Теория двигателей внутреннего сгорания

В.Г. Дьяченко

ТЕОРИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ Учебник

ОГЛАВЛЕНИЕ ВВЕДЕНИЕ . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . ГЛАВА 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЕ О ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §1. Основные определения . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §2. Термодинамические циклы двигателей внутреннего сгорания §3. Действительные циклы четырёхтактных двигателей внутреннего сгорания . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §4. Действительные циклы двухтактных двигателей внутреннего сгорания . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §5. Краткая история развития двигателей внутреннего сгорания . . §6. Классификация двигателей внутреннего сгорания . . . . . . . . . . . ГЛАВА 2. ТОПЛИВО ДЛЯ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §1. Сырьевые ресурсы моторного топлива . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §2. Состав нефти и нефтепродуктов . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §3. Основные характеристики моторных топлив . . . . . . . . . . . . . . . §4. Марки моторных топлив . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . ГЛАВА 3. РАБОЧЕЕ ТЕЛО В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ И ЕГО СВОЙСТВА . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §1. Основные определения . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §2. Состав и основные характеристики свежего заряда . . . . . . . . . . §3. Состав продуктов сгорания при полном сгорании топлива . . . §4. Состав продуктов сгорания при неполном сгорании топлива . . §5. Токсичность отработавших газов . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §6. Теплоемкость рабочего тела . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . ГЛАВА 4. ДИФФЕРЕНЦИАЛЬНЫЕ УРАВНЕНИЯ ПРОЦЕССОВ В РАБОЧЕЙ ПОЛОСТИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §1. Уравнение объемного баланса Н.М. Глаголева . . . . . . . . . . . . . §2. Дифференциальные уравнения процессов массообмена и теплообмена в надпоршневой полости . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §3. Теплообмен между рабочим телом и стенками надпоршневой полости . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . ГЛАВА 5. ТЕЧЕНИЕ РАБОЧЕГО ТЕЛА ЧЕРЕЗ ОРГАНЫ ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ §1. Площадь проходных сечений клапанов . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §2. Площадь проходных сечений окон в стенке цилиндра . . . . . . . . §3. Истечение газа через органы газораспределения . . . . . . . . . . . . §4. Эффективная площадь проходных сечений органов газораспределения . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

7 11 11 16 28 43 58 67 71 71 75 80 96 101 101 104 106 111 113 121

127 127 132 139 147 147 152 154 167

ГЛАВА 6. ПРОЦЕССЫ ГАЗООБМЕНА В ЧЕТЫРЁХТАКТНЫХ ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ . . . . . . . . . . . . . . . . . . §1. Особенности организации процессов газообмена в четырёхтактных двигателях . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §2. Показатели процессов газообмена . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §3. Приближенная оценка показателей газообмена четырёхтактного двигателя . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §4. Расчет процесса выпуска . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §5. Расчет процессов в надпоршневой полости на участке перекрытия клапанов. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §6. Расчет процесса впуска . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §7. Возможности использования численного моделирования процессов газообмена четырёхтактных двигателей для решения практических инженерных задач . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . ГЛАВА 7. ПРОЦЕССЫ ГАЗООБМЕНА В ДВУХТАКТНЫХ ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §1. Особенности организации процессов газообмена в двухтактных двигателях . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §2. Расчет процессов газообмена в двухтактных двигателях с нагнетателем . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §3. Расчет процессов газообмена в двухтактных двигателях с кривошипно-камерной продувкой . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . ГЛАВА 8. ГАЗОДИНАМИЧЕСКИЕ ПРОЦЕССЫ В ГАЗОВОЗДУШНЫХ КАНАЛАХ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §1. Методы моделирования газодинамических процессов в газовоздушных каналах двигателей . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §2. Основные посылки моделирования неустановившегося течения газа в газовоздушных каналах двигателей. . . . . . . . . . . . . . §3. Процессы разгона газа в газовоздушных каналах двигателей §4. Процессы торможения газа в газовоздушных каналах двигателей . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §5. Влияние газодинамических процессов во впускной и выпускной системах на процессы газообмена в надпоршневой полости . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . ГЛАВА 9. ПРОЦЕСС СЖАТИЯ . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §1. Процессы, происходящие в надпоршневой полости при сжатии рабочего тела . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §2. Моделирование процесса сжатия в двигателях с неразделенными (полуразделенными) камерами сгорания . . . . . . . . . . . . §3. Моделирование процесса сжатия в двигателях с разделенными камерами сгорания . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

4

171 172 177 182 186 201 215

223 236 236 240 255

275 275 277 291 303

309 318 318 324 327

ГЛАВА10. ПРОЦЕССЫ СМЕСЕОБРАЗОВАНИЯ, СГОРАНИЯ И РАСШИРЕНИЯ В ДВИГАТЕЛЯХ С ИСКРОВЫМ ЗАЖИГАНИЕМ . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §1. Процессы смесеобразования . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §2. Зажигание топливовоздушных смесей от искры электрического разряда . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §3. Процессы сгорания топливовоздушных смесей . . . . . . . . . . . . . §4. Методы расчета процессов сгорания и расширения . . . . . . . . . ГЛАВА11. ПРОЦЕССЫ СМЕСЕОБРАЗОВАНИЯ, ВОСПЛАМЕНЕНИЯ, СГОРАНИЯ И РАСШИРЕНИЯ В ДВИГАТЕЛЯХ С ВОСПЛАМЕНЕНИЕМ ТОПЛИВА ОТ СЖАТИЯ . . . . . . . . . . . . . . . §1. Системы подачи топлива в камеру сгорания дизеля . . . . . . . . . §2. Процессы смесеобразования . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §3. Процессы воспламенения, сгорания и расширения . . . . . . . . . . §4. Методы расчета процессов сгорания и расширения в двигателях с воспламенением топлива от сжатия . . . . . . . . . . . . . . . . . . ГЛАВА12. ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §1. Индикаторные показатели. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §2. Механические потери . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §3. Эффективные показатели . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §4. Составляющие теплового баланса . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . ГЛАВА13. ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §1. Режимы работы. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §2. Регулировочные характеристики. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §3. Эксплуатационные характеристики. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §4. Специальные характеристики . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . ГЛАВА14. ВЫБОР ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ КОНСТРУКЦИИ И РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ ДВИГАТЕЛЯ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §1. Требования, предъявляемые к двигателю . . . . . . . . . . . . . . . . . . §2. Частота вращения коленчатого вала . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §3. Ход поршня и отношение хода поршня к диаметру цилиндра §4. Число и расположение цилиндров . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . §5. Пример выбора основных параметров конструкции и рабочих процессов двигателя. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

5

334 334 344 348 367

378 378 382 393 404 420 420 427 431 433 441 441 441 447 452

459 459 464 468 472 474

УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ D S n Cm Va Vc Vh  д p0 T0 pa Ta Mh V  ps Ts Vs

– – – – – – – – – – – – – – – – – – –

  pc pz pi pмд рн.п pe Ni Ne м i gi e ge Bч

– – – – – – – – – – – – – – – –

диаметр цилиндра, мм ход поршня, мм число оборотов коленчатого вала: об/мин, мин–1 средняя скорость поршня, м/с полный объем надпоршневой полости: см3, л, м3 объем камеры сжатия: см3, л, м3 рабочий объем надпоршневой полости: см3, л, м3 геометрическая степень сжатия действительная степень сжатия атмосферное давление: Па, МПа температура атмосферного воздуха, К давление смеси газов в надпоршневой полости в НМТ: Па, МПа температура смеси газов в надпоршневой полости в НМТ, К потенциальный заряд надпоршневой полости, кг коэффициент наполнения при условиях окружающей среды коэффициент остаточных газов давление воздуха (смеси) перед впускными клапанами: Па, МПа температура воздуха (смеси) перед впускными клапанами, К коэффициент наполнения при условиях перед впускными клапанами коэффициент избытка продувочного воздуха коэффициент утечки продувочного воздуха давление смеси газов в конце такта сжатия: Па, МПа максимальное давление газов в надпоршневой полости: Па, МПа среднее индикаторное давление: Па, МПа среднее давление механических потерь: Па, МПа среднее давление насосных потерь: Па, МПа среднее эффективное давление: Па, МПа индикаторная мощность, кВт эффективная мощность, кВт механический коэффициент полезного действия индикаторный коэффициент полезного действия удельный индикаторный расход топлива, кг/(кВтч) эффективный коэффициент полезного действия удельный эффективный расход топлива, кг/(кВтч) часовой расход топлива, кг/ч. 6

ВВЕДЕНИЕ Эффективность производства, темпы научно-технического прогресса, рациональное использование топливных ресурсов все в большей мере зависят от состояния топливно-энергетического комплекса страны. Важнейшей составной частью топливноэнергетического комплекса, наряду с электроэнергетикой, являются двигатели внутреннего сгорания. Высокая экономичность, относительно небольшие габариты и масса, надежность и автономность обеспечили широкое применение двигателей внутреннего сгорания в качестве энергетической установки на автомобильном, железнодорожном и водном транспорте, в сельском хозяйстве и строительстве. Исключительно велика роль двигателей внутреннего сгорания в экономике развивающихся стран. Во многих развивающихся странах двигатели внутреннего сгорания широко используются и для производства электроэнергии. Трудно переоценить значение двигателей внутреннего сгорания и для экономики Украины. Суммарная мощность действующего на Украине парка двигателей внутреннего сгорания более чем на порядок превышает мощность стационарных электростанций. Это соотношение сохранится и в будущем. Развитие двигателей внутреннего сгорания (как и энергетики в целом) все в большей степени предопределяется ужесточением требований в отношении экономичности, выбросов токсичных веществ с отработавшими газами. Это обусловлено, вопервых, ограниченными запасами органического топлива и в первую очередь нефти, во-вторых, повышением уровня загрязнения атмосферы токсичными веществами отработавших газов двигателей внутреннего сгорания. Насколько остро сегодня стоит вопрос о снижении загрязнения воздуха в крупных промышленных центрах многих стран выбросами токсичных веществ с отработавшими газами двигателей внутреннего сгорания можно судить по тем мероприятиям, которые предпринимаются для снижения токсичности отработавших газов двигателей (организация производства неэтилированных высокооктановых бензинов, электронных систем впрыска и управления; установка на автомобилях каталитических нейтра7

лизаторов, существенно повышающих их стоимость). Проектами норм на выбросы токсичных веществ с отработавшими газами предусматривается их дальнейшее ужесточение, что потребует дополнительных капиталовложений, прежде всего, в автомобильную промышленность. В ряде стран разработаны долговременные планы снижения эксплуатационного расхода топлива различными типами двигателей. Расширяются исследования по использованию альтернативных видов топлива для двигателей внутреннего сгорания (природного газа, метанола, этанола, синтетического бензина, водорода и дизельного топлива из растительных масел). Применительно к условиям стран СНГ перспективным является расширение использования природного газа, этилового спирта и дизельного топлива из рапсового масла, организация производства синтетических моторных топлив на базе глубокой технологической переработки угля с водородом или с водяным паром при объединении углехимического комплекса с атомной энергетикой и дизельного топлива из рапсового масла. Нефть и газ все в большем количестве будут направляться на технологические нужды химической и микробиологической промышленности. Существенная экономия органического жидкого топлива может быть достигнута за счет совершенствования структуры топливно-энергетического баланса и более рационального использования всех видов топлива и энергии, снижения расхода моторного топлива на транспорте, в сельском хозяйстве как за счет повышения экономичности двигателей, так и за счет организационно-технических мероприятий. Экономичность, экологические характеристики двигателей внутреннего сгорания определяются, в основном, уровнем доводки рабочих процессов, отличающихся сложностью процессов массообмена, теплообмена, химических реакций окисления топлива. Строгое аналитическое описание этих явлений, взаимосвязей параметров конструкции и рабочих процессов с конечными технико-экономическими показателями двигателя нереально и в обозримом будущем. Поэтому конечной целью теории двигателей внутреннего сгорания является установление на базе практического опыта создания двигателей и их эксплуатации взаимосвя8

зей между важнейшими эксплуатационными показателями, определяющими потребительские качества двигателя (мощность, расход топлива, масса, габариты) и параметрами конструкции, рабочих процессов как на стадии проектирования и доводки двигателя, так и при модернизации выпускаемых двигателей. Важнейшим источником исходных данных при оценке выбора параметров конструкции и рабочих процессов, оценки уровня показателей рабочих процессов является индикаторная диаграмма. Индикаторная диаграмма необходима и при оценке нагрузок на детали двигателя при расчетах на прочность. Простейший метод построения индикаторной диаграммы – построение диаграммы термодинамического цикла с подводом теплоты к рабочему телу при постоянном объеме или с подводом части теплоты к рабочему телу при постоянном объеме и части теплоты при постоянном давлении. Однако термодинамический цикл слишком схематично отражает действительные процессы, происходящие в рабочей полости, и позволяет оценить только влияние на термический коэффициент полезного действия и удельную работу газов степени сжатия, степени повышения давления или степени предварительного и последующего расширения. Более полно учитывает особенности действительных процессов, происходящих в рабочей полости двигателя (состав и количество рабочего тела, интенсивность выделения теплоты при сгорании, теплообмен между рабочим телом и стенками рабочей полости), метод построения индикаторной диаграммы, предложенный в 1907 году В.И. Гриневецким (1871–1919 г.г.). С последующими дополнениями и уточнениями этот метод построения индикаторной диаграммы и сегодня широко используется для приближенного расчета параметров и показателей рабочих процессов двигателя. При этом точность определения параметров и показателей цикла зависит от нескольких коэффициентов, значения которых принимаются по экспериментальным данным для подобных двигателей. Поэтому методы анализа экспериментальных индикаторных диаграмм действительных циклов различных двигателей, систематизация коэффициентов, используемых при 9

