Расчет процесса сгорания топлива в СДВС

Расчет процесса сгорания производится на основе анализа молекулярных изменений воздушного заряда и топлива при сгорании с использованием эмпирических данных по опыту работы созданных ранее конструкций дизелей. Расчет носит приближенный характер и ставит своей конечной целью определение параметров рабочего цикла в точке z.

Предварительно для расчета параметров в конце процесса сгорания необходимо знать: количество воздуха, потребное для сжигания подаваемого в цилиндр топлива; количество молей продуктов сгорания и их теплоемкость. Рассмотрим порядок определения этих величин.

Определение количества воздуха, необходимого для сгорания топлива

Жидкое нефтяное топливо, используемое в дизелях, состоит из углерода C, водорода H, кислорода О, серы S, золы и других негорючих соединений. Обычно весовой состав каждого из элементов находится в пределах:

$C = 0,84–0,88;$

$H = 0,11–0,14;$

$S = 0,0001–0,05;$

$O = 0,00005–0,03.$

Примем, что 1 кг топлива состоит из C кг углерода, H кг водорода, S кг серы и О кг кислорода:

$1 кг = C+H+S+O$

Химические реакции полного окисления элементов запишутся в виде:

$C+O_2 = C{O}_2$

$2H_2+O_2 = 2H_2 O$

$S+O_2 = S{O}_2$

С учетом молекулярных весов эти реакции можно записать в весовых или мольных долях:

$12 кг C+32 кг O_2 = 44 кг C{O}_2;$

$4 кг H+32 кг O_2 = 36 кг H_{2}O;$

$32 кг S+32 кг O_2 = 64 кг S{O}_2;$

Или:

$12 кг C+1 кмоль O_2 = 1 кмоль C{O}_2;$

$4 кг H_2+1 кмоль O_2 = 2 кмоля H_{2}O;$

$32 кг S+1 кмоль O_2 = 1 кмоль S{O}_2.$

Для 1 кг и для произвольного количества (C, H, S кг) каждого элемента формулы примут вид:

$1 кг C+1/12 кмоля O_2 = 1/12 кмоля C{O}_2;$

$1 кг H_2+1/4 кмоля O_2 = 1/12 кмоля H_{2}O;$

$1 кг S+1/32 кмоля O_2 = 1/32 кмоля S{O}_2;$

$C кг C + C/12 моля O_2 = C/12 моля C{O}_2;$

$H кг H_2 + H/4 моля O_2 = H/2 моля H_{2}O; Форм. 1$

$S кг S + S/32 моля O_2 = S/32 моля S{O}_2.$

Как видно из уравнений (Формула 1), при сгорании углерода и серы количество молей газов равно количеству молей кислорода, вступившего в реакцию. При сгорании водорода происходит увеличение в 2 раза числа молей водяного пара по сравнению с числом молей потребного на окисление кислорода. Общее количество молей кислорода воздуха, необходимое для сгорания 1 кг топлива, равно:

$L_{o_2} = C/12+H/4+S/32–O/32 кмолей O_2/кг топлива,$

где:

• 0/32 — количество молей кислорода, содержащееся в топливе.

Учитывая, что мольная (объемная) доля кислорода в воздухе составляет примерно 0,21, потребное количество воздуха составит:

$L_0 = (1/0,21) (C/12+H/4+S/32–O/32) кмоль возд./кг топл., Форм. 2$

где:

• L₀ — теоретически необходимое количество воздуха для полного сгорания 1 кг топлива.

В весовых единицах теоретически необходимое количество воздуха равно:

$L_0\prime = {\mu }_{в}\cdot L_0 кг возд/кг топлива.$

Поскольку среднемольный вес воздуха равен: μ_в = 28, 97 кг/кмоль, то приняв дизельного топлива среднего состава весовое соотношение элементов равным:

$C = 0,87;$

$H = 0,126;$

$O = 0,004,$

получим:

• L₀ = 0,495 кмолей воздуха/кг топлива;
• L_0′ = 14,3 кг воздуха/кг топлива.

Заметим, что при нормальных условиях это количество воздуха имеет объем, равный: L₀″ ≅ 11,1 м³ воздуха/кг топлива.

