ANALYSIS OF THERMODYNAMIC PROCESSES IN DIESEL ENGINES
Authors:
1.
Institute of Caspian Sea and River Transport, Federal branch of Volga State University of Water Transport
(Candidate of Technical Sciences, Assistant Professor; Assistant Professor of the Department of Ship Mechanical Disciplines)
Astrakhan State Technical University (Head of the Department of Physics)
Russian Federation
Astrakhan State Technical University (Head of the Department of Physics)
Russian Federation
2.
Astrakhan State Technical University
(Doctor of Technical Sciences, Professor; Professor of the Department of Shipbuilding and Power Engineering Complexes)
Russian Federation
Russian Federation
3.
Volga State University of Water Transport
(Doctor of Technical Sciences, Professor; Professor of the Department of Operation of Ship Power Plants)
Type:
Article
Pages:
from 46
to 52
Status:
Published
Received:
20.02.2019
Accepted:
25.02.2019
Published:
25.02.2019
Subject area:
UDK 621.41:536.8
GRNTI 45.01 Общие вопросы электротехники
GRNTI 55.42 Двигателестроение
GRNTI 55.45 Судостроение
GRNTI 73.34 Водный транспорт
GRNTI 44.31 Теплоэнергетика. Теплотехника
GRNTI 45.01 Общие вопросы электротехники
GRNTI 55.42 Двигателестроение
GRNTI 55.45 Судостроение
GRNTI 73.34 Водный транспорт
GRNTI 44.31 Теплоэнергетика. Теплотехника
Language:
Russian
Keywords:
thermodynamics, thermodynamic cycles of diesels, the first law of thermodynamics, modernization of the first law, thermodynamic analysis of Trinkler-Sabathe cycle
Abstract (English):
The article analyzes the first law of thermodynamics in terms of the classical law of energy conservation for thermodynamic systems formulated by J. R. Mayer, J. P. Joule and L. Helmholtz, as applied to contemporary piston engines with compression mixture in diesels. The prevailing factor in the system functioning (diesel engine) is the internal energy of a working mixture, rather than the heat input, as it was in the classical treatment of the first thermodynamic law. That is why, the wording of the law should be usefully changed from “heat delivered to the thermodynamic system is used for changing its internal energy and doing work against external forces” to “internal energy of a thermodynamic system determines the amount of heat given off inside the system and amount of work against external forces”. The mathematical form of the law and graphical interpretation of the theoretical thermodynamic Trinkler-Sabathe cycle are modified, accordingly. It has been stated that in practice the achievement of high technical and economic indices is provided by increasing the quality of working mixture: complete fuel evaporation in hot and moving medium, air/fuel ratio in the mixture in line with adopted standards of air/fuel proportion, high level of mixture homogeneity. The initial index to ensure highly efficient operation for reciprocating internal-combustion engines will be the internal energy of the working mixture which will determine the amount of heat emitted in the cylinder during mixture combustion and the amount of completed work against external forces.
The article analyzes the first law of thermodynamics in terms of the classical law of energy conservation for thermodynamic systems formulated by J. R. Mayer, J. P. Joule and L. Helmholtz, as applied to contemporary piston engines with compression mixture in diesels. The prevailing factor in the system functioning (diesel engine) is the internal energy of a working mixture, rather than the heat input, as it was in the classical treatment of the first thermodynamic law. That is why, the wording of the law should be usefully changed from “heat delivered to the thermodynamic system is used for changing its internal energy and doing work against external forces” to “internal energy of a thermodynamic system determines the amount of heat given off inside the system and amount of work against external forces”. The mathematical form of the law and graphical interpretation of the theoretical thermodynamic Trinkler-Sabathe cycle are modified, accordingly. It has been stated that in practice the achievement of high technical and economic indices is provided by increasing the quality of working mixture: complete fuel evaporation in hot and moving medium, air/fuel ratio in the mixture in line with adopted standards of air/fuel proportion, high level of mixture homogeneity. The initial index to ensure highly efficient operation for reciprocating internal-combustion engines will be the internal energy of the working mixture which will determine the amount of heat emitted in the cylinder during mixture combustion and the amount of completed work against external forces.