расчетах рабочих процессов проектируемых двигателей, также являются одной из важных составных частей теории двигателей. Возможности метода построения индикаторной диаграммы В.И. Гриневецкого также значительно ограничены, поскольку не позволяют рассчитать изменение состава, количества и параметров рабочего тела по углу поворота кривошипа на участке газообмена, сгорания – расширения, оценить влияние внешней нагрузки и других факторов на показатели цикла и двигателя в целом. Не учитываются в данном методе с достаточной точностью и особенности физических и химических явлений в рабочей полости. Значительно сложнее уточненные методы построения индикаторной диаграммы, достаточно полно учитывающие физические явления, происходящие в рабочей полости. Основы этих методов были предложены и доведены до уровня инженерных расчетов Н.М. Глаголевым (1903–1976 г.г.) 1. В данных методах значения ряда более простых по физическому смыслу коэффициентов также необходимо принимать по экспериментальным данным для подобных двигателей. Это позволяет более полно учитывать особенности протекания реальных рабочих процессов, влияние различных факторов на показатели действительного цикла. Однако, несмотря на то, что при этом необходимо принимать значения меньшего количества коэффициентов, чем в методе построения индикаторной диаграммы В.И. Гриневецкого, их связи с параметрами и конечными показателями действительного цикла определяется более сложными аналитическими зависимостями. Широкое применение данных методов в инженерной практике стало возможно только при появлении вычислительной техники. Не менее важными в теории двигателей внутреннего сгорания являются и методы оценки влияния различных факторов на основные эксплуатационные показатели двигателя, методы оценки выбора основных конструктивных параметров и параметров рабочих процессов, разработка алгоритмов и программ расчета действительных циклов современных двигателей внутреннего сгорания, прогнозирование направлений совершенствования как рабочих процессов, так и конструкции двигателей. 10

Глава 1 ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ §1. Основные определения Двигатель – устройство (паровая машина, турбина, двигатель внутреннего сгорания и т.п.) для непрерывного преобразования энергии рабочего тела (паров жидкости, газа или смеси газов) в механическую энергию. Первичным источником энергии является химическая или ядерная энергия топлива. В паровых машинах, турбинах преобразование химической или ядерной энергии в тепловую, которая затем сообщается рабочему телу, происходит вне двигателя (в парогенераторе, реакторе или камере сгорания). В двигателе внутреннего сгорания (ДВС) процесс преобразования химической энергии топлива в тепловую осуществляется в рабочей полости двигателя. Если процесс преобразования химической энергии топлива в тепловую происходит вне рабочей полости, то такие двигатели называются двигателями внешнего сгорания. Рабочим телом в ДВС является смесь газов, состав которой в течение рабочего цикла изменяется. Энергия рабочего тела, которая сообщается газу при сгорании топлива, преобразуется в механическую в процессе расширения газа в рабочей полости. Рабочая полость представляет собой замкнутый объем, величина которого изменяется с помощью рабочего органа – поршня, ротора и т.п. В зависимости от типа рабочего органа и характера его движения двигатели внутреннего сгорания подразделяются на несколько групп: поршневые с возвратно-поступательным движением поршня; свободно-поршневые с изменяемым ходом поршня; роторные, в которых рабочий орган вращается относительно неподвижной оси или относительно оси, движущейся по круговой замкнутой орбите; двигатели с качающимися рабочими органами, в которых рабочие органы совершают возвратновращательное колебательное движение и др. 11

К рабочей полости примыкают устройства (системы), предназначенные для подвода рабочего тела в рабочую полость и для его удаления из рабочей полости. Эти системы называют соответственно впускной и выпускной. Кроме впускной и выпускной систем для обеспечения работоспособности двигатель снабжен и другими системами: системой пуска, системой топливоподачи, системой зажигания, системой охлаждения, системой смазки и т.д. В рабочей полости двигателя и его системах осуществляют в определенном порядке рабочие процессы, которые периодически повторяются. Совокупность процессов, происходящих в течение одного периода, называется рабочим циклом. Рассмотрим принципиальные схемы поршневых ДВС с внешним смесеобразованием и воспламенением топливовоздушной смеси от искры (рис. 1.1, а), внутренним смесеобразованием и воспламенением топлива от сжатия (рис. 1.1, б). Рабочая полость в двигателе образована поверхностями цилиндра 1, головки цилиндра 2, днища поршня 3. Герметизация зазора между поршнем и цилиндром осуществлена с помощью поршневых колец, устанавливаемых в канавки на поршне. Поршень совершает возвратно-поступательное движение, которое с помощью кривошипно-шатунного механизма (шатуна 4 и кривошипа 5) преобразуется во вращательное движение кривошипа. Крайнее верхнее положение поршня, соответствующее минимальному объему надпоршневой полости, называется верхней мертвой точкой (ВМТ), крайнее нижнее, соответствующее максимальному объему рабочей полости, – нижней мертвой точкой (НМТ), расстояние по оси цилиндра от ВМТ до НМТ – ходом поршня (S). Если ось кривошипа и ось цилиндра расположены в одной плоскости, то ход поршня S = 2R. В дезаксиальном кривошипно-шатунном механизме (ось кривошипа или ось поршневого пальца смещены по отношению к оси цилиндра) S  2R. Минимальный объем над поршнем (Vc) называется объемом камеры сжатия (камеры сгорания); максимальный объем (Vа) – полным. Разность между максимальным и минимальным объемами – рабочим объемом: 12

6

2 7

10

9

11

8

2 12

7

10

ВМТ 6

3 НМТ 4

S = 2R

S = 2R

ВМТ 1

11

р0, Т0

Т 14

9 8

1 3

НМТ 4

х

13 5

р0, Т0

5

12

б

а

Рисунок 1.1 – Принципиальные схемы четырёхтактного двигателя внутреннего сгорания без наддува с внешним смесеобразованием и искровым зажиганием (а) и с внутренним смесеобразованием и воспламенением топлива от сжатия (б): 1 – цилиндр; 2 – головка цилиндра; 3 – поршень; 4 – шатун; 5 – кривошип; 6 – впускной канал; 7 – впускной клапан; 8 – выпускной канал; 9 – выпускной клапан; 10 – свеча зажигания (форсунка на рис. 1.1, б); 11 – глушитель; 12 – воздухоочиститель; 13 – карбюратор; 14 – канал подвода топлива; р0, Т0 – давление и температура атмосферного воздуха; S – ход поршня; R – радиус кривошипа;  – угол поворота кривошипа

D 2 Va  Vc  Vh  S, 4 где D – диаметр цилиндра. Перемещение поршня от ВМТ (рис. 1.1, а)

(1.1)

S =L+R–x,

где х – расстояние между осью кривошипа и осью поршневого пальца; L – длина шатуна. Из теоремы косинусов L2 = R2 + x2 – 2R x cos или 13

  1 x  R  cos   2  1  cos 2   ,   

где   R L . Тогда 1  1 S  R   1  cos   2  1  cos 2    R  .   

(1.2)

Перемещение поршня от ВМТ несколько проще определять по приближенной зависимости



S  R 1  cos   



1  cos 2 . 4 Текущее значение объема надпоршневой полости

(1.3)

V  Vc  0,5Vh  .

Рабочий объем цилиндра двигателя измеряют в м3, дм3, см3. Сумма рабочих объемов всех цилиндров называется литражом двигателя. Геометрическая степень сжатия – отношение максимального надпоршневого объема к минимальному объему: 

Vh  Vc . Vc

(1.4)

Действительная степень сжатия – отношение надпоршневого объема VV, соответствующего моменту закрытия впускных клапанов, к минимальному объему: д 

VV . Vc

(1.5)

В зависимости от особенностей конструкции, особенностей организации рабочих процессов геометрическая степень сжатия изменяется в пределах от 7 до 24. Действительная степень сжатия на 1–2 единицы меньше геометрической степени сжатия. В двигателях с искровым зажиганием верхний предел степени сжатия ( = 10–11) ограничивается детонационным сгоранием топливовоздушной смеси; в двигателях с воспламенением топлива от сжатия нижний предел степени сжатия ( > 13) огра14

ничен условиями надежного воспламенения топлива, а верхний – допустимыми механическими нагрузками на детали. Перемещение поршня от ВМТ к НМТ и наоборот называется тактом. Если рабочий цикл совершается за 4 такта (два оборота кривошипа), то такие двигатели называются четырехтактными, если за два такта (один оборот коленчатого вала) – двухтактными. Протекание процессов в рабочей полости сопровождается, в зависимости от такта, изменением давления, температуры, состава и массы рабочего тела. Кривые изменения давления в рабочей полости в функции угла поворота кривошипа или в функции объема называются индикаторными диаграммами цикла, соответственно в p– и p–V координатах. В зависимости от определяющего процесса, протекающего в цилиндре четырехтактного двигателя, такты названы: такт впуска (наполнения); такт сжатия; такт сгорания – расширения; такт выпуска. В двухтактном двигателе процессы газообмена осуществляются в конце такта расширения и в начале такта сжатия путем подачи воздуха (топливно-воздушной смеси) к продувочным окнам (клапанам) при повышенном давлении, создаваемом нагнетателем. Скорость перемещения поршня

С  dS d . При положении поршня в ВМТ и НМТ скорость поршня равна нулю. Максимального значения скорость поршня достигает примерно на средине хода поршня. Средняя скорость перемещения поршня, м/с: n Sn Сm  2 S  , (1.6) 60 30 где n – частота вращения коленчатого вала [об/мин]. В зависимости от назначения и типа, особенностей конструкции двигателя средняя скорость поршня для режима максимальной мощности составляет 7–15 м/с, частота вращения коленчатого вала 100–10000 об/мин, число цилиндров в одном двигателе – от одного цилиндра до нескольких десятков.

15

Контрольные вопросы и задания 1. Объясните следующие понятия:  ход поршня;  рабочий объем цилиндра;  литраж двигателя;  геометрическая и действительная степень сжатия;  такт;  цикл;  индикаторная диаграмма. 2. Какие факторы определяют значения степени сжатия в двигателях с искровым зажиганием? 3. Какие факторы определяют значения степени сжатия в двигателях с воспламенением топлива от сжатия? 4. Как определяется средняя скорость поршня? §2. Термодинамические циклы двигателей внутреннего сгорания Термодинамические циклы ДВС представляют собой упрощенные теоретические диаграммы круговых процессов преобразования теплоты в механическую работу, отражающие основные особенности реальных циклов. В термодинамических циклах ДВС с традиционными схемами организации рабочих процессов в качестве рабочего тела принимается идеальный газ, процесс сгорания в реальных циклах заменен в термодинамических циклах подводом теплоты Q1 к рабочему телу, смена рабочего тела в реальных циклах заменена в термодинамических циклах отводом теплоты от рабочего тела Q2 при постоянном объеме, процессы сжатия и расширения рабочего тела предполагаются адиабатическими. В ДВС с продолженным расширением смена рабочего тела в реальном цикле может быть заменена отводом теплоты от рабочего тела Q2 при постоянной температуре, постоянном давлении или часть теплоты отводится при постоянном объёме, а часть – при постоянном давлении. В зависимости от способа подвода теплоты Q1 к рабочему телу термодинамические циклы как в традиционных ДВС, так и в ДВС с продолженным расширени16

ем могут быть сведены к трем основным видам (рис. 1.2, рис. 1.3): – цикл с подводом теплоты Q1 к рабочему телу при постоянном объеме (рис. 1.2, а); – цикл с подводом теплоты Q1 к рабочему телу при постоянном давлении (рис. 1.2, б); – цикл со смешанным подводом теплоты Q1 к рабочему телу (часть теплоты Q1 подводится при постоянном объеме, а часть теплоты Q1 – при постоянном давлении: рис. 1.2, в).

V1/V2 =  – степень сжатия; р3/р2 =  – степень повышения давления при сгорании; V3/V4 =  – степень расширения; а

V3/V2 =  – степень предварительного расширения; V3/V4 =  – степень последующего расширения; V /V =  – степень б

V4/V3 = ; р3/р2 = ; V5/V4 = .

в

Рисунок 1.2 – Термодинамические циклы двигателей внутреннего сгорания с подводом теплоты к рабочему телу при V = const (a), p = const (б), со смешанным подводом теплоты Q1 и отводом теплоты Q2 от рабочего тела при V = const (в)

Термодинамические циклы, представленные на рис. 1.2, реализованы в ДВС с искровым зажиганием топливовоздушной смеси (рис. 1.2, а), в ДВС с воспламенением топлива от сжатия (в компрессорных дизелях – рис. 1.2, б, в дизелях с механической системой топливоподачи – рис. 1.2, в). Термодинамические циклы с продолженным расширением могут быть реализованы как в ДВС с искровым зажиганием (рис. 1.3) так и в ДВС с воспламенением топлива от сжатия. С 17

точки зрения практической реализации несомненный интерес представляют циклы с продолженным расширением и подводом теплоты к рабочему телу при постоянном объеме.

