Термодинамический метод определения параметров цикла двигателей внутреннего сгорания впервые был разработан В. И. Гриневецким и усовершенствован впоследствии Е. К. Мазингом.

Если принять, что процесс сгорания в цилиндре двигателя протекает вначале при постоянном объеме, а потом при постоянном давлении, т. е. по линии СZ'Z (рис. 79), и допустить равенство температур и давлений по пространству сгорания цилиндра, то количество тепла, выделенного от не­полного сгорания 1 кг топлива, в соответствии с первым законом термодинамики, распределяется так:

Работа за процесс с — z' равна нулю, а потому за рассматриваемый процесс сгорания с—z будет равна совершаемой работе за изобарный процесс z' — z:

В данном выражении работы произведем замену, для чего восполь­зуемся уравнением состояния газа:

Разделим и умножим первый член правой части этого выражения на (L+M_r), а кроме того, в первом и во втором членах вынесен L за скобку:

Подставляя значения приращений внутренней энергии газов, полу­чим уравнение сгорания цикла со смешанным подводом тепла

В этом уравнении С_?m', и C_pт" — средние мольные теплоемкости продук­тов сгорания (точка 1), а С_?m' — средняя мольная теплоемкость воздуха. В целях упрощения расчета для двигателей с небольшим коэффициентом остаточных газов (?_r <С 0,05) можно принять, что теплоемкость остаточных газов, обозначенная в уравнении (71) C_pт", равна теплоемкости воздуха, и. если принять что процесс сгорания заканчивается в точке z, то ?_z — ? и уравнение сгорания примет упрощенный вид

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания с_рт" определяется по формуле (64), а теплоемкости с_рт отдельных газов, входящих в состав про­дуктов сгорания, определяются по формулам (5.9), (61) и (63) с подстановкой температуры Т_z° К. Средняя мольная теплоемкость воздуха определяется по формуле (58), если ввести в формулу значение температуры Т_с° К.

Степень повышения давления при сгорании ?, входящая в уравнение сгорания, определяется в зависимости от принимаемой величины макси­мального давления цикла р_z;

Для малооборотных и среднеоборотных дизелей без наддува р_z прини­мается 50—60 кГ/см², а у дизелей с наддувом достигает 70—85 кГ/см².

Для многооборотных дизелей без наддува р_z принимают 60—80 кГ/слг, а с наддувом 100—120 кГ 1см².

Следует заметить, что повышение давления р_z утяжеляет конструкцию двигателя, но теплоиспользование в цилиндре и мощность его при этом возрастают. Значением коэффициента ?_z для определения температуры T_z из уравнения (71 а) задаются, руководствуясь при этом соображениями, изло­женными ранее.

После подстановки численных значений уравнение сгорания принимает вид квадратного уравнения относительно искомой температуры цикла Т_z (в точке z):

Решение этого уравнения позволяет определить максимальную темпе­ратуру цикла Т_z, которая для цикла смешанного подвода тепла при режиме полной нагрузки составляет 1750—2000° К.

После определения температуры Т_z можно определить и степень пред­варительного расширения:

Значение ? колеблется от 1,2 до 1,6.

Для цикла с изохорным подводом тепла (цикл карбюраторных двига­телей) в уравнении (70) работа АL_сz = 0 и потому уравнение сгорания в раз­вернутом виде будет иметь вид

Здесь средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания определяется согласно известной зависимости С_?m" — С_pm"— 1,986 с подстановкой тем­пературы Т_с для определения теплоемкости остаточных газов [второй член в левой части уравнения (73) ] и температуры Т_z для определения теплоем­кости продуктов сгорания [правая часть уравнения (73)].

Степень повышения давления в этом цикле определяется по формуле

откуда р_z =? ? р_с.

Величина температуры Т_z цикла с изохорным подводом тепла достигает 2300—2500? К и давление р_z = 30—45 кГ/см².

Как это было изложено ранее, процесс сгорания в цилиндре двигателя протекает при изменяющихся давлении, температуре и объеме газов (ра­бочего тела). К тому же температура газа в пространстве сгорания не яв­ляется одинаковой. Наибольшего значения она достигает во фронте пламени. Отсюда следует, что термодинамический метод определения температуры сгорания является приближенным. Погрешность этого метода исправляется введением в уравнение сгорания коэффициента использования тепла. Пра­вильность выбора значения коэффициента в значительной мере определяет соответствие температуры, полученной из уравнения, действительной.

Выполненные экспериментальные исследования К. Нейманом, Н. В. Иноземцевым, В. К. Кошкиным, И. И. Вибе, Б. М. Гончаром и др. позволили составить различные уравнения, наиболее полно отражающие физико-химическую сущность процесса сгорания, протекающего в цилиндре дизеля.

Для практического применения указанных уравнений необходимо иметь опытные данные по изменению скорости сгорания и другие величины, что значительно ограничивает возможность использования их.

Уравнение сгорания, предложенное Б. М. Гончаром (ЦНИДИ) [4], имеет следующий вид:

После некоторых преобразований уравнение сгорания принимает окон­чательный вид

Относительная скорость сгорания, входящая в уравнение (75), прини­мается по экспериментальным данным или определяется по эмпирическим формулам.

В частности, может быть рекомендовано следующее уравнение:

Текущее значение поверхности теплообмена определяется из выраже­ния

Здесь D и S — диаметр цилиндра и ход поршня в м.

Все расчеты по приведенному уравнению следует производить на ЭВЦМ.

Динамика тепловыделения. Анализ снятых индика­торных диаграмм позволяет установить процесс тепловыделения в цилиндре двигателя.

На рис. 80 приведены типичные кривые тепловыделения в зависимости от угла поворота коленчатого вала. Кривые х = f(?) и dx/d? =f(?) выражают долю сгоревшего топлива от цикловой подачи и относительную скорость сгорания топлива; кривые х_m = f(?) и dx_m /d? = f(?) — отдачу тепла от рабочего тела (газа) стенкам цилиндра; кривые х_i = f(?) и dx_i /d? = f(?) — исполь­зованное тепло в цилиндре двигателя; их называют кривыми активного тепловыделения

Разбивая индикаторную диаграмму на отдельные участки (длиной до 5°) и используя уравнение первого закона термодинамики, Н. В. Ино­земцев [8 ] впервые предложил следующее вы­ражение для определения относительной доли сгоревшего топлива:

Как показывают опытные данные, величина x_i/x по ходу процесса сгора­ния колеблется в ограниченных пределах (0,92—0,96), а потому при опре­делении доли сгоревшего топлива можно принять, что

Таким образом, по индикаторной диаграмме определяется вначале зависимость

где ?_т — кажущийся молекулярный вес топлива;

V — текущий объем цилиндра двигателя.

В процессе сгорания топлива в цилиндре двигателя происходит изме­нение внутренней химической энергии рабочего тела, поэтому для опреде­ления полного изменения внутренней энергии необходимо иметь состав газа в каждый рассматриваемый момент времени. В связи с этим З. С. Мац [10] предложил для определения доли сгоревшего топлива следующую, более уточненную, формулу:

Работу, совершаемую газами, определяют из индикаторной диаграммы, рассматривая каждый участок ее как политропный процесс с постоянным показателем п:

Указанную работу каждого участка можно определить и непосредствен­но из индикаторной диаграммы (в координатах р—V), если рассматривать их как площадь, ограниченную линией процесса сгорания, осью абсцисс и ор­динатами начала и конца рассматриваемого участка диаграммы.