Keywords:
thermodynamics, thermodynamic cycles of diesels, the first law of thermodynamics, modernization of the first law, thermodynamic analysis of Trinkler-Sabathe cycle
thermodynamics, thermodynamic cycles of diesels, the first law of thermodynamics, modernization of the first law, thermodynamic analysis of Trinkler-Sabathe cycle
Введение Первое начало термодинамики является законом сохранения энергии применительно к термодинамическим системам. Оно было открыто в середине XIX в. Ю. Р. Майером, Дж. П. Джоулем и Г. Гельмгольцем независимо друг от друга при исследовании различных физических процессов [1-3]. Широкое распространение и применение первое начало нашло при исследовании рабочих циклов тепловых машин, где рабочим телом является газ. Постулат первого начала формулируется так: «Теплота, подведённая к термодинамической системе, идёт на изменение её внутренней энергии и на совершение работы против внешних сил» и выражается уравнением Q = ΔU + A, (1) или, в дифференциальной форме, уравнением dq = du + pdV, (2) где du - внутренняя энергия рабочей смеси; dq - количество выделившейся в цилиндре теплоты при сгорании смеси; pdV - количество совершённой внешней работы. Тепловыми машинами, к которым в полной мере применимо первое начало термодинамики в приведённой форме записи (1), (2), являются паровые машины-двигатели (поршневые или турбинные). Здесь теплота, подведённая извне (из топки, при сжигании любого вида топлива, от теплоносителя ядерного реактора), расходуется на фазовое преобразование рабочей жидкости, в результате чего получается парообразное рабочее тело, которое в процессе пароперегрева достигает максимальных значений температуры и давления. Избыток давления идёт на совершение индикаторной работы путём перемещения поршня или вращения рабочего колеса турбины. Из современных поршневых двигателей, к которым полностью применимо первое начало, можно назвать двигатели с внешним подводом теплоты - ДВПТ (двигатели Стирлинга). Термодинамические процессы в поршневых двигателях внутреннего сгорания В современных условиях и в обозримой перспективе на большинстве видов наземных и водных транспортных средств в качестве энергетических установок будут доминировать поршневые двигатели внутреннего сгорания (ДВС), преимущественно с воспламенением рабочей смеси при высокой степени сжатия воздуха в цилиндре - дизели. Но при крайне негативном отношении общественного мнения к дизельным энергоустановкам на транспорте (чему способствовали фальсификации концерна «Фольксваген» при анализе отработавших газов автомобильных двигателей) необходим новый подход к анализу термодинамики, лежащей в основе рабочих процессов дизелей. Такое развитие событий потребует от производителей поршневых ДВС для транспортных средств большой грузоподъёмности, обеспечения более высокого уровня экологической безопасности при сохранении достаточной удельной энергетической эффективности. В поршневых ДВС теплота не подводится извне, а выделяется в результате воспламенения образовавшейся в цилиндре двигателя рабочей смеси от внешнего источника или от высокой температуры сжатого в цилиндре воздуха. Но в обоих случаях количество выделившейся теплоты будет определяться качеством рабочей смеси, под которым следует понимать совокупность факторов - полнота испарения топлива в горячей и движущейся среде, соотношение количества воздуха в смеси количеству поданного топлива в соответствие с принятыми значениями воздушно-топливных соотношений, степень гомогенизации смеси. Таким образом, чем большее количество поданного в цилиндр топлива будет испарено, чем точнее будут выдерживаться значения воздушно-топливных соотношений, чем более однородной будет полученная рабочая смесь, тем больше будет её энергетический потенциал, т. е. внутренняя энергия, и тем большее количество теплоты будет выделено при её воспламенении и сгорании. Следовательно, исходным показателем для обеспечения высокоэффективной работы поршневых ДВС будет являться внутренняя энергия рабочей смеси du, она в совокупности будет определять количество выделившейся в цилиндре теплоты при сгорании смеси dq и количество совершённой внешней работы pdV. Термодинамических переменных, от которых зависит внутренняя энергия, четыре: объём V, давление