V1/V2 = д; V4/V3 = ; Т4 = Т1

р4 = р1

а

б

р5 = р1 в

Рисунок 1.3 – Термодинамические циклы двигателей внутреннего сгорания с подводом теплоты к рабочему телу при V = const и продолженным расширением

Работа газов за цикл и термический коэффициент полезного действия (КПД) цикла: L = Q1 – Q2, t 

L Q  1 2 . Q1 Q1

(1.7) (1.8)

Представим работу и термический КПД каждого из циклов через параметры цикла. Цикл с подводом теплоты к рабочему телу при V = const (рис. 1.2, а) включает в себя адиабатический процесс сжатия (1–2), изохорический процесс подвода теплоты к рабочему телу (2–3), адиабатический процесс расширения (3–4), изохорический процесс отвода теплоты (4–1). Количество подведенной теплоты Q1 = МсV (T3 – T2),

(1.9)

количество отведенной теплоты Q2 = МсV (T4 – T1), 18

(1.10)

где М – масса рабочего тела в рабочей полости; сV – удельная массовая теплоемкость рабочего тела при постоянном объеме. Определим значения температуры в узловых точках цикла 2, 3, 4 через температуру точки 1 и параметры цикла  и . Так как процесс 1–2 адиабатический, то T1 V1к 1  T2 V2к 1

или V  T2  T1  1   V2 

к 1

 T1  к 1 ,

где к – показатель адиабаты. В изохорическом процессе (2–3) T3 p3   , T2 p2

T3  T2   T1 к 1

или Q1  MсV T3  T2   MсV T1 к 1   1.

Из уравнения адиабатического процесса (3–4) следует: T3V3к 1  T4V4к 1 ,

V  T4  T3  3   V4 

к 1

T3 T1 к 1  к 1  к 1  T1 ,  

или Q2  MсV T4  T1   MсV T1   1 .

Тогда работа газов за цикл и термический КПД цикла:





L  Q1  Q2  M сV T1   1  к 1  1 ,

t  1 

Q2 M cV T1   1 1 1  1  . Q1 M cV T1 к 1   1  к 1

(1.11)

Удельная работа газов за цикл (работа 1 кг газов) l

L  cV T1   1  к 1  1 . M



19



(1.12)

Таким образом, термический КПД цикла с подводом теплоты к рабочему телу при V = const, зависит только от степени сжатия и свойств рабочего тела (через значения показателя адиабаты) (рис. 1.4, а). Удельная работа газов в цикле, а, соответственно, и мощность двигателя возрастают с увеличением степени сжатия и степени повышения давления. Термодинамический цикл с подводом теплоты к рабочему телу при V = const реализован в двигателях искровым зажиганием. t

t  = 1,5

к = 1,4 0,5

0,60

к = 1,3

 = 2,5 0,4

0,55

0,3

0,50

0,2

0,45

0,1

0,40

3

6

9



14

а

16

18



б

Рисунок 1.4 – Зависимость термического КПД циклов с подводом теплоты к рабочему телу при V = const (a), при p = const (б) и отводом теплоты от рабочего тела при V = сonst от степени сжатия

Цикл с подводом теплоты при р = const (рис. 1.2, б) включает: адиабатический процесс сжатия (1–2): T1V1к 1  T2V2к 1

или T2  T1 к 1 ; 20

изобарический процесс подвода теплоты: T3 V3   , T2 V2

или T3  T2    T1  к1 ,

Q1  М с p T3  T2   М с p T1  к1   1 ,

где ср – удельная массовая теплоемкость рабочего тела при постоянном давлении; адиабатический процесс расширения (3–4): T3 V3к1  T4 V4к 1 ,

V  T4  T3  3   V4 

к 1

V   T3  1   V4 

к 1

или T4 

 к 1 T3  к 1

 к 1 к 1  к1   T1   к T1 , 





Q2  М сV T4  T1   М сV T1 к  1 .

Тогда работа газов за цикл и термический КПД цикла:





L  Q1  Q2  M c p T1  к 1   1  М сV T1 к  1 





 М с T   1

 М сV T1  к 1 к   1   к  1 ; к Q2 к  1 V 1 . t  1  1  1  к 1 к 1 Q1     Мc p T1    1 к   1

(1.13)

Удельная работа газов за цикл L сV T1  к 1 к   1  к  1 . (1.14) M Термический КПД цикла с подводом теплоты к рабочему телу при р = соnst зависит и от степени сжатия и от степени предварительного расширения (рис. 1.4, б). Термодинамический l





21



цикл с подводом теплоты к рабочему телу при р = соnst реализован в компрессорных дизелях. В термодинамическом цикле со смешанным подводом теплоты к рабочему телу (рис. 1.2, в) часть теплоты ( Q1 ) подводится к рабочему телу при V = соnst (изохорический процесс 2 – 3), а часть ( Q1 ) при р = соnst (изобарический процесс 3–4), т.е. Q1 = Q1 + Q1 . Температура рабочего тела в узловых точках цикла (2, 3, 4, 5) определяется так же, как и в предыдущих циклах: Т 2  Т1 к 1 ; Т 3  Т 2  Т1 к 1 ; Т 4  Т 3   Т 1 к1 ; к 1

к 1

к 1  V4    1     T4    T1   к . T5  T4    T4    V5   V5  V3   Тогда: Q1 = Q1 + Q1 = MсV (T3 – T2) + Mср (T4 – T3) =

= MсVT1к–1[(–1) + к( – 1)]; Q2 = MсV (T5 – T1) = MсVT1(к –1); L= Q1 – Q2 = M сV T1{к–1[(–1) + к( – 1)] – (к –1)}; Q2 к  1 t  1   1  к 1 ; Q1    1  к  1

(1.15)

L  сV T1  к 1   1  к   1   к  1 . (1.16) M Таким образом, удельная работа газов и термический КПД цикла со смешанным подводом теплоты к рабочему телу зависят от степени сжатия, степени повышения давления и степени предварительного расширения. Термодинамический цикл со смешанным подводом теплоты к рабочему телу реализован в дизелях с механической системой l





22



топливоподачи. Сравнение эффективности преобразования теплоты в механическую работу в различных циклах целесообразно представить графически в системе координат T–S. Например, при условии равенства степеней сжатия и одинаковом количестве теплоты, подведенной к рабочему телу Q1v = Q1p (рис. 1.5, а), количество теплоты Q2p , отведенной от рабочего тела в цикле с подводом теплоты при р = const, будет больше, чем Q2v в цикле с подводом теплоты при V = const, т.е. LV > Lp и t (V=const) >  t (p=const). При условии равенства максимальных температур цикла и одинаковом количестве отведенной теплоты от рабочего тела (рис. 1.5, б), Q1p > Q1V и t (p=const) >  t (V=const).

б

а

Рисунок 1.5 – Сравнение циклов с подводом теплоты при V = const и р = const и различных условиях сравнения: а –  v   p , Q1p  Q1v ; б – T3v  T3p , Q2p  Q2v

В рассмотренных циклах (рис. 1.2) отвод теплоты Q2 от рабочего тела осуществляется при постоянном объёме. В последние годы заметно увеличилось количество патентов по двигателям с продолженным расширением, что свидетельствует о возрастающем интересе к поиску технических решений для практической реализации термодинамических циклов с продолженным расширением, в которых заметно уменьшается теплота Q2, отводимая 23

от рабочего тела. Впервые цикл с продолженным расширением пытались реализовать Н. Отто и Р. Дизель в четырехтактном трехцилиндровом двигателе, в котором один из цилиндров увеличенного рабочего объема использовался как расширительный [2]. Однако повышение КПД двигателя было незначительным вследствие повышенных потерь тепла в стенки и потерь работы газов на преодоление сил трения в подвижных сопряжениях деталей двигателя. Конструкция двигателя при этом существенно усложнилась. Из возможных вариантов термодинамических циклов ДВС с продолженным расширением практический интерес представляют, прежде всего, термодинамические циклы с подводом теплоты Q1 к рабочему телу при постоянном объёме и отводом теплоты Q2 от рабочего тела при постоянной температуре (рис. 1.3, а), при постоянном давлении (рис. 1.3, б) и со смешанным отводом теплоты Q2 от рабочего тела (рис. 1.3, в). Эти термодинамические циклы относительно несложно реализовать в двухтактных двигателях с клапанным газораспределением, непосредственным впрыском топлива, искровым зажиганием топливовоздушной смеси и регулируемыми фазами газораспределения (моментами открытия и закрытия клапанов) [3]. Как и в случае традиционного термодинамического цикла ДВС с подводом теплоты Q1 к рабочему телу при постоянном объёме в рассматриваемых термодинамических циклах с продолженным расширением (рис. 1.3) подвод теплоты Q1 к рабочему телу также осуществляется при постоянном объеме, т.е. Q1  М сV T3  T2   М сV T1  дк -1   1 .

(1.17)

Отвод теплоты Q2 от рабочего тела в рассматриваемых циклах зависит от термодинамического процесса, осуществляемого на участке отвода теплоты от рабочего тела (4–1 на рис. 1.3, а и рис. 1.3, б, 4–5 и 5–1 на рис. 1.3, в). При отводе теплоты от рабочего тела при постоянной температуре (Т4 = Т1; рис. 1.3, а), отведенная от рабочего тела теплота Q2 равна работе сжатия на участке 4–1: V  Q2  L4 1  MRT1 ln 4  MRT1 ln , (1.18) V1 д 24

где R – газовая постоянная для 1 кг газа. Соответственно термический КПД термодинамического цикла при отводе теплоты Q2 от рабочего тела при постоянной температуре, если принять, что сV  R к  1 , к  1ln  д Q t  1  2  1  к 1 ; (1.19) Q1  д   1 В случае отвода теплоты от рабочего тела при постоянном давлении (р4 = р1; рис. 1.3, б)   Q2  Mс p T4  T1   Mс pT1  д  

к 1 

         д 

к 1 

; 

к 1      к     д    Q2 . t  1   1   к 1 Q1    1

(1.20)

(1.21)

При отводе части теплоты Q2 от рабочего тела при постоянном объёме и части теплоты Q2 при постоянном давлении (рис. 1.3, в) Q2  Q2  Q2  MсV T4  T5   Mc p T5  T1      MсV T1  д  

к 1 

        д 

к

    Mc pT1   1;   д 

    к     к 1      к  1      Q2  д    д   д   t  1   1 . к 1 Q1    1

(1.22)

(1.23)

Последняя зависимость термического КПД цикла от параметров цикла (1.23) при равенстве степени сжатия и степени расширения (д = ) преобразуется в зависимость (1.11). Подобные условия для преобразования зависимостей (1.19) и (1.21) некорректны, поскольку при д =  равенство давления и темпера25

туры в конце расширения и в начале сжатия в термодинамическом цикле возможно только при  = 1 (Q1 = 0). Термический КПД цикла с подводом теплоты Q1 к рабочему телу при постоянном объеме (V3 = V2) и отводе теплоты Q2 от рабочего тела при постоянном объеме (V4 = V1,  = ) зависит только от степени расширения рабочего тела  (кривая 0 на рис. 1.6). Если в термодинамическом цикле с продолженным расширением (рис. 1.3) принять  = 1 и отвод теплоты от рабочего тела Q2 осуществлять при постоянной температуре (кривая 1) термический КПД цикла будет зависеть и от степени расширения рабочего тела  и от степени повышения давления  на участке подвода теплоты к рабочему телу (кривая 1 на рис. 1.6). С увеличением степени сжатия до 8 значения термического КПД циклов с продолженным расширением t рабочего тела как с отво0 0,7 дом теплоты от рабочего 2 тела при Т = const (кри1 0,6 вая 1), так и с отводом t  теплоты от рабочего тела 1 0,5 при р = const (кривая 2), 2 4 приближаются к значе0,4 1 ниям термического КПД 0,3 3 традиционного цикла  ДВС ( = , V3 = = V2, V4 2 0,2 = V1). При этом повыше1 ние термического КПД 0,1 1 цикла с продолженным расширением и  = 8 с 20 24 4 8 12 16  увеличением степени Рисунок 1.6 – Зависимость термического КПД расширения  с 8 до 24 цикла с продолженным расширением возрастает примерно на от степени расширения  при Т4 = Т1 18 %. Чем ниже будет (кривые 1, 1) и р4 = р1 (кривая 2): степень сжатия, тем к 1 0 –  = ; V4 = V1; t  1  1  ; больше будет повышение 1 –  = 1; Т4 = Т1;    к 1 ; термического КПД с увек 1 1 –  = 8; Т4 = Т1;     д  ; личением степени раск ширения в цикле с про2 –  = 8; р4 = р1;     д  26

долженным расширением. Термический КПД цикла со смешанным подводом теплоты к рабочему телу (Q1= Q1 + Q1 ) и продолженным расширением зависит и от степени повышения давления  и от степени предварительного расширения . Основной недостаток термодинамических циклов ДВС с продолженным расширением обусловлен потерей значительной части рабочего объема, а соответственно и значительного снижения мощности двигателя. Этот недостаток может быть компенсирован в двухтактном цикле повышением давления наддува, применением регулируемых фаз газораспределения, т.е. уменьшением по мере увеличения нагрузки, например, свыше 50 % от максимальной, отношения   д с 2–2,5 до 1,5. Контрольные вопросы и задания 1. Объясните отличие термодинамических циклов от действительных. 2. Представьте термодинамические циклы двигателей внутреннего сгорания в системе координат р–V. 3. Как определяется термический КПД цикла? 4. Какие факторы определяют термический КПД цикла? 5. Как определяется работа газов в термодинамическом цикле? 6. Сравните термодинамические циклы с подводом теплоты к рабочему телу при V = const, р = const и отводом теплоты от рабочего тела при V = const. 7. Сравните термодинамические циклы с подводом теплоты к рабочему телу при V = const и отводом теплоты от рабочего тела при р = const и V = const. 8. Сравните термодинамические циклы с продолженным расширением, подводом теплоты к рабочему телу при V = const и отводом теплоты от рабочего тела при р = const и Т = const.