В дизелях количество воздуха L, подаваемого в цилиндр для сгорания 1 кг топлива, больше теоретически необходимого. Необходимость увеличенной подачи воздуха определяется неравномерным распределением топлива в объеме камеры сгорания (в результате чего в одних точках объема — недостаток, в других — избыток кислорода воздуха), желанием улучшить полноту сгорания и уменьшить температуру в точках z и b цикла. Отношение действительного количества воздуха, находящегося в камере сгорания, к теоретически необходимому называется коэффициентом избытка воздуха при сгорании:

$\alpha = L/L_0 = L\prime /L{\prime }_0 Форм. 3$

Полное сгорание топлива в цилиндре возможно только при α > 1, В этом случае продукты сгорания представляют собой смесь “чистых” продуктов сгорания и избыточного воздуха. Обычно коэффициент избытка воздуха на сгорание находится в пределах:

• α = 1,8 ÷ 2,1 — малооборотные дизели без наддува;
• α = 1,6 ÷ 2,3 — малооборотные дизели с наддувом;
• α = 1,3 ÷ 1,7 — высокооборотные дизели без наддува;
• α = 1,5 ÷ 1,9 — высокооборотные дизели с наддувом;
• α = 0,85 ÷ 1,2 — карбюраторные двигатели.

Более низкие α у высокооборотных дизелей объясняются большой однородностью смеси (особенно в двигателях с разделенными камерами сгорания), возможностью работы с большей форсировкой по температуре. У дизелей с наддувом α увеличивается для снижения максимальной и средней температуры цикла и уменьшения температуры цилиндро-поршневой группы. У длинноходовых МОД удалось снизить избыток воздуха на сгорание до α = 1,6 ÷ 1,8.

Определение коэффициента молекулярного изменения при сгорании

Весовое количество продуктов сгорания равно сумме весов воздуха и топлива до сгорания. Объем же продуктов сгорания при прочих равных условиях больше объема свежего заряда, так как в процессе сгорания увеличивается количество молей газов. Это увеличение можно оценить как:

$∆M = M–L = M–\alpha {L_o}^{кмоль}/кг топл, Форм. 4$

Количество молей продуктов сгорания M при полном сгорании 1 кг топлива и α > 1 равно:

$M = Mc{o}_2+M{h}_{2}o+Ms{o}_2+M{o}_2+M{n}_2. Форм. 5$

Из уравнений (Формула 1) найдем:

$Mc{o}_2 = C/12;$

$M{н}_{2}o = H/2;$

$Ms{o}_2 = S/32.$

Количество молей кислорода, не использованного в процессе сгорания, определится как:

$M{o}_2 = 0,21 (\alpha –1) L_0$

Общее количество молей азота, не принимающего участия в реакции горения:

$M_{N2} = 0,79L = 0,79 \alpha L_0.$

Подставляя полученные значения M_O2 и M_N2 в уравнение (Формула 5), получим:

$M = C/12+H/2+S/32+0,21 (\alpha –1) L_0 + 0,79 \alpha L_0.$

Или:

$M = C/12+H/2+S/32+(\alpha –0,21) L_0.$

Количество молей воздуха L до сгорания также может быть найдено с помощью уравнений (Формула 1):

$L = L{o}_2{ }_{\alpha =1}+M{o}_2+M_{N2},$

где:

$L{o}_2{ }_{\alpha =1} = C/12+H/4+S/32–O/32.$

Тогда:

$L = С/12+H/4+S/32–O/32+(\alpha –0,21) L_0.$

Из равенств (Формула 6) и (Формула 7) найдем приращение количества молей газов ΔM:

$∆M = H/4+O/32 = (8H + O)/32{ }^{кмоль}/кг топл. Форм. 8$

Как видно из равенства (Формула 8), приращение количества молей газов определяется содержанием в топливе кислорода и водорода и не зависит от коэффициента избытка воздуха на сгорание.

Отношение количества молей продуктов сгорания к количеству молей свежего воздуха, участвующего в реакции горения, называется химическим коэффициентом молекулярного изменения:

${\beta }_o = M/L = (L+∆M)/L = 1+\left(8H+O\right)/32 \alpha L_0. Форм. 9$

Действительный коэффициент молекулярного изменения β должен учитывать количество молей остаточных газов M_r, находящихся в цилиндре к моменту начала процесса сгорания. Он равен:

$\beta = (M+M_r )/(L+M_r ) = (M/L+M_r/L)/(L/L+M_r/L) = ({\beta }_0+{\gamma }_r)/(1+{\gamma }_r) Форс. 10$

Из уравнения (Формула 9) найдем: ΔM/L = β₀-1; тогда для произвольного момента процесса сгорания, когда сгорела лишь i-тая доля топлива, текущее значение коэффициента β_i, равно:

${\beta }_1 = (L+i∆M+M_r)/(L+M_r) = 1+i∆M/(L+M_r) = ∆M/L_i/(1+ {\gamma }_r). Форм. 11$

Анализируя формулы 9—11, можно сказать:

1. При i = 1 (все топливо сгорело), формула 11 принимает вид (Формула 10);
2. β₀ всегда больше 1, а β < β₀;
3. С увеличением коэффициента избытка воздуха на сгорание коэффициенты β₀ и β уменьшаются.