р, температура T и энтропия S. Независимыми из них будет любая пара. Функции, изменение которых при замкнутом цикле равно нулю (т. е. их дифференциалы являются полными), называются функциями состояния или потенциалами. Исходя из вида полного дифференциала для внутренней энергии, можно видеть, что U является термодинамическим потенциалом относительно переменных S и V, а именно - только сумма ΔQ + рdV, т. е. изменение внутренней энергии dU, всегда есть полный дифференциал при ΔQ = TdS или dS = ΔQ / T. Иначе говоря, энергию тела нельзя разделить строго на механическую и тепловую. Необходимость в таком делении возникает только лишь при определении путей изменения имевшегося количества энергии. Соотношение получающихся количеств теплоты и работы не определяется только начальным и конечным состоянием тела, а полностью зависит от пути перехода, т. е. характера процесса. Наиболее наглядно это свойство представлено на замкнутых процессах (циклах), начинающихся и кончающихся в одном состоянии. Здесь изменение внутренней энергии равно нулю, а тело при этом может получать или отдавать теплоту или совершать работу [4]. На рис. 1 представлен теоретический термодинамический комбинированный цикл поршневого двигателя (цикл Тринклера - Сабатэ) в координатах р - V и T - S, в виде, принятом в теории ДВС. На этом цикле основано действие всех действительных циклов современных дизельных двигателей. В этом цикле теплота в начале горения выделяется (на рис. 1 подводится) по изохоре - участок 2-3, при V - const, и при этом вся выделяемая теплота идёт на увеличение температуры Т и, следовательно, давления р. На следующем участке, в связи с началом движения поршня и соответствующим увеличением объёма V, процесс выделения (на рис. 1 подвода) теплоты продолжается, но уже по изобаре, при р - const, на участке 3-4. Рис. 1. Теоретический термодинамический цикл Тринклера - Сабатэ с подводом теплоты При этом авторы полагают, что традиционная схема теоретических термодинамических циклов ДВС, на примере цикла Тринклера - Сабатэ, должна иметь вид, представленный на рис. 2. Рис. 2. Теоретический термодинамический цикл Тринклера - Сабатэ с выделением теплоты Тогда выражение (2) может быть представлено в следующем виде с формулировкой «Внутренняя энергия термодинамической системы определяет количество выделенной в системе теплоты и количество совершённой над внешними силами работы»: du = dq + pdV. (3) В дальнейшем авторы ограничатся рассмотрением только дизельных ДВС. Совершенствование дизельных двигателей для достижения вышеуказанных свойств идёт по ряду направлений - совершенствование рабочих процессов, разработка новых конструкций и модернизация существующих, улучшение функциональных показателей систем и механизмов, разработка новых технологий производства дизелей, разработка цифровых систем управления рабочими процессами и другие. Технологические принципы организации высокоэффективных рабочих процессов дизельных двигателей Соответственно рис. 2, для увеличения суммарной температуры газа Т необходимо увеличивать количество изохорно выделенной теплоты (ΔQ)р,Т. Технически это осуществляется за счёт увеличения мелкодисперсных составляющих в топливном факеле, впрыскиваемом в цилиндр через форсунку для того, чтобы эта мелкодисперсная составляющая быстро испарялась в горячей и движущейся воздушной среде внутри цилиндра, смешивалась с воздухом, образуя рабочую паровоздушную смесь, сгорающую при минимальных изменениях объёма цилиндра, т. е. практически изохорно. Чем больше будет удельный вес этой мелкодисперсной составляющей в общей массе цикловой подачи топлива, тем большее количество теплоты будет подведено к рабочему телу на изохорном участке и тем больше будут значения давления и температуры. Современное дизелестроение старается решать эту задачу сочетанием высоких и сверхвысоких давлений впрыска (200 МПа) и сверхмалых диаметров сопловых отверстий распылителей форсунок (0,03 мм) [5, 6], а также разделением цикловой подачи топлива путём применения систем двойного и более впрыска. Таким образом, достигаются высокие значения термического КПД цикла. Дополнительным увеличением количества работы за счёт увеличения объёма V получают дополнительный рост энтальпии, т. е. работоспособности газа, что