27

§3. Действительные циклы четырёхтактных двигателей внутреннего сгорания В четырёхтактном двигателе с внешним смесеобразованием и воспламенением топливовоздушной смеси от искры (рис. 1.1, а) воздух из окружающей среды через воздушный фильтр 12 поступает к диффузору карбюратора 13. Скорость потока воздуха в диффузоре при открытой дроссельной заслонке достигает 100–200 м/с. В диффузор выведен из поплавковой камеры канал 14, по которому подводится к потоку воздуха топливо из поплавковой камеры. Поток воздуха распыливает топливо. Капли топлива перемешиваются с воздухом, испаряются, образуя топливовоздушную смесь, которая через впускной клапан 7 поступает в цилиндр. Количество смеси, поступающей в цилиндр, а соответственно и мощность двигателя, зависят от положения дроссельной заслонки. Соотношение между количеством воздуха и количеством топлива, поступающего в цилиндр, изменяется при этом незначительно. Такое регулирование мощности называется количественным. Реальные конструкции четырёхтактных двигателей с искровым зажиганием и количественным регулированием мощности значительно сложнее (рис. 1.7). В современных двигателях с искровым зажиганием и количественным регулированием мощности вместо карбюратора 5 для образования топливовоздушной смеси используются электронные системы впрыска топлива на впуске (моновпрыск, распределительный впрыск), электронные системы управления и контроля состава топливовоздушной смеси, каталитические системы нейтрализации вредных веществ в отработавших газах. Все шире используется в двигателях с искровым зажиганием и непосредственный впрыск топлива в камеру сгорания с организацией расслоения топливовоздушной смеси, что позволяет значительно расширить пределы обеднения топливовоздушной смеси. Перетекание топливовоздушной смеси или воздуха из окружающей среды в надпоршневую полость обусловлено перепадом давления на такте впуска между окружающей средой и рабочей полостью, так как при движении поршня 8 от ВМТ к НМТ 28

(рис. 1.7) над поршнем возникает разрежение. Такту впуска соответствует перемещение поршня от ВМТ к НМТ, но впускные клапаны 16 открывают с опережением до ВМТ и закрывают с запаздыванием после НМТ. 16

15

14 13

12

11 5

10 9 8 7

4

3 2 1 6

Рисунок 1.7 – Общий вид (поперечный разрез) четырёхтактного карбюраторного двигателя МеМЗ-245: 1 – блок цилиндров; 2 – цилиндр; 3 – выпускной коллектор; 4 – впускной коллектор; 5 – карбюратор; 6 – коленчатый вал; 7 – шатун; 8 – поршень; 9 – поршневой палец; 10 – прокладка; 11 – головка цилиндров; 12 – прерыватель-распределитель; 13 – свеча зажигания; 14 – кулачковый вал; 15 – коромысло; 16 – клапан

29

Такту сжатия соответствует перемещение поршня 8 в цилиндре 2 от НМТ к ВМТ, но действительный процесс сжатия начинается после закрытия впускного клапана. В конце такта сжатия за 5–40 градусов поворота коленчатого вала (ПКВ) до ВМТ с помощью электрического разряда на электродах свечи зажигания 13 осуществляют воспламенение топливовоздушной смеси. Вокруг очага воспламенения образуется фронт пламени, распространяющийся к стенкам рабочей полости со скоростью 10–80 м/с. Глубина зоны реакции окисления топлив (глубина фронта пламени) составляет 0,2–1 мм. Скорость перемещения фронта пламени зависит от состава топливовоздушной смеси, интенсивности турбулизации к концу такта сжатия. В двигателе с внутренним смесеобразованием и воспламенением топлива от сжатия (рис. 1.1, б) на такте впуска по каналу 6 в головке цилиндра 2 через щель между клапаном и седлом клапана в цилиндр поступает воздух. Количество воздуха, поступающего в цилиндр, в зависимости от скоростного и нагрузочного режима работы двигателя зменяется в узких пределах. Мощность двигателя зависит от количества топлива, подаваемого в цилиндр через форсунку 10. Такое регулирование мощности двигателя называется качественным, так как сопровождается изменением соотношения между количеством воздуха и количеством топлива, поступающих в цилиндр, т.е. изменением качества смеси. Конструкции четырёхтактных двигателей с воспламенением топлива от сжатия многообразны. В четырёхтактных дизелях для повышения мощности и КПД широко используются системы наддува (с механическим приводом нагнетателя, с газотурбинным приводом), промежуточное охлаждение наддувочного воздуха, газовые силовые турбины с передачей мощности на коленчатый вал через редуктор. Примером таких дизелей могут быть модификации дизеля Д70, разработанного заводом им. В.А. Малышева совместно с кафедрой двигателей внутреннего сгорания НТУ «ХПИ» с числом цилиндров двенадцать – шестнадцать (рис. 1.8). Расположение цилиндров V-образное с углом развала между осями цилиндров 60. Объем развала блоков используется в качестве впускного ресивера 13 для наддувочного воздуха. После 30

12

15

11 9 10

8 3

3

5

13

7

7

14

2 1

6

4

Рисунок 1.8 – Общий вид (поперечный разрез) четырёхтактного дизеля Д70 (16ЧН24/27): 1 – блок цилиндров; 2 – цилиндры; 3 – поршни; 4 – главный шатун; 5 – прицепной шатун; 6 – коленчатый вал; 7 – кулачковые валы топливных насосов и привода клапанов; 8 – топливный насос; 9 – форсунка; 10 – головка цилиндра; 11 – выпускные клапаны; 12 – выпускной коллектор; 13 – впускной коллектор; 14 – коллектора подвода воды; 15 – коллектора отвода воды

31

турбокомпрессора воздух охлаждается в водовоздушных холодильниках. В цилиндры с опережением по отношению к ВМТ поршня с помощью топливных насосов высокого давления 8 и форсунок 9 осуществляют подачу, распыл и распределение топлива в объеме камеры сгорания. В дизелях максимальное давление топлива перед форсункой зависит от типа камеры сгорания, особенностей конструкции дизеля. К моменту начала поступления топлива в камеру сгорания в зависимости от степени сжатия температура газов достигает 500–700 С. Вокруг образовавшихся капель топлива, размер которых колеблется от нескольких микрон до нескольких десятков микрон и скорость которых достигает 200–300 м/с, образуются пары топлива. Под воздействием высокой температуры начинаются процессы разрушения сложных молекул углеводородов топлива (образуются свободные радикалы – части молекул со свободными валентными связями), их взаимодействие с молекулами кислорода. Процессы нагрева, испарения, диффузии, разрушения молекул, образования свободных радикалов и т.д. обусловливают задержку воспламенения, составляющую 0,001–0,002 с. Началу образования устойчивых цепных реакций окисления, сопровождающихся интенсивным выделением тепла, соответствует резкое повышение давления в цилиндре. Процесс сгорания начинается за 3 – 5 ПКВ до ВМТ и продолжается в зависимости от особенностей конструкции двигателя, режима работы 30–90 ПКВ. На такте расширения высокое давление газов воздействует на днище поршня. Поршень через шатун передает давление газов на коленчатый вал. Сила давления газов достигает значительной величины. Например, при максимальном давлении цикла pz = 8 МПа, диаметре цилиндра D = 80 мм сила давления газов на поршень составляет 4,02104 Н. Работа расширения газов расходуется на преодоление сил трения в подвижных сопряжениях деталей (поршень–гильза, подшипники и т.д.), привод вспомогательных механизмов (механизма газораспределения, насосов и т.д.), осуществление процессов газообмена, привод машины, соединенной с коленчатым валом двигателя, накапливается в виде кинетической энергии вращающихся масс (маховика, коленчато32

го вала и т.д.), которая необходима для осуществления последующих тактов. В четырёхтактных двигателях за тактом расширения следует такт выпуска. Для снижения затрат энергии на удаление отработавших газов из цилиндра двигателя, выпускной клапан открывают с некоторым опережением по отношению к НМТ. Фаза опережения открытия выпускного клапана 1 = 40–65 ПКВ (рис. 1.9). Давление газов в цилиндре в этот момент выше, чем давление окружающей среды. Истечение газов происходит с большой скоростью и до момента достижения поршнем НМТ значительная часть газов по массе (до 40 %) уходит из цилиндра. К этому моменту увеличивается площадь проходного сечения клапана, что также снижает затраты энергии на удаление газов из цилиндра. На большей части такта выпуска газы из цилиндра удаляют принудительно поршнем, перемещающимся к ВМТ. Выпускной клапан закрывают после достижения поршнем ВМТ (3 = 10–30 ПКВ за ВМТ) с тем, чтоРисунок 1.9 – Диаграмма фаз газораспределения четырёхбы возможно большая часть отработактного двигателя тавших газов была удалена из цилиндра. В начале такта впуска давление газов в надпоршневой полости выше, чем давление воздуха или топливовоздушной смеси во впускном канале, поэтому истечение газов из цилиндра продолжается и за ВМТ как через выпускной, так и через впускной каналы. Впускной клапан открывают обычно с некоторым опережением к ВМТ (2 = 10–30 ПКВ) с тем, чтобы к началу такта впуска площадь проходного сечения клапана достигла значений, при которых не так резко возрастало бы разрежение в цилиндре. При этом снижается также и максимальное разрежение в цилиндре на такте впуска, что уменьшает затраты энергии на осуществление процесса впуска. Однако увеличение опережения открытия 33

впускного клапана до ВМТ приводит к увеличению заброса отработавших газов во впускной канал. Впускной клапан закрывают с запаздыванием по отношению к НМТ (40–60 ПКВ), так как в начале такта сжатия давление в рабочей полости обычно ниже, чем давление перед впускными клапанами. Рабочим телом в реальном цикле ДВС является смесь газов, состав и количество которых зависят от угла поворота коленчатого вала и режима работы двигателя. Реальный цикл может быть представлен как в системе координат p–, так и в системе координат p–V (рис. 1.10 и рис. 1.11). Рассмотрим реальный цикл четырёхтактного ДВС с воспламенением топлива от сжатия, начиная с момента открытия выпускных клапанов (точка е). В точке е на такте расширения, когда давление в цилиндре в 3–5 раз выше, чем давление в выпускном канале, кулачковый механизм привода клапанов начинает открывать выпускные клапаны (рис. 1.10 и 1.11). Угол опережения открытия выпускных клапанов 1 составляет, в зависимости от особенностей конструкции двигателя и частоты вращения коленчатого вала, 40–65 ПКВ до НМТ. За угол поворота кривошипа от точки е до точки b (НМТ) из цилиндра уходит 30–40 % продуктов сгорания, что существенно снижает затраты энергии на выталкивание отработавших газов из цилиндра на такте выпуска (от точки b до точки r). Максимального значения площадь проходных сечений выпускных клапанов fвып достигает примерно к середине такта выпуска (рис. 1.10). За 10–30 ПКВ до ВМТ на такте выпуска кулачковый механизм привода впускных клапанов начинает открывать впускные клапаны (точка d). К этому углу ПКВ проходные сечения выпускных клапанов еще значительны, что исключает значительное повышение давления газов в цилиндре к концу такта выпуска. Закрываются выпускные клапаны в точке е (10–30 ПКВ после ВМТ на такте впуска). На участке индикаторной диаграммы от точки d до точки е впускные и выпускные клапаны открыты – участок перекрытия клапанов. Так как в начале открытия впускных клапанов (до ВМТ) давление газов в цилиндре значительно выше, чем давление воз-

34

35

e

a V

в і

e

e

Сгорание – расширение

b

fвып

Рисунок 1.10 – Индикаторная диаграмма четырёхтактного дизеля в координатах р–:

e

V

Сжатие

fвып

Выпуск

d

r

ПКВ

e

точка е – начало открытия выпускного клапана; 1 – опережение открытия выпускного клапана (40–65 ПКВ до НМТ); точка b – конец расширения; точка d – начало открытия впускного клапана; 2 – опережение открытия впускного клапана (10– 30 ПКВ до ВМТ); точка r – конец такта выпуска; точка е – закрытие выпускного клапана; 3 – запаздывание закрытия выпускного клапана (10–30 ПКВ после ВМТ); точка а – конец такта впуска; точка V – закрытие впускного клапана; 4 – запаздывание закрытия впускного клапана (40–65 ПКВ после НМТ); точка п – начало подачи топлива; точка в – начало видимого сгорания; п – угол опережения подачи топлива; i – период задержки воспламенения; точка с – конец такта сжатия; р0 – давление атмосферного воздуха; рс – давление конца сжатия; рz – максимальное давление цикла; fвп, fвып – площади проходного сечения впускных и выпускных клапанов

d

r

Впуск

духа во впускном канале, происходит заброс отработавших газов во впускной канал. Однако количество отработавших газов, пос ступающих во впускной Li в канал на такте выпуска п (до ВМТ), незначительно c (не более 1–2 % от велие d чины свежего заряда). r b Наличие опережения отV a e крытия впускных клапан.п нов позволяет увеличить Vh Vc площадь проходных сечений впускных клапаpi нов к началу такта впуска, уменьшить разрежеLi ние в цилиндре на такте впуска, а соответственно Рисунок 1.11 – Индикаторная диаграмма и затраты работы на четырёхтактного дизеля в координатах p–V осуществление такта впуска. Максимального значения площадь проходных сечений впускных клапанов достигает примерно к середине такта впуска (рис. 1.10). Впускной клапан закрывается за 40–60 ПКВ за НМТ, так как в начале такта сжатия давление газов в цилиндре заметно ниже давления во впускном коллекторе и свежий заряд продолжает поступать в цилиндр. Совершенство процессов газообмена четырёхтактных ДВС без наддува характеризуется коэффициентом остаточных газов, коэффициентом наполнения и работой, затрачиваемой на осуществление газообмена. Коэффициент остаточных газов – отношение массы остаточных газов М к массе свежего заряда Мсв.зар, поступившего в цилиндр, z

36



M M св.зар

.