Обычно при расчетах судовых дизелей принимают для точки z цикла: β_z ≈ β, пренебрегая догоранием. Это допущение лежит в пределах погрешности расчета. Кроме того, при расчетах β не учитывается полнота сгорания топлива — получение угарного газа CO (неполное сгорание) и чистого углерода (дымный выхлоп). Для хорошо отрегулированных двигателей эти допущения не дают большой погрешности.

Определение теплоемкости продуктов сгорания

Теплоемкость и воздуха, и продуктов сгорания зависит от температуры. Эта зависимость не является линейной, однако с достаточной для практики точностью можно принять линейный закон изменения теплоемкости C от температуры T:

$C = a+bT,$

где:

• a и b – постоянные коэффициенты.

При расчетах рабочих циклов удобно пользоваться средними значениями теплоемкостей в заданном диапазоне температур. При линейной зависимости теплоемкости от температуры среднее значение теплоемкости определяется как среднеарифметическое ее истинных значений при начальной и конечной температуре интервала (или равно истинной теплоемкости при средней температуре интервала T_ср = 1/2 (T₁ + T₂). Для определения теплоемкостей можно пользоваться специальными таблицами. Однако можно считать и по формулам. Для определения средних мольных изобарной C′_p и изохронной C′_ν теплоемкостей сухого воздуха могут быть приняты следующие формулы:

$C\prime p = 27,59+0,00251T кДж/кмольK$

$C\prime \nu = 19,26+0,00251T кДж/кмольK. Форм. 12$

Уравнения для теплоемкости “чистых” продуктов сгорания (α = 1) при использовании дизельного топлива среднего состава имеют аналогичный вид:

$C_p″ = 28,78+0,0036T кДж/кмольK,$

$C_{\nu }″ = 20,47+0,0036T кДж/кмольK. Форм. 13$

Средняя изохорная теплоемкость смеси чистых продуктов сгорания и воздуха определяется зависимостью:

$C_{\nu см} = (M_{\alpha = 1} C_{\nu }″+M_{возд} C_{\nu }\prime )/(M_{\alpha = 1}+M_{возд})$

где:

• M_возд и M_{α = 1} — количество молей неиспользованного воздуха и чистых продуктов сгорания при сгорании 1 кг топлива.

Можно написать:

$M_{\alpha = 1} = \beta {\prime }_o L_o;$

$M_{возд} = L–L_o = L_o (\alpha –1),$

где:

β′₀ — химический коэффициент молекулярного изменения при α = 1. Подставив значения M_{α = 1} и M_возд в исходную формулу и сократив числитель и знаменатель на L_o, получим:

$C_{\nu см} = (\beta {\prime }_o C″\nu +(\alpha –1)C″\nu )/\beta {\prime }_o+\alpha –1. Форм. 14$

Если пренебречь приращением количества молей чистых продуктов сгорания (принять β′_o ≈ 1), то можно получить часто применяемую формулу:

$C_{\nu см} \approx (C″v+(\alpha –1)C\prime v)/\alpha . Форм. 15$

Заменив C″_ν и C′_ν их линейными зависимостями от температуры, для дизельного топлива среднего состава получим:

$C_{\nu см} = \frac{20,47+\left(\alpha –1\right)19,26}{\alpha }+\frac{36+\left(\alpha –1\right)·25,1}{\alpha ·{10}^4}·T, кДж/кмольК. Форм. 16$

Средняя изобарная теплоемкость определится как:

$C_{pсм} = C_{\nu см}+\mu R,$

где:

• μR = 8,314 кДж/кмольК.

Если в процессе расчета необходимо определить теплоемкость чистых продуктов сгорания топлива произвольного состава, то уравнение смешания составляется по данным таблиц исходя из действительного состава продуктов сгорания (учитывая содержание O₂, CO₂, H₂O, N₂ порознь). Последовательность расчетов — та же.