позволяет ещё более увеличить значения индикаторного КПД цикла. Поэтому современные судовые среднеоборотные двигатели имеют тенденцию к длинноходности, т. е. к увеличению хода поршня [5, 6]. Ряд специалистов утверждают, что увеличение хода поршня есть лишь следствие поддержания средней скорости поршня в установленных пределах при снижении частоты вращения коленчатого вала для уменьшения потерь мощности на преодоление сил трения, уменьшения износа в цилиндропоршневой группе и обеспечения заявленного ресурса. В основе этих утверждений лежит взаимосвязь хода поршня и частоты вращения коленчатого вала: Сm = Sn / 30, где Сm - средняя скорость поршня, м/с; S - ход поршня, м; n - частота вращения коленчатого вала, c-1. При этом для сохранения заявленной эффективной мощности Ne при уменьшении n (что снижает динамическую напряжённость двигателя) производители несколько увеличивают значение S, сохраняя и Сm. Однако это не противоречит положению увеличения Ne и сохранению значения Сm. Рассмотрим полную картину энергетической структуры термодинамического цикла. На рис. 3, помимо выделившейся теплоты q1, q2 и отведённой теплоты q3, приведены: подведённая энергия топлива в виде низшей теплоты сгорания (цикловой подачи Gц), подведённая работа сжатия заряда (эквивалентная теплоте) Lc, совершённая работа расширения Lр, также эквивалентная теплоте. Рис. 3. Энергетическая структура термодинамического цикла Тогда энергетический баланс термодинамического цикла можно представить в виде: Gц + Lс = (q1 + q2 - q3) + Lр. При этом надо иметь в виду, что работа сжатия Lс есть часть работы расширения предыдущего цикла, тогда как из действующей в данном цикле работы расширения часть должна будет использована для осуществления сжатия последующего цикла. Здесь надо учесть, что, исходя из формулы (3) и соответствующей ей формулировки, сумма Gц + Lс характеризует качество внутренней энергии рабочей смеси, а следовательно, и цикла, т. е. du. Алгебраическая сумма q1 + q2 - q3 - это количество реализованной в цикле теплоты, т. е. dq и Lр - количество совершённой работы против внешних сил, т. е. pdV. Заключение Таким образом, первое начало термодинамики, выражаемое формулами (1), (2) и рис. 2, не соответствует реальной картине осуществления рабочего процесса в поршневых ДВС, хоть и продолжает оставаться одной из основ теории рабочих процессов этих типов двигателей. В реальной действительности достижение высоких технико-экономических показателей обеспечивается, прежде всего, повышением степени качества подготовки рабочей смеси: полнота испарения топлива в горячей и движущейся среде, соотношение количества воздуха в смеси количеству поданного топлива в соответствие с принятыми значениями воздушно-топливных соотношений, высокий уровень гомогенизации смеси. Исходным показателем для обеспечения высокоэффективной работы поршневых ДВС будет являться внутренняя энергия рабочей смеси, она будет определять количество выделившейся в цилиндре теплоты при сгорании смеси и количество совершённой работы над внешними силами. И хотя в данном направлении ведутся исследовательские и конструкторские работы, необходимо их привести в соответствие с объективными термодинамическими принципами на базе уравнения (3) и рис. 3. Кроме того, выражение первого начала термодинамики в виде уравнения (3) можно считать универсальным законом природы, т. к. ему соответствуют процессы, происходящие в окружающем мире, в частности в звёздных объектах.
1. Bazarov I. P. Termodinamika. M.: Vyssh. shk., 1991. 376 s.
2. Aleksandrov A. A. Termodinamicheskie osnovy ciklov teploenergeticheskih ustanovok. M.: Izd-vo MEI, 2004. 340 s.
3. Kvasnikov I. A. Termodinamika i statisticheskaya fizika. Teoriya ravnovesnyh sistem: Termodinamika. M.: Editorial URSS, 2002. T. 1. 240 s.
4. Dorohov P. A., Dorohov A. F. Summarnaya temperatura gaza za rabochiy cikl i srednyaya indikatornaya temperatura // Vestn. Astrahan. gos. tehn. un-ta. Ser.: Morskaya tehnika i tehnologiya. 2014. № 3. S. 77-82.
5. Konks G. A., Lashko V. A. Mirovoe sudovoe dizelestroenie. Koncepcii konstruirovaniya, analiz mezhdunarodnogo opyta. M.: Mashinostroenie, 2005. 512 s.
6. Voznickiy I. V., Punda A. S. Sudovye dvigateli vnutrennego sgoraniya. SPb.: Morkniga, 2008. T. 1. 283 s.