(1.24)

Коэффициент наполнения – отношение массы свежего заряда Мсв.зар к массе потенциального заряда Мh (количество свежего заряда, которое могло бы находиться в рабочем объеме цилиндра при давлении и температуре окружающей среды – Мh = 0Vh), M св.зар V  . (1.25) Mh Работа, затрачиваемая на процессы газообмена, пропорциональна площади диаграммы между кривыми изменения давления в цилиндре на тактах выпуска и впуска (рис. 1.11) и равна сумме работ на выталкивание отработавших газов из цилиндра на такте выпуска Lвып и на впуск свежего заряда Lвп, Lн.п = Lвып + Lвп.

(1.26)

В ДВС с искровым зажиганием  = 0,05–0,10; V = 0,80–0,90; удельная работа насосных потерь lн.п = 0,04–0,10 Дж/см3. В четырехтактных дизелях без наддува коэффициент остаточных газов  < 0,04, вследствие более высокой степени сжатия (меньшего объема камеры сжатия), а с наддувом –  = 0–0,03. В двигателях с наддувом коэффициент наполнения, отнесенный к условиям перед впускными клапанами M св.зар Vs  , M hs где M hs   s Vh – потенциальный заряд при условиях перед впускными клапанами; s – плотность воздуха перед впускными клапанами. Важными показателями совершенства процессов газообмена в четырёхтактных дизелях с наддувом являются также коэффициент избытка продувочного воздуха  (отношение массы воздуха Ms, поступившего в цилиндр, к массе потенциального заряда M hs при условиях на впуске) и коэффициент утечки продувочно-

37

го воздуха  (отношение массы воздуха Мут, ушедшего из цилиндра при продувке, к массе воздуха Ms, поступившего в цилиндр): 



M ут Ms



Ms ; M hs

M s  M св.зар Ms

(1.27)  1

Vs . 

(1.28)

Значения  в четырехтактных дизелях с наддувом не превышают 1,1;  = 0,05–0,10. Удельная работа насосных потерь при использовании наддува и значительном превышении давления на впуске по сравнению с давлением на выпуске может быть и отрицательной (работа газов на впуске больше работы газов на выпуске). Действительный процесс сжатия начинается с момента закрытия впускных клапанов (точка V) и при отключении подачи топлива заканчивается в точке с. Давление и температура газов в точке с зависят от степени сжатия. Работа, затрачиваемая на процесс сжатия в предположении, что процесс сжатия начинается от точки а (рис. 1.11), Lсж 

PcVc  PaVa , nc  1

(1.29)

где nс – среднее значение показателя политропы сжатия. Подача топлива в зависимости от частоты вращения коленчатого вала начинается за 10–30 ПКВ до ВМТ (точка п) и продолжается 20–60 ПКВ. Количество топлива, подаваемого в цилиндр автотракторного дизеля, в зависимости от рабочего объема цилиндра и нагрузки составляет 5–100 мм3/цикл. Максимальное давление впрыска топлива в современных дизелях составляет 30 МПа (вихрекамерные дизели) – 200 МПа (непосредственный впрыск). Скорость поступления топлива может достигать 200– 400 м/с. Поэтому, значительная часть капель имеют диаметр меньше 10 мкм. Температура газов в цилиндре к моменту начала подачи топлива превышает 500–700 С. Под воздействием высокой температуры происходит испарение топлива с поверхности капель, распад молекул углеводорода, начинаются реакции окис38

ления. Реакции окисления углеводородов многостадийные, носят цепной характер. В точке в (за 3–5 ПКВ до ВМТ) начинается лавинообразное нарастание очагов реакций окисления, возрастает давление и температура газов. Время от момента начала подачи топлива (точка п) до момента начала интенсивного роста давления (точка в) составляет 0,001–0,002 с и называется периодом задержки воспламенения (i). Максимального значения давление газов в цилиндре достигает за 15–20 ПКВ после ВМТ (точка z). Участок диаграммы от точки в до точки z называется видимым сгоранием. Процесс выгорания топлива продолжается и после точки z. Продолжительность сгорания 30–90 ПКВ. Процесс расширения газов продолжается до НМТ (рис. 1.10 и рис. 1.11, точка b). Работа расширения газов в двигателях с искровым зажиганием Lp 

p z  рс Vz  Vc   p zVz  pbVb ; 2 np 1

(1.30)

в двигателях с воспламенением топлива от сжатия L p  p z V z  Vc  

p zV z  pbVb , n p 1

(1.31)

где nр – среднее значение показателя политропы расширения. Индикаторная (полезная) работа газов в цилиндре за цикл пропорциональна площади индикаторной диаграммы (рис. 1.11) Li = Lp – Lcж.

(1.32)

Удельная индикаторная работа газов в цилиндре, Дж/м3, Дж /см3: L li  i . (1.33) Vh Если на основании Vh построить прямоугольник, площадь которого будет равна площади индикаторной диаграммы (рис. 1.11), то высота этого прямоугольника будет равна среднему индикаторному давлению рi = Li /Vh, характеризующему, как и li, уровень форсировки двигателя по мощности. Среднее индикаторное давление – условное постоянное давление, при воздействии которого на поршень за один ход поршня от ВМТ к НМТ 39

выполняется работа, равная индикаторной работе газов за цикл. По абсолютной величине среднее индикаторное давление равно удельной индикаторной работе газов рi = li. Индикаторная мощность двигателя (индикаторная работа газов в цилиндрах двигателя за 1 с) при частоте вращения коленчатого вала n [об/мин], и числе цилиндров z, кВт: Ni = к Li 10–3,

(1.34)

n 1 z – количество рабочих циклов в четырёхтактном 2 60 двигателе за 1 с; z – число цилиндров. Эффективность преобразования химической энергии топлива Qт.х в индикаторную работу газов (степень совершенства рабочих процессов) характеризуется индикаторным КПД, представляющим отношение индикаторной работы газов (за цикл или за час) к химической энергии топлива, поступившего в двигатель (за цикл или за час):

где к =

i 

Li Li 3600 N i   , Qт.х Bц Qн Bч Qн

(1.35)

или удельным индикаторным расходом топлива, кг/(кВтч), gi 

Bч , Ni

(1.36)

3600 , g i Qн

(1.37)

т.е. i 

где Вц – цикловая подача топлива; Вч – часовой расход топлива; Qн – низшая теплота сгорания топлива. Индикаторная работа газов расходуется на преодоление сил трения в подвижных сопряжениях – Lтр; привод вспомогательных агрегатов (масляного, водяного и топливного насосов, вентилятора, генератора и т.д.) – Lвсп ; на осуществление процессов газообмена – Lн.п и на полезную работу – Lе . Эффективная работа газов за цикл, Дж, Lе = Li – (Lтр + Lвсп + Lн.п).

40

(1.38)

Удельная эффективная работа газов, Дж/см3, le 

Le . Vh

(1.39)

Среднее эффективное давление, Па, L рe  e . (1.40) Vh Эффективная мощность (работа на коленчатом валу за 1 с), кВт, n 1 N e  к Le 10 3  z Le 10 3 . (1.41) 2 60 Эффективный КПД e 

Le 3600 N e Le   . Qт.х Bц Qн BчQн

(1.42)

Удельный эффективный расход топлива, кг/(кВтч), ge 

Bч . Qн

(1.43)

Механический КПД, характеризующий степень совершенства конструкции двигателя по уровню потерь мощности на трение, газообмен, привод вспомогательных агрегатов, м 

Ne N 1 м , Ni Ni

(1.44)

где Nм = к(Lтр + Lвсп + Lн.п )10–3 – мощность механических потерь. Таким образом, эффективный КПД e 

3600N i м  i м . Bч Qн

(1.45)

Эффективный КПД характеризует степень совершенства рабочих процессов (через индикаторный КПД) и степень совершенства конструкции двигателя по уровню механических потерь (через механический КПД).

41

Индикаторный КПД двигателей с искровым зажиганием i = = 0,35–0,45; двигателей с воспламенением от сжатия 0,45–0,50; эффективный КПД на режимах максимальной мощности соответственно 0,20–0,30 и 0,35–0,45. Контрольные вопросы и задания 1. Представьте действительный цикл четырёхтактного ДВС в системе координат р–. 2. Объясните особенности процессов газообмена в четырёхтактном ДВС и постройте диаграмму фаз газораспределения. 3. Какие процессы происходят в надпоршневой полости на такте сжатия и на такте сгорания–расширения в карбюраторном ДВС и в дизеле? 4. Объясните, как определяются в четырёхтактных двигателях:  индикаторные показатели;  механические потери и механический КПД;  эффективные показатели. 5. Решите следующие задачи: Задача 1. В четырёхтактном четырёхцилиндровом двигателе с искровым зажиганием S = D = 100 мм, частота вращения коленчатого вала n = 5000 мин–1, эффективная мощность Nе = 100 кВт, удельная работа механических потерь, включая и насосные, lм = 0,30 Дж/см3; индикаторный КПД – 0,4; низшая теплота сгорания топлива Qн = 44000 кДж/кг. Определить: среднюю скорость поршня, литраж двигателя; среднее индикаторное и среднее эффективное давления, механический и эффективный КПД; удельный индикаторный и удельный эффективный расход топлива, часовой расход топлива и цикловую подачу топлива. Задача 2. Определить эффективную мощность, эффективный и индикаторный КПД четырёхтактного четырёхцилиндрового дизеля, если диаметр цилиндра D и ход поршня S равны 80 мм, частота вращения коленчатого вала 5000 об/мин, удельная индикаторная работа li = 1 Дж/см3, механический КПД м = 0,85,

42

удельный эффективный расход топлива 0,2 кг/(кВтч), низшая теплота сгорания Qн = 42000 кДж/кг. §4. Действительные циклы двухтактных двигателей внутреннего сгорания Термодинамические циклы ДВС не зависят от тактности, но действительные циклы двухтактных и четырехтактных ДВС заметно отличаются. Действительный цикл двухтактного ДВС осуществляется за 2 такта (один оборот коленчатого вала). В зависимости от особенностей осуществления процессов газообмена двухтактные ДВС подразделяются на двухтактные ДВС с прямоточной клапанно-щелевой продувкой (рис. 1.12, а), с петлевой продувкой (рис. 1.12, б), с поперечной продувкой (рис. 1.12, в), с прямоточной щелевой продувкой (например, ДВС с противоположно движущимися поршнями – рис. 1.13). Рассмотрим принцип работы двухтактного ДВС на примере двухтактного двигателя с прямоточной клапанно-щелевой продувкой (рис. 1.12, а). В двухтактном двигателе при любой схеме осуществления процессов газообмена имеется нагнетатель для принудительной подачи воздуха к продувочным окнам. В рассматриваемой схеме продувки это ротационный нагнетатель 8, подающий воздух с избыточным давлением рк к продувочным окнам 2 в стенках цилиндра 1. На такте расширения при движении поршня 3 к НМТ за 60–80 ПКВ до НМТ с помощью механизма газораспределения открывается выпускной клапан 6 (точка е на рис. 1.12, г), и продукты сгорания из цилиндра перетекают в выпускной канал, так как давление газов в цилиндре в момент начала открытия выпускного клапана в 4–5 раз выше давления рт в выпускном канале. Давление газов в цилиндре снижается как вследствие истечения газов в выпускной канал, так и вследствие увеличения надпоршневого объема. Когда давление газов в цилиндре уменьшится до значения примерно равного давлению воздуха рк перед 43

продувочными окнами (точка d на рис. 1.12, г), кромка поршня 3 начинает открывать продувочные окна 2 в стенке цилиндра 1 и воздух через продувочные окна 2 начинает поступать в цилиндр, оттесняя продукты сгорания к выпускному клапану 6. Процесс продувки надпоршневой полости продолжается до точки V (рис. 1.12, г), когда поршень, перемещаясь от НМТ к ВМТ, перекроет продувочные окна 2. Затем с помощью механизма газораспределения закрывается клапан 6 (точка е) и начинается процесс сжатия. Степень совершенства процессов газообмена в двухтактных ДВС оценивается теми же показателями (, Vs, , ), что и в четырехтактных ДВС с наддувом. В зависимости от схемы продувки и степени совершенства процессов газообмена  = 1,2–1,8; Vs = 0,5–0,9;  = 0,05–0,30;  = 0,2–0,5. В двухтактных ДВС с петлевой продувкой (рис. 1.12, б) и поперечной продувкой (рис. 1.12, в) моменты открытия и закрытия выпускных и продувочных окон определяются перемещением поршня, т.е. фазы газораспределения симметричны относительно НМТ поршней (рис.1.14), а в двухтактных двигателях с противоположно движущимися поршнями – симметричны относительно внешних мертвых точек (НМТ) выпускного А и впускного В поршней (рис. 1.13). Механизм процессов газообмена в ДВС с рассматриваемыми схемами продувки тот же, что и в двухтактном ДВС с прямоточной клапанно-щелевой продувкой. В двухтактных ДВС с противоположно движущимися поршнями для увеличения продолжительности сгорания топлива при положении поршней у ВМТ (при минимальном объеме рабочей полости), уменьшения работы расширения газов, передаваемой впускным поршнем В на коленчатый вал (рис. 1.13), а соответственно и нагрузок на механизм синхронизации вращения коленчатых валов, соединение коленчатых валов осуществляют таким образом, чтобы впускной поршень В достигал внутренней мертвой точки (ВМТ) на 10–15 ПКВ позже, чем выпускной поршень А. 44

45

d

e

V

e

г

d

e

б

в

1 – цилиндр; 2 – впускные окна; 3 – поршень; 4 – головка цилиндров; 5 – форсунка; 6 – выпускной клапан; 7 – глушитель; 8 – нагнетатель

Рисунок 1.12 – Принципиальные схемы продувки двухтактных ДВС (а – прямоточная клапаннощелевая, б– петлевая, в – поперечная) и диаграмма фаз газораспределения (г):

а

e

А

e

e

e

d

V

d

В

Рисунок 1.13 – Прямоточная щелевая схема продувки: А – выпускной поршень; В – впускной поршень

Процессы сжатия, воспламенения, сгорания и расширения в двухтактных двигателях внутреннего сгорания протекают так же, как и в четырехтактных ДВС (рис. 1.14). Индикаторные диаграммы двухтактных ДВС отличаются от индикаторных диаграмм четырехтактных ДВС только на участках диаграмм, соответствующих процессам газообмена. На такте сжатия за 10–30 ПКВ до ВМТ через отверстия распылителя форсунки (диаметр отверстий распылителя 0,2–0,5 мм) в цилиндр поступает топливо (точка п на рис. 1.14). Подача топлива к форсунке осуществляется с помощью топливного насоса высокого давления. Максимальное давление топлива перед форсункой в современных системах топливоподачи дизелей может достигать давлений, превышающих 100 МПа. Начало подъема иглы распылителя зависит от начального давления затяжки пружины форсунки (15–30 МПа). Скорость топлива на выходе из отверстий распылителя достигает 200–400 м/с. При этом происходит распад струй топлива, образуются факелы капель распыленного топлива. Значительная часть капель (по массе) имеют диаметр не более 10 мкм.

46

z

fвп, fвып

в fвып

fвып е d

V

е

е

d

а

z

в е d е

V

б Рисунок 1.14 – Индикаторные диаграммы двухтактного ДВС в системе координат р– (а) и p–V (б)

Температура воздуха в цилиндре к моменту начала подачи топлива достигает 500–700 С. Движущиеся с большой скоростью капли топлива разогреваются, топливо с поверхности капель испаряется и пары топлива, перемешиваясь с воздухом, образуют топливовоздушную смесь. Молекулы углеводородов топлива при высоких температурах начинают распадаться и, сталкиваясь с молекулами кислорода, вступают с ними в реакцию. На 47

процессы разогрева капель топлива, испарение, предпламенные реакции уходит 0,001–0,002 с. Затем (за 3–5 ПКВ до ВМТ) начинается многоочаговое воспламенение паров топлива (точка в на рис. 1.14), сопровождающееся значительным выделением тепла, повышением давления. Реакции окисления углеводородов топлива носят цепной характер, протекают с большими скоростями, и на участке от точки в до точки z (точка, соответствующая максимальному давлению сгорания – рис. 1.14) сгорает 75–85 % поступившего в цилиндр топлива. Продолжительность подачи топлива в зависимости от режима работы дизеля составляет 10–60 ПКВ, продолжительность сгорания – 30–90 ПКВ. На участке расширения после точки z в цилиндре происходит догорание топлива, расширение продуктов сгорания, теплообмен между продуктами сгорания и стенками цилиндра. При этом 10–15 % от теплоты сгоревшего топлива теряется в стенки. Процесс расширения продолжается до точки е и затем цикл повторяется. В случае, когда двигатель двухтактный с искровым зажиганием и топливовоздушная смесь образуется вне цилиндра двигателя (двигатели с внешним смесеобразованием) или на такте сжатия при непосредственном впрыске топлива (внутреннее смесеобразование) 4, 5, воспламенение топливовоздушной смеси осуществляется с помощью электрического разряда на электродах свечи зажигания. При этом реакции окисления углеводородов топлива происходят во фронте пламени, перемещающегося от электродов свечи зажигания со скоростью 10–50 м/с. Глубина зоны реакций окисления (глубина фронта пламени) составляет 0,2– 1 мм. Скорость распространения фронта пламени зависит от интенсивности турбулизации смеси к концу такта сжатия, вида топлива. Процессы сжатия, воспламенения, сгорания и расширения в двухтактных двигателях внутреннего сгорания протекают так же, как и в четырехтактных ДВС (рис. 1.14). Индикаторные диаграммы двухтактных ДВС отличаются от индикаторных диаграмм четырехтактных ДВС только на участках диаграмм, соответствующих процессам газообмена.

48

Рассмотрим в качестве примера особенности конструкции и организации рабочих процессов нескольких типов двухтактных двигателей. В двухтактном двигателе с петлевой продувкой, искровым зажиганием и непосредственным впрыском топлива (рис. 1.15), разработанном кафедрой двигателей внутреннего сгорания НТУ «ХПИ» совместно с ГПО ФЭД [4] на базе карбюраторного двигателя с S/D = 68/74, в качестве нагнетателя используется подпоршневая полость (кривошипная камера 1), воздух в которую поступает через впускное окно в цилиндре 5 (на рис. 1.15 не показано). Впускное окно открывается нижней кромкой поршня 6 при его перемещении от НМТ к ВМТ за 65 ПКВ до ВМТ. Поскольку кривошипная камера герметична, при перемещении поршня к ВМТ в ней возникает разрежение и воздух через воздушный фильтр и впускное окно поступает в кривошипную камеру. Для смазки подшипников коленчатого вала, поршневого пальца, сопряжения поршень–цилиндр к воздуху на впуске специальным насосом добавляется масло (1–2 % от расхода топлива). Процесс заполнения кривошипной камеры продолжается до момента достижения поршнем 6 ВМТ. В это же время в надпоршневой полости осуществляется такт сжатия (рис. 1.14, а, б). В начале такта сжатия с помощью механического топливного насоса высокого давления 13 и клапанной форсунки 12 осуществляется впрыск топлива на поверхности вытеснителя и камеры сгорания 10, расположенной в головке цилиндра 9. В конце такта сжатия пары топлива над пленкой топлива на поверхности вытеснителя потоком воздуха из-под вытеснителя (из щели между поршнем и поверхностью вытеснителя) оттесняются в направлении свечи зажигания 11, установленной у вершины камеры сгорания (дополнительная сферическая выемка в головке цилиндров). Воспламенение топливовоздушной смеси осуществляется путем подачи высокого напряжения на электроды свечи зажигания 11 за 20 ПКВ до ВМТ. Образовавшийся у очага воспламенения фронт пламени перемещается навстречу потоку топливовоздушной смеси. Скорость выгорания топливовоздушной смеси определяется скоростью испарения пленки топлива на поверхности вытеснителя и скоростью перемещения фронта пламени.

49

Рисунок 1.15 – Общий вид (продольный разрез) двигателя с кривошипно-камерной продувкой, непосредственным впрыском и искровым зажиганием: 1 – кривошипная камера; 2 – коленчатый вал; 3 – шатун; 4 – поршневой палец; 5 – цилиндр; 6 – поршень; 7 – выпускные окна; 8 – продувочные окна; 9 – головка цилиндра; 10 – камера сгорания; 11 – свеча зажигания; 12 – форсунка; 13 – топливный насос; 14 – регулятор; 15 – кулачковый вал; 16 – вентилятор

50

Данная схема организации процессов смесеобразования и сгорания позволяет осуществить достаточно глубокое расслоение заряда в камере сгорания и интенсивный процесс выгорания топливовоздушной смеси в ограниченном объеме, окруженном воздухом (на периферии надпоршневой полости находится воздух). А поскольку время контакта паров топлива с воздухом при высокой температуре незначительно (топливо испаряется с поверхности пленки постепенно, в процессе сгорания), двигатель становится практически нечувствительным к детонационной стойкости топлива (октановому числу топлива) при высоких степенях сжатия (  9). Процесс сгорания происходит без детонации при работе как на керосине (октановое число 20–40), так и на бензине. Благодаря устранению утечки топливовоздушной смеси при продувке, значительному обеднению топливовоздушной смеси при расслоении заряда, бездетонационному эффективному сгоранию топлива переход от внешнего смесеобразования к внутреннему позволил на 30–40 % снизить удельный эффективный расход топлива и на 50–80 % выбросы токсичных веществ с отработавшими газами по сравнению с карбюраторным вариантом двигателя. На такте расширения в надпоршневой полости продуктов сгорания в кривошипной камере 1 после закрытия нижней кромкой поршня впускного окна (65 ПКВ после ВМТ) происходит сжатие воздуха. За 65 ПКВ до НМТ верхняя кромка поршня 6 открывает выпускные окна 7 и продукты сгорания со скоростью 600–700 м/с уходят из надпоршневой полости в выпускную систему. Давление в надпоршневой полости снижается как вследствие выхода продуктов сгорания, так и вследствие увеличения надпоршневого объема. Через 11 ПКВ при дальнейшем перемещении поршня 6 к НМТ верхняя кромка поршня 6 достигает кромок продувочных окон 8 по бокам цилиндра 5. К этому моменту давление в кривошипной камере повышается до уровня давления продуктов сгорания в надпоршневой полости и воздух по боковым каналам из кривошипной камеры 1 начинает перетекать через продувочные окна в надпоршневую полость, оттесняя продукты сгорания к выпускным окнам 7. Продувка надпоршневой полости воздухом продолжается до момента закрытия верхней 51

кромкой поршня 6 продувочных окон 8. Площадь проходных сечений выпускных окон 7 в этот момент еще значительна и при дальнейшем перемещении поршня 6 к ВМТ часть свежего заряда (до 20 %) уходит в систему выпуска. На рис. 1.14, а и рис. 1.14, б моментам открытия и закрытия выпускных и продувочных окон соответствуют точки e, d, V, e. В двухтактном двигателе с кривошипно-камерной продувкой, искровым зажиганием и непосредственным впрыском топлива в камеру сгорания Р. Сарича (рис. 1.16, фирма Orbital Engine Co., Австралия) [6] процессы газообмена в кривошипной камере 1 и надпоршневой полости протекают практически так же, как и в рассмотренном выше двигателе. Для улучшения заполнения кривошипной камеры воздухом в этом двигателе вместо впускного окна в цилиндре использованы обратные пластинчатые клапаны 4 в канале подвода воздуха в кривошипную камеру, а для уменьшения потери свежего заряда через выпускное окно 8 за выпускным окном установлен золотник 12, перекрывающий выпускной канал сразу же после перекрытия поршнем 5 продувочных окон 7. Организация же процессов смесеобразования и сгорания в двигателе Р.Сарича существенно отличается от рассмотренных выше и по схеме их осуществления и по конструкции. В двигателе использовано объемное смесеобразование, что значительно снижает степень расслоения топливовоздушной смеси, степень ее обеднения. Поэтому сохраняются высокие требования к детонационной стойкости топлива. Двигатель может работать без детонации только на бензинах с высоким октановым числом. Распыл топлива в двигателе Р. Сарича осуществляется сжатым воздухом, подаваемым к пневматической форсунке 10 компрессором при избыточном давлении 0,62 МПа. Топливо к пневматической форсунке подается с помощью механического насоса объемного типа при давлении 0,55 МПа. Управление моментом, количеством подаваемого топлива, а также моментом подачи сжатого воздуха осуществляется электронной системой управления. Сначала заполняется топливом смесительная камера В, расположенная в распылителе А, через каналы D и С, затем к распылителю подается воздух при давлении 0,62 МПа. Под действием 52

избыточного давления воздуха мембранные клапаны Е перекрывают поступление топлива в смесительную камеру В. После этого, с помощью электромагнитного привода открывается клапан F и воздух начинает поступать в смесительную камеру с большой скоростью. В смесительной камере образуется топливовоздушная смесь, которая через обратный клапан G и сопло L начинает перетекать в камеру сгорания. Благодаря пневматическому распылу, истечению топливовоздушной смеси из сопла L при критических перепадах давления происходит интенсивный распад струи, дробление капель топлива. Свыше 95 % капель по массе имеют диаметр, не превышающий 10 мкм, тогда как в случае дизельной топливной аппаратуры с давлением впрыска порядка 100 МПа средний диаметр капель составляет 20–40 мкм. Небольшой диаметр капель топлива ограничивает дальнобойность факела, обеспечивая обогащение смеси по центру надпоршневой полости.