Вывод уравнения сгорания топлива в ДВС

Уравнение сгорания — это зависимость, позволяющая рассчитать максимальную температуру цикла T_z. При выводе этой зависимости сделаем допущения:

1. Истинная кривая подвода тепла (кривая 1-2-3 на рис. 1) заменяется термодинамическими процессами подвода тепла при V = const (cz₁) и P = const (z₁z);
2. Процесс сгорания топлива характеризуется коэффициентом использования тепла ξ.

С количественной точки зрения сделанные допущения дают приемлемые результаты. Коэффициент использования тепла ξ, учитывает ту часть тепла, которая в процессе сгорания воспринимается рабочим телом, а также идет на совершение полезной работы. Соответственно величина (1-ξ) учитывает недожог, отвод тепла в охлаждающую среду и тепло, которое еще не выделилось от сгорания топлива.

Уравнение баланса тепла в точке z запишется в виде:

$Q_{н} {\xi }_z = M_z C\prime \nu T_z – M_a C_v\prime \prime \prime T_c + L_{z1z} Форм. 17$

• Q_н — низшая теплотворная способность топлива;
• ξ_z — коэффициент использования тепла в точке z;
• M_z C″_νT_z = U_z — внутренняя энергия продуктов сгорания в точке z;
• M_a C_ν″′T_c = U_c — внутренняя энергия рабочего тела в точке c;
• C_ν″′ — средняя мольная изохорная теплоемкость свежего заряда и остаточных газов.
• L_z1z = P_z (V_z — V_z1) — полезная работа при расширении газов от точки z₁ до точки z;

Поскольку P_zV_z1 = λP_c V_c, на основании уравнения состояния можно записать для работы расширения газов:

$L_{z1z} = P_z{V}_z – \lambda P_c V_c = M_z \mu R T_z – \lambda M_a \mu R T_c.$

Подставим это значение работы в формулу 17 и сгруппируем слагаемые. Получим:

${\xi }_z Q_{н} = M_z{T}_z \left(C_{\nu }\prime \prime + \mu R\right) – M_a{T}_c\left(C_{\nu }\prime \prime \prime + \lambda \mu R\right).$

Выделив в левую часть слагаемое, содержащее T_z, получим:

$M_z \left(C_{\nu }″ + \mu R\right) T_z = {\xi }_z Q_{н} + T_c\left(C_{\nu }\prime \prime \prime + \mu R\lambda \right).$

Так как C_ν″ + μR – C_p″, то окончательно запишем:

$M_z{T}_z{C}_p″ = {\xi }_z Q_{н} + M_a T_c \left(C_{\nu }\prime \prime \prime + \mu R \lambda \right). Форм. 18$

Недостаток уравнения (Формула 18) — необходимость оперирования с теплоемкостью C_ν′″ смеси L молей свежего заряда и M_r молей остаточных газов. Выделим из общего состава молей газов величину M_r с тем, чтобы исключить из расчетов C_ν′″. Можно записать на основании общих закономерностей сметания газов:

$M_a{T}_c (C_{\nu }\prime \prime \prime +\mu R\lambda ) = (L+M_r) (C_{\nu }\prime \prime \prime +\mu R\lambda ) T_c = L (C_{\nu }\prime +\mu R \lambda ) T_c+M_r (C_v″+\mu R \lambda ) T_c = L(C_v″+\mu R \lambda ) T_c+{\gamma }_R L(C_{\nu }″+\mu R \lambda ) T_c,$

где:

• C_ν′ — средняя мольная теплоемкость сухого воздуха;
• C_ν″ — средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания.

Подставим полученное равенство в формулу 18 и разделим правую и левую части на L. Получим:

$M_z T_z C_p″/L = {\xi }_z Q_{н}/L + (C{\prime }_{\nu }+\mu R \lambda ) T_c+{\gamma }_r (C_{\nu }″+\mu R \lambda ) T_c.$

Так как:

$M_z/L = ({\beta }_z M_a)/L = {\beta }_z \left(\right(L + M_r)/L) = {\beta }_z (1 + {\gamma }_r)$

То расчетная формула для определения максимальной температуры цикла T_z примет окончательный вид:

${\beta }_z (1 + {\gamma }_r) C_p″T_z = {\xi }_z Q_{н}/L + (C_{\nu }\prime +\mu R \lambda ) T_c + {\gamma }_r (C_{\nu }″+\mu R \lambda ) T_c Форм. 19$

При подстановке в уравнение 19 численных величин и значений C_p″, C_ν″, выраженных через температуру, уравнение приводится к виду:

