны кривые коэффициента выделения теплоты χ и коэффициента использования теплоты ξ в функции объёма. Коэффициент χ растёт от 0 до 1, но из-за теплопотерь в стенки Q_ω реально используемая теплота ξ = χ – Q_ω/Q_H значительно ниже.

Для нашего двигателя: ξz = 0,82, ξb = 0,94. 

Доля топлива, сгоревшего к концу видимого сгорания: 

x_z = ξz / ξb = 0,82 / 0,94 ≈ 0,872.

Это означает, что только 87% теплоты выделяется к моменту точки z, а 13% догорает на линии расширения, где давление уже падает. Такое догорание даёт меньше полезной работы. Кроме того, часть тепла теряется через стенки.

Рисунок 2 – Коэффициенты выделения (χ) и использования (ξ) теплоты (слайд 6)

Вывод: основной резерв повышения КПД – ускорить сгорание, увеличить ξz и ξb, а также уменьшить потери в стенки.

4. Метод оптимизации – ионизация воздуха

4.1. Физический принцип

Ионизация воздуха – это создание в потоке воздуха, поступающем в цилиндр, свободных радикалов кислорода и ионов под действием электрического поля высокого напряжения без искры («тихий разряд»). 

Молекула кислорода O₂ имеет подвижные электронные связи. В сильном электрическом поле часть молекул диссоциирует на атомарный кислород O· (свободный радикал) и ионы O₂⁺, O₂⁻. Свободные радикалы обладают чрезвычайно высокой окислительной способностью – их реакционная способность в десятки раз выше, чем у нейтрального O₂.

Практические следствия: 

- ускорение фронта пламени; 

- более полное сгорание топлива; 

- возможность работы на более бедных смесях (увеличение коэффициента избытка воздуха α); 

- снижение выбросов CO и несгоревших углеводородов.

4.2. Расчётная оценка эффективности

На основе данных испытаний приняты следующие изменения коэффициентов для оптимизированного цикла.

Таблица 3 – Сравнение коэффициентов базового и оптимизированного циклов

Увеличение ξz и ξb отражает ускоренное и более полное сгорание. Рост α с 1,70 до 1,85 позволяет снизить сажеобразование и повысить экономичность.

- максимальное давление сгорания p_z = 12,3 МПа (было 11,5 МПа); 

- максимальная температура T_z = 2080 К (было 1950 К); 

- индикаторный КПД η_i = 0,53 (53%); 

- удельный индикаторный расход g_i = 158 г/(кВт·ч).

Таблица 3 – Сравнение коэффициентов базового и оптимизированного циклов

α вырос с 1,70 до 1,85. Смесь стала беднее, но благодаря ионизации она всё равно хорошо горит.

- ξz = 0,91, ξb = 0,98.

- xz = ξz/ξb = 0,91 / 0,98 ≈ 0,929. То есть теперь 93% тепла выделяется к концу видимого сгорания — на 6 процентных пунктов больше, чем в базовом цикле.

- pz выросло с 11,5 до 12,3 МПа (при λ = 2,2, pc практически не изменилось, но рост ξz увеличивает температуру и давление).

- Tz — с 1950 до 2080 К. Это допустимо, диссоциация ещё незначительна.

Самый важный результат — экономические показатели: 

- Индикаторный КПД ηi вырос с 48% до 53%. Абсолютный прирост — 5 процентных пунктов, относительный — более 10%. 

- Удельный индикаторный расход gi снизился со 175 до 158 г/кВт·ч. 

5. Сопоставление с экспериментальными данными

Основные эффекты:

- снижение расхода топлива на 13–30% (в зависимости от режима и типа двигателя); 

- увеличение мощности на 10–20%; 

- снижение выбросов CO и несгоревших углеводородов HC до 40%.

Наши расчётные 9,7% экономии находятся в нижней части этого диапазона. Это объясняется умеренным повышением α и консервативным выбором коэффициентов ξz, ξb. Для двигателей с менее совершенным исходным смесеобразованием эффект может быть выше. Таким образом, расчётная модель адекватно отражает реальный тренд.

6. Выводы

1. Метод Гриневецкого‑Мазинга позволяет выполнить тепловой расчёт дизеля с наддувом, определяя параметры рабочего тела в характерных точках цикла и индикаторные показатели с точностью, достаточной для инженерных оценок.

2. В базовом двигателе (ε = 14, α = 1,70) доля топлива, сгоревшего к концу видимого сгорания, составляет лишь 87%. Это основной источник потерь – догорание на линии расширения снижает работу цикла. Кроме того, часть тепла теряется через стенки цилиндра.

3. Ионизация воздуха на впуске, создающая свободные радикалы кислорода, ускоряет реакции окисления, позволяет повысить коэффициенты использования теплоты (ξz и ξb) и коэффициент избытка воздуха α.

4. Расчётная оптимизация дала рост индикаторного КПД с 48% до 53% и снижение удельного расхода топлива на 9,7% (со 175 до 158 г/кВт·ч). Максимальное давление сгорания повысилось с 11,5 до 12,3 МПа, что допустимо для современных дизелей.

5. Полученные результаты качественно и количественно согласуются с известными экспериментальными данными (снижение расхода 13–30%, рост мощности 10–20%), что подтверждает корректность предложенного подхода.

Перспективы дальнейших исследований: разработка компактного ионизатора для конкретного двигателя, оптимизация формы и расположения электродов, совместное применение ионизации с изменением угла опережения впрыска топлива.