F

E D C B A

G L

б а Рисунок 1.16 – Общий вид двигателя Р. Сарича (а) и распылителя форсунки (б): 1 – кривошипная камера; 2 – коленчатый вал; 3 – шатун; 4– блок пластинчатых клапанов; 5 – поршень; 6 – цилиндр; 7 – продувочные окна; 8 – выпускное окно; 9 – головка цилиндра; 10 – пневматическая форсунка; 11 – свеча зажигания; 12 – камера сгорания; 13 – золотник; 14 – дожигатель

53

Воспламенение топливовоздушной смеси осуществляется свечой зажигания 11. Интенсификация процесса сгорания достигается, как и в предыдущем случае, за счет перетекания воздуха из периферийной зоны надпоршневого объема при приближении поршня 5 к ВМТ к центру камеры сгорания 12, расположенной в головке цилиндра 9. Исключение потерь топливовоздушной смеси при продувке, расслоение топливовоздушной смеси, интенсификация процесса сгорания, снижение механических потерь за рабочий цикл (рабочий цикл осуществляется за один оборот коленчатого вала) обеспечивают улучшение эксплуатационной экономичности автомобильного варианта двигателя Р. Сарича на 20–30 % по сравнению с достигнутым уровнем в современных четырехтактных автомобильных двигателях с искровым зажиганием. Разработки по двигателю защищены более чем 800 патентами. Ряд ведущих автомобилестроительных корпораций приобрело лицензии на право производства этого двигателя, ведут эксплуатационную проверку концепции двигателя в условиях рядовой эксплуатации автомобиля. В двухтактном дизеле с противоположно движущимися поршнями 2Д100 завода им. В.А. Малышева блок цилиндров сварной, крепится болтами к раме 1 (рис. 1.17). Между вертикальными перегородками 4 расположены подвесные гильзы цилиндров 16 с индивидуальными рубашками охлаждения. Перемещение верхних поршней 15 определяет моменты открытия и закрытия продувочных окон 17, а перемещение нижних поршней 5 – моменты открытия и закрытия выпускных окон 18. Воздух под избыточным давлением, создаваемым нагнетателем 11, по продувочным ресиверам 9 подводится к продувочным окнам 17. Продукты сгорания после открытия поршнями 5 выпускных окон 18 отводятся в охлаждаемые выпускные коллектора 6. Перемещение верхних поршней по углу поворота нижнего коленчатого вала запаздывает на 12 ПКВ, что обеспечивает снижение мощности, передаваемой от верхнего коленчатого вала 12 к нижнему 2, до 30 % от суммарной мощности, развиваемой двигателем, и необходимое запаздывание открытия продувочных окон 17 по отношению к моменту открытия выпускных окон 18. 54

Рисунок 1.17 – Общий вид дизеля 2Д100 (поперечный разрез по десятому цилиндру): 1 – рама; 2 – нижний коленчатый вал; 3 – нижний шатун; 4 – вертикальная перегородка блока цилиндров; 5 – нижний поршень; 6 – выпускные ресиверы; 7 – форсунки; 8 – топливные насоси; 9 – продувочные ресиверы; 10 – кулачковые вали; 11 – нагнетатель; 12 – верхний коленчатый вал; 13 – верхний шатун; 14 – ребра охлаждения цилиндра; 15 – верхний поршень; 16 – цилиндр; 17 – впускные окна; 18 – выпускные окна; 19 – втулка рубашки охлаждения цилиндра; 20 – рубашка охлаждения цилиндра и выпускного канала; 21 – генератор

55

Воздух через продувочные окна 17 поступает в цилиндр по касательной, создавая интенсивный круговой вихрь, оттесняющий продукты сгорания к выпускным окнам 18 при незначительном перемешивании воздуха и продуктов сгорания. Данная схема продувки обеспечивает эффективную очистку рабочей полости от продуктов сгорания, позволяет снизить коэффициент избытка продувочного воздуха до  = 1,1–1,2 при значениях коэффициента остаточных газов  = 0,02– 0,05. Процессы сжатия, смесеобразования, сгорания и расширения в рассматриваемом двигателе принципиально не отличаются от аналогичных процессов в четырехтактном дизеле с неразделенной камерой сгорания и воспламенением топлива от сжатия. Индикаторные и эффективные показатели двухтактного двигателя определяются так же, как и четырехтактного (зависимости 1.32–1.45) за исключением количества циклов за 1 с, так как каждому обороту коленчатого вала соответствует цикл, т.е. n z. (1.46) 60 Двухтактные двигатели имеют не только ряд преимуществ по сравнению с четырехтактными ДВС, но и ряд существенных недостатков. Преимущества двухтактных двигателей по сравнению с четырехтактными, в основном, могут быть сведены к следующим показателям. 1. При одинаковом литраже и частоте вращения коленчатого вала мощность двухтактного двигателя больше, чем четырехтактного (на 50– 60 %, несмотря на увеличение числа циклов в два раза, так как на осуществление процессов газообмена теряется до 25 % рабочего хода поршня). 2. На 50–60 % могут быть уменьшены габариты и масса силовой установки при замене четырехтактного двигателя двухтактным той же мощности. 3. В двухтактном двигателе ниже потери на трение, так как цикл осуществляется только за один оборот коленчатого вала. Поэтому механический, а зачастую и эффективный КПД двухтактного двигателя на частичных режимах выше, чем в четырехтактном двигателе той же мощности. к

56

4. Двухтактные двигатели с кривошипно-камерной продувкой значительно проще по конструкции, чем четырехтактные той же мощности, а соответственно и ниже их стоимость. Этим объясняется преимущественное применение двухтактных двигателей с кривошипно-камерной продувкой для средств малой механизации, мототехники и т.п. 5. Более равномерное вращение коленчатого вала при том же числе цилиндров. Недостатки двухтактных двигателей в сравнении с четырехтактными обусловлены следующими факторами:  выше тепловая напряженность деталей двигателя вследствие удвоенной частоты рабочих циклов, а соответственно, и выше требования к материалам деталей двигателя;  выше интенсивность износа деталей цилиндро-поршневой группы, а соответственно, меньше сроки службы;  больше потери масла с отработавшими газами;  необходим специальный нагнетатель для принудительной продувки цилиндра;  значительные затраты мощности на привод нагнетателя, что снижает механический, а соответственно и эффективный КПД двухтактного двигателя, что требует использования сложных устройств для регулирования давления наддува в зависимости от нагрузки. Контрольные вопросы и задания 1. Объяснить принцип работы двухтактного ДВС. 2. Представить принципиальные схемы газообмена в двухтактных ДВС. 3. Представить индикаторные диаграммы реального цикла двухтактного ДВС в системе координат р– и р–V. 4. Как определяются индикаторные и эффективные показатели двухтактного ДВС? 5. Объясните преимущества и недостатки двухтактного ДВС в сравнении с четырехтактным. 6. Решите следующие задачи:

57

Задача 1. Определить эффективную мощность двухтактного шестицилиндрового дизеля с противоположно движущимися поршнями при частоте вращения коленчатого вала n = 3000 об/мин, если диаметр цилиндра D = 120 мм, ход поршня S = 120 мм, удельная индикаторная работа li = 0,8 Дж/см3, механический КПД м = 0,80. Задача 2. При условиях задачи 1 определить индикаторный и эффективный КПД, удельный индикаторный и удельный эффективный расход топлива, величину цикловой подачи топлива, если часовой расход топлива Вч = 40 кг/ч (Qн = 42000 кДж/кг). Задача 3. При условиях задачи 1 определить часовой расход воздуха через двигатель и коэффициент наполнения, если коэффициент избытка продувочного воздуха  = 1,2; коэффициент утечки продувочного воздуха  = 0,25; давление воздуха перед продувочными окнами ps = 0,2 МПа, температура воздуха ts = 80С. §5. Краткая история развития двигателей внутреннего сгорания Первые попытки создания двигателя внутреннего сгорания относятся к XVII столетию. Опыты Э. Торичелли, Б. Паскаля и О. Герике побудили изобретателей использовать давление воздуха как движущую силу в атмосферных машинах. Одни из первых предложили подобные машины аббат Оттефель (1678–1682) и Х. Гюйгенс (1681). Для перемещения поршня в цилиндре они предлагали использовать взрывы пороха. Поэтому Оттефель и Х. Гюйгенс могут рассматриваться как пионеры в области двигателей внутреннего сгорания. Усовершенствованием пороховой машины Гюйгенса занимался и французский ученый Дени Папен (1647–1714) – изобретатель центробежного насоса, парового котла с предохранительным клапаном, первой поршневой машины, работающей на водяном паре [2, 7]. Первый поршневой двигатель внутреннего сгорания запатентовал в 1794 году в Англии изобретатель Р.Стрит [2]. Двигатель состоял из цилиндра и подвижного поршня. В цилиндр в начале перемещения поршня поступала смесь летучей жидкости 58

(спирт) и воздуха, жидкость и пары жидкости смешивались с воздухом. На середине хода поршня смесь воспламенялась и подбрасывала поршень. В патенте, выданном французскому инженеру Ф.Лебону в 1801 году и представляющем дополнение к патенту на получение светильного газа сухой перегонкой древесины (1799), предлагается сжимать газ и воздух отдельными насосами и смешивать их в особой камере [7]. Воспламенение смеси в камере предлагалось осуществлять от электростатической машины, расширение продуктов сгорания – в цилиндре. Насосы и цилиндры в двигателе – двойного действия. Изобретатели Р.Стрит и Ф.Лебон не предпринимали попыток реализовать свои идеи. Немногочисленные попытки создания двигателя внутреннего сгорания в последующие годы (до 1860) также не увенчались успехом. Основные трудности создания двигателя внутреннего сгорания были обусловлены отсутствием подходящего топлива, трудностями организации процессов газообмена, топливоподачи, воспламенения топлива. Обойти эти трудности в значительной степени удалось шотландскому аббату Роберту Стирлингу, создавшему в 1816–1840 г.г. двигатель с внешним сгоранием и регенератором [8]. В двигателе Стирлинга преобразование возвратнопоступательного движения поршня во вращательное движение осуществлялось с помощью ромбического механизма, а в качестве рабочего тела использовался воздух. Одним из первых обратил внимание на реальную возможность создания двигателя внутреннего сгорания французский инженер Сади Карно (1796–1832) [9, 10], занимавшийся вопросами теории теплоты, теории тепловых машин. В сочинении «Размышление о движущей силе огня и о машинах, способных развивать эту силу» (1824) он писал: «Нам казалось бы более выгодным сперва сжать воздух насосом, затем пропустить его через вполне замкнутую топку, вводя туда маленькими порциями топливо, при помощи приспособления, легко осуществимого; затем заставить воздух выполнить работу в цилиндре с поршнем или в любом другом расширяющемся сосуде, и, наконец, выбросить его в атмосферу или заставить пойти к паровому котлу для использования оставшейся температуры. 59

Главные трудности, встречаемые в этого рода операциях: заключить топку в помещение достаточной крепости и поддерживать при этом горение в должном состоянии, поддерживать различные части аппарата при умеренной температуре и мешать быстрой порче цилиндра и поршня; мы не думаем, чтобы эти трудности были бы непреодолимы» [10]. Идеи С. Карно не были оценены его современниками. Только через 20 лет впервые обратил на них внимание французский инженер Э. Клапейрон (1799–1864), автор известного уравнения состояния. Благодаря Э. Клапейрону, использовавшему метод С. Карно, популярность Карно начинает быстро расти. В настоящее время Сади Карно общепризнан, как основоположник теплотехники. 24 января 1860 г. французский изобретатель Жан Ленуар (1822–1900) получил патент на двигатель внутреннего сгорания, и к концу 1860 г. двигатель был построен [7, 9]. Двигатель работал на светильном газе без предварительного сжатия. На части хода поршня от ВМТ к НМТ в цилиндр поступала смесь воздуха и газа, а затем смесь воспламенялась электрической искрой. КПД двигателя не превышал 4 %. Уже первые несовершенные конструкции продемонстрировали существенные преимущества двигателя внутреннего сгорания по сравнению с паровой машиной. Спрос на двигатели быстро рос, и в течение нескольких лет Ж. Ленуар построил свыше 300 двигателей. Он первым использовал двигатель внутреннего сгорания в качестве силовой установки различного назначения. Им же изобретены электрический тормоз и пишущий телеграф. В 1862 г. французский инженер А.Ю. Бо де Роша подал в патентное ведомство Франции прошение на выдачу патента (дата приоритета – 1 января 1862 г.), в котором уточнил идею, высказанную Сади Карно с точки зрения конструкции двигателя и его рабочих процессов [7]. Об этом прошении вспомнили только при патентных спорах относительно приоритета изобретения Н. Отто. Бо де Роша предлагал осуществлять впуск горючей смеси в течение первого хода поршня, сжатие смеси – в течение второго хода поршня, сгорание смеси – при крайнем верхнем положении поршня и расширение продуктов сгорания – в течение третьего хода поршня; выпуск продуктов сгорания – в течение четвертого 60