$A{T^2}_z+B{T}_z–C = 0.$

Или:

$T_z = C/(A{T}_z+B).$

Это уравнение решается обычно методом последовательных приближений. Определение других параметров цикла в точке z производится по формулам:

$P_z = \lambda P_c;$

$V_{z }= V_c \rho .$

Степень предварительного расширения ρ находится на основании уравнений состояния в точках z и c. Взяв отношение параметров, найдем:

$P_z V_z/(P_c V_c) = \lambda \rho = M_z T_z/\left(M_a{T}_c\right) = {\beta }_z (T_z/T_c).$

Откуда:

$\rho = \left({\beta }_z/\lambda \right)\left(T_z/T_c\right).$

Величиной λ, определяющей P_z и степень предварительного расширения, задаются на основе данных по выполненным ранее конструкциям.

Анализ уравнения сгорания

Как видно из уравнения 19, температура в точке z зависит от многих параметров (ξ_z, T_c, L, γ_r,

$\overline{C}$

_p″, β_z, Q_н, λ). Однако основное влияние на величину T_z оказывают параметры ξ_z, T_c и L. Влияние остальных параметров для конкретного типоразмера двигателя незначительно.

Максимальная температура цикла повышается при увеличении T_c, ξ_z и уменьшении L. Чем выше температура T_z, тем выше при прочих равных условиях температура цилиндропоршневой группы, хуже условия работы цилиндра. Как правило, у судовых дизелей максимальная температура цикла не превышает 1 800 °К, у высокооборотных дизелей — 2 000 °К (так как здесь более благоприятные условия отвода тепла от стенок цилиндра).

Понижение T_z в практике возможно за счет переноса процесса сгорания на линию догорания (за счет уменьшения ξ_z). Такое решение нецелесообразно — при этом повышается температура уходящих газов и температура ЦПГ, уменьшается термический КПД. Однако в высокооборотных дизелях подобный перенос сгорания на линию расширения происходит независимо от воли конструктора. У малооборотных дизелей уменьшение практикуется при их форсировке, но не с целью снижения T_z, а с целью снижения максимального давления сгорания P_z и повышения энергии газов перед газотурбонагнетателем.

Обычно ξ_z находится в пределах: ξ_z = 0,6 + 0,99. Нижний предел — у высокооборотных дизелей, верхний — у малооборотных с увеличенным ходом поршня. Влияние температуры T_c на величину T_z ограничено ввиду ограниченности изменения величин ε и T_a, определяющих T_c.

Основной путь уменьшения температуры T_z и температуры цилиндро-поршневой группы — увеличение количества молей L свежего заряда для сгорания 1 кг топлива (т. е. за счет повышения коэффициента избытка воздуха на сгорание).

Обычно при расчетах степень повышения давления λ = P_z/P_c принимается исходя из величины P_z построенных двигателей того же класса. Максимальные давления сгорания у выполненных конструкций находятся в пределах:

• P_z = 5,03 ÷ 6,5 мПа — у малооборотных дизелей без наддува;
• P_z = 6,5 ÷ 16,0 мПа — у малооборотных дизелей с наддувом;
• P_z = 5,0 ÷ 8,0 мПа — у средне и высокооборотных дизелей без наддува;
• P_z = 6,5 ÷ 18,0 мПа — у средне и высокооборотных дизелей с наддувом.

Степень повышения давления у двигателей без наддува находится в пределах: λ = 1,3 ÷ 2,2. При форсировке двигателей наддувом λ снижается и может достигать значений λ = 1,15 ÷ 1,3. Уменьшение λ при наддуве определяется необходимостью обеспечения достаточной надежности работы подшипников коленчатого вала путем сохранения на допустимом уровне максимального давления цикла P_z.

Процесс расширения

В реальном двигателе процесс сгорания начинается до прихода поршня в ВМТ и не заканчивается после окончания подачи топлива в цилиндр, а продолжается на линии расширения. IV-я фаза процесса сгорания (догорание) оказывает значительное влияние на характер процесса расширения. Это влияние может быть проиллюстрировано с помощью кривой использования тепла ξ = f(V), данной на рис. 2.

Основная доля тепла подводится на участке z₁z рабочего хода. Однако за счет догорания правее точки z коэффициент ξ продолжает увеличиваться, достигая максимума в точке M. На этом участке процесса расширения из-за влияния догорания показатель политропы расширения составляет величину n₂ = 1,0 ÷ 1,1.