хода поршня. Этот цикл был осуществлен в двигателе внутреннего сгорания Н. Отто. Бо де Роша не пытался построить двигатель и при появлении двигателя Н. Отто не стремился доказать свой приоритет. Немецкий инженер Николаус Август Отто (1832–1891) к экспериментам с тепловыми двигателями приступил в начале 60-х годов. Совместно с предпринимателем Е. Ланге занялся разработкой газовых двигателей, которые могли бы быть конкурентоспособными с паровыми двигателями и двигателем Ж. Ленуара, и создали фирму по производству газовых атмосферных двигателей «Отто и К» [7, 9]. К 1866 г. разработки газового атмосферного двигателя были успешно завершены. В 1867 г. на Парижской Всемирной выставке атмосферный двигатель Отто– Лангена оказался самым экономичным и был отмечен золотой медалью. В процессе работы по совершенствованию газового атмосферного двигателя Н. Отто независимо от Бо де Роша пришел к идее четырёхтактного двигателя внутреннего сгорания и в 1876 году построил первую серию таких двигателей [2, 7, 9]. Преимущества четырёхтактного двигателя были очевидны, и 13 марта 1878 года Н. Отто был выдан патент Германии № 532 на четырёхтактный двигатель внутреннего сгорания [11]. Двигатель был одноцилиндровым крейцкопфным с жидкостным охлаждением. Впуск воздуха и газа, зажигание смеси, выпуск продуктов сгорания осуществлялись с помощью золотника, приводимого от распределительного вала, частота вращения которого была в 2 раза меньше, чем частота вращения кривошипа. В золотнике имелась камера для зажигания, которая заполнялась воздухом и газом. Смесь воспламенялась через отверстие в золотнике от газового рожка, который постоянно горел. Н. Отто обосновал также целесообразность применения для снижения скорости сгорания послойного распределения газа в смеси с воздухом. Эта идея была оговорена Н. Отто в патенте и использовалась в его первых двигателях. На Всемирной выставке в Париже (1878) четырёхтактный двигатель внутреннего сгорания Н. Отто был признан лучшим и отмечен золотой медалью. Успех двигателя Н. Отто был обще61

признан. В течение первых 20 лет завод Н. Отто построил 6000 двигателей [7]. Приоритет Ж. Ленуара и Н. Отто в создании первых работоспособных двигателей внутреннего сгорания не бесспорен. В 1807 г. декретом Наполеона был выдан патент на пирэолофор братьев Клода (1763–1828) и Жозефа (1765–1833) Ньепс. Изобретатели построили три небольших судна с новыми двигателями [12]. Однако время для широкого использования нового типа двигателя не пришло, и об изобретении братьев Ньепс забыли. В истории техники братья Ньепс известны как изобретатели фотографии. Значительный вклад в развитие двигателей внутреннего сгорания был сделан также американским инженером Брайтоном, предложившим компрессорный двигатель с постоянным давлением сгорания, карбюратор [2, 7]. Производство двигателей внутреннего сгорания неуклонно нарастало, совершенствовалась их конструкция. В 1878–1880 г.г. начинается производство двухтактных двигателей, предложенных немецкими изобретателями Виттигом и Гессом, английским предпринимателем и инженером Д.Клерком [2, 7], а с 1890 г. – двухтактных двигателей с кривошипно-камерной продувкой (патент Англии № 6410, 1890 г.) [2]. Использование кривошипной камеры как продувочного насоса несколько раньше было предложено немецким изобретателем и предпринимателем Г. Даймлером [2]. В 1878 г. Карл Бенц оснастил трёхколесный велосипед двигателем мощностью 3 л.с., который развивал скорость свыше 11 км/ч. Им же созданы первые автомобили с одно- и двухцилиндровыми двигателями. Цилиндры располагались горизонтально, крутящий момент на колеса передавался с помощью ременной передачи. В 1886 г. К.Бенцу был выдан на автомобиль патент Германии № 37435 с приоритетом от 29 января 1886 г. На Парижской всемирной выставке в 1889 г. автомобиль К. Бенца был единственным. С автомобиля К. Бенца начинается интенсивное развитие автомобилестроения. Другим выдающимся событием в истории двигателей внутреннего сгорания было создание двигателя внутреннего сгорания с воспламенением топлива от сжатия. В 1892 г. немецкий инже62

нер Рудольф Дизель (1858–1913) запатентовал [13], а в 1893 г. описал в брошюре «Теория и конструкция рационального теплового двигателя для замены паровых машин и известных в настоящее время тепловых двигателей» двигатель, работающий по циклу Карно [7]. В патенте Германии № 67207 с приоритетом от 28 февраля 1892 г. «Рабочий процесс и способ выполнения одноцилиндрового и многоцилиндрового двигателя» принцип работы двигателя излагался следующим образом. 1. Рабочий процесс в двигателях внутреннего сгорания характеризуется тем, что поршень в цилиндре настолько сильно сжимает воздух или какой-нибудь индифферентный газ (пар) с воздухом, что получающаяся при этом температура сжатия находится значительно выше температуры воспламенения топлива. При этом сгорание постепенно вводимого после мертвой точки топлива совершается так, что в цилиндре двигателя не происходит существенного повышения давления и температуры. Вслед за этим, после прекращения подачи топлива, в цилиндре происходит дальнейшее расширение газовой смеси. 2. Для осуществления рабочего процесса, описанного в п.1, к рабочему цилиндру присоединяется многоступенчатый компрессор с ресивером. Равным образом возможно соединение нескольких рабочих цилиндров между собой или же с цилиндрами для предварительного сжатия и последующего расширения. Первый двигатель Р.Дизель построил уже к июлю 1893 г. Предполагалось, что сжатие будет осуществляться до давления 3 МПа, температура воздуха в конце сжатия будет достигать 800 С, а топливо (угольный порошок) – вводиться непосредственно в цилиндр. При запуске первого двигателя произошел взрыв (в качестве топлива был использован бензин). В течение 1893 г. было построено три двигателя. Неудачи с первыми двигателями вынудили Р.Дизеля отказаться от изотермического сгорания и перейти к циклу со сгоранием при постоянном давлении. В начале 1895 г. был успешно испытан первый компрессорный двигатель с воспламенением от сжатия, работающий на жидком топливе (керосине), а в 1897 г. начался период широких испытаний нового дви-

63

гателя. Эффективный КПД двигателя составлял 0,25, механический КПД – 0,75. Первый двигатель внутреннего сгорания с воспламенением от сжатия для промышленных целей был построен в 1897 г. Аугсбургским машиностроительным заводом. На выставке в Мюнхене в 1899 г. уже было представлено 5 двигателей Р.Дизеля заводами Отто-Дейтц, Круппа и Аугсбургского машиностроительного. Успешно демонстрировались двигатели Р. Дизеля и на Всемирной выставке в Париже (1900). В дальнейшем они нашли широкое применение и по имени изобретателя получили название «дизельные двигатели» или просто «дизели». Николаус Отто и Рудольф Дизель ясно представляли себе, что их двигатели несовершенны, так как значительная часть химической энергии топлива теряется вследствие неполного расширения в рабочей полости продуктов сгорания. В момент открытия выпускных клапанов давление продуктов сгорания намного превосходит давление окружающей среды. Поэтому и Н. Отто и Р. Дизель пытались реализовать цикл с продолженным расширением в трёх цилиндрах [2]. Средний цилиндр с увеличенным диаметром использовался для дополнительного расширения продуктов сгорания и удаления продуктов сгорания в атмосферу, а два крайних работали по четырехтактному циклу со смещением рабочих процессов на 360 градусов поворота коленчатого вала. Продукты сгорания из крайних цилиндров поочередно направлялись в средний для дополнительного расширения. Однако тепловые потери, потери на перетекание газов, механические потери возросли настолько, что выигрыш по КПД был незначительным по сравнению с усложнением конструкции двигателя. Поэтому и Н. Отто и Р. Дизель отказались от этой идеи. В последующие годы использование продолженного расширения продуктов сгорания (до давления окружающей среды) практически было реализовано в поршневых двигателях внутреннего сгорания с газотурбинным наддувом, а затем и в комбинированных двигателях с силовой газовой турбиной. Первые керосиновые двигатели в России начали строиться в 1890 г. на заводе Е.Я. Бромлея (четырехтактные калоризаторные), а с 1892 г. и на механическом заводе Э. Нобеля [14]. В 1899 г. Э. Нобель получил право на производство двигателей Р. Дизеля и в 64

том же году завод приступил и их выпуску. Конструкцию двигателя разработали специалисты завода. Двигатель развивал мощность 20–26 л.с., работал на сырой нефти, соляровом масле, керосине. Специалисты завода выполнили также разработки двигателей с воспламенением от сжатия. Они построили первые безкрейцкопфные двигатели, первые двигатели с V-образным расположением цилиндров, двухтактные двигатели с прямоточноклапанной и петлевой схемами продувки, двухтактные двигатели, в которых продувка осуществлялась за счет газодинамических явлений в выпускном канале. В 1903–1911 г.г. на Коломенском, Сормовском, Харьковском паровозостроительном заводах, на заводах Фельзера в Риге и Э. Нобеля в Петербурге, на Николаевском судостроительном заводе [7, 14] было начато производство двигателей с воспламенением топлива от сжатия. В 1903–1908 г.г. русский изобретатель и предприниматель Я.В. Мамин создал несколько работоспособных быстроходных двигателей с механическим впрыском топлива в цилиндр и воспламенением от сжатия [14]. Мощность быстроходного двигателя, созданного Я.В. Маминым в 1911 г., составляла уже 25 л.с. Он же впервые в России начал производство тракторов. В 1917 г. Я.В. Мамин безвозмездно передал предприятие государству и в течение ряда лет был директором завода. В 1906 г. профессор МВТУ В.И. Гриневецкий предложил конструкцию двигателя с двойным сжатием и расширением – прототипа комбинированного двигателя. Им же разработан метод теплового расчета рабочих процессов, который впоследствии был развит Н.Р. Брилингом и Е.К. Мазингом и не потерял своего значения и сегодня. Специалисты дореволюционной России выполнили несомненно крупные самостоятельные разработки в области двигателей с воспламенением топлива от сжатия. Успешное развитие дизелестроения в России объясняется тем, что Россия имела свою нефть, а двигатели Р. Дизеля наиболее отвечали потребностям относительно небольших предприятий. Поэтому производство дизельных двигателей в России началось практически одновременно со странами Западной Европы. 65

Успешно развивалось отечественное двигателестроение и в послереволюционный период. Советское правительство постоянно уделяло внимание развитию этой отрасли народного хозяйства. К 1928 г. в стране уже выпускалось свыше 45 типов двигателей суммарной мощностью около 110 тыс. кВт. В годы первых пятилеток был освоен выпуск автомобильных и тракторных двигателей, судовых и стационарных двигателей мощностью до 1500 кВт, созданы авиадизель, танковый дизель В-2, в значительной степени предопределивший высокие тактико-технические характеристики бронетанковой техники страны. Значительный вклад в развитие отечественного двигателестроения внесли выдающиеся советские ученые: Н.Р. Брилинг, Е.К. Мазинг, В.Т. Цветков, А.С. Орлин, В.А. Ваншейдт, Н.М. Глаголев, М.Г. Круглов и др. Большая заслуга в развитии отечественного двигателестроения принадлежит специалистам двигателестроительных заводов, научно-исследовательских и проектных организаций, кафедр вузов. Из разработок в области тепловых двигателей последних десятилетий следует отметить три важнейшие: создание немецким инженером Феликсом Ванкелем работоспособной конструкции роторно-поршневого двигателя, комбинированного двигателя с высоким наддувом и конструкции двигателя с внешним сгоранием, конкурентоспособного с быстроходным дизелем. Появление двигателя Ванкеля было встречено инженерами, предпринимателями с воодушевлением. Однако технологические трудности, трудности обеспечения достаточной надежности и долговечности газовых уплотнений, необходимость организации совершенно нового производства и соответствующей системы технического обслуживания, более низкая по сравнению с поршневыми двигателями экономичность и повышенные выбросы токсичных веществ с ОГ несколько охладили восторг. Из более чем 20 фирм, купивших лицензию на производство двигателя Ф.Ванкеля (в их числе и такие известные фирмы, как «Дженерал Моторс», «Форд»), только