При движении поршня от ВМТ к НМТ догорание уменьшается; в то же время, увеличивается поверхность охлаждения цилиндра и соответственно увеличивается отвод тепла. Наконец, в точке M количество подводимого тепла становится равным количеству отводимого тепла. При этом мгновенное значение показателя n₂ равно показателю адиабаты: n₂ = k.

При дальнейшем движении поршня к НМТ процесс расширения протекает с отводом тепла, величина ξ уменьшается. В конце расширения показатель n₂ равен: n₂ = 1,5 ÷ 1,6.

Как правило, в судовых дизелях максимум кривой ξ = f(V) находится между точками z и b. В точке b коэффициент использования тепла равен: ξ_в = 0,8 ÷ 0,99. Чем ближе максимум кривой к точке z, тем меньше температура в точке b и экономичнее цикл. У высокооборотных двигателей точка M может находиться вообще за пределами графика (кривая 2 на рис. 2). У этих двигателей догорание протекает на всем ходе расширения и не заканчивается в точке b; количество подводимого тепла на линии расширения больше отводимого. Экономичность цикла понижается за счет недожога топлива и высокой температуры отработавших газов.

При построении расчетного цикла дизеля кривая расширения условно принимается за политропу со средним показателем политропы n₂, постоянным для всего процесса расширения. По аналогии с процессом сжатия, средний показатель n₂ принимается таким, чтобы площади под расчетной и истинной кривыми расширения в PV — диаграмме были равными. Величина среднего значения показателя политропы расширения зависит от линейных размеров двигателя, уровня его форсировки, нагрузки, частоты вращения коленчатого вала, физических характеристик топлива и ряда эксплуатационных факторов.

Увеличение линейных размеров цилиндра уменьшает относительную площадь поверхности охлаждения; теплоотвод уменьшается, что приводит к снижению показателя n₂. В том же направлении действуют форсировка двигателей наддувом и увеличение нагрузки цилиндра, повышение частоты вращения коленчатого вала, ухудшение физических характеристик топлива, вызывающее снижение скорости его сгорания, изменение эксплуатационных факторов — уменьшение угла опережения подачи топлива, ухудшение распыливания топлива, повышение температуры охлаждающей среды.

Читайте также: Наддув судовых дизелей

Повышение частоты вращения коленчатого вала при прочих равных условиях уменьшает время контакта газов и стенок цилиндра, что уменьшает отвод тепла. Одновременно уменьшаются протечки газа через кольца, увеличивается догорание. Все это способствует уменьшению показателя n₂.

Форсировка двигателя или увеличение нагрузки даже при постоянной частоте вращения приводит к увеличению температуры газа, росту теплоотвода и одновременному переносу сгорания на линию догорания. Возрастание IV-ой фазы оказывается определяющим, что и снижает показатель n₂. К развитию догорания приводит также ухудшение качества топлива и указанное выше изменение эксплуатационных факторов.

Значения средних показателей политропы расширения для номинальных режимов работы различных двигателей находятся в пределах:

• n₂ = 1,15 ÷ 1,25 — высокооборотные двигатели с неохлаждаемыми поршнями;
• n₂ = 1,25 ÷ 1,28 — среднеоборотные двигатели с охлаждаемыми поршнями;
• n₂ = 1,27 ÷ 1,32 — малооборотные двигатели с охлаждаемыми поршнями.

Меньшие значения n₂ у высокооборотных двигателей — из-за догорания на линии расширения и меньшего времени теплоотвода. Параметры цикла в конце процесса расширения находятся из соотношений:

$P_b = P_z (V_z/V_b ){{ }^n}_2 = P_z/{{\delta }^n}_2, Форм. 21$

$T_b =T_z/{\delta }_2^{(n–1)}. Форм. 22$

Обычно температура в точке b менее T_b < 1 100 + 1 200 °К — во избежания обгорания выпускных клапанов, головок поршней, пригорания поршневых колец.

Объем в точке b в расчетах теоретических циклов 2-х и 4-тактных дизелей принимается равным объему в точке a цикла: V_b = V_a.

Влияние действительных углов опережения открытия органов газообмена в дальнейшем учитывается при построении теоретической индикаторной диаграммы путем нанесения действительных моментов на диаграмму и ее исправления от руки.

Давление в точке b находится в пределах:

• P_b = (2,5÷3,5) P_к — малооборотные двигатели;
• P_b = (4,0÷5,5) P_к — высокооборотные двигатели с выпуском через клапаны (здесь P_к — давление надувочного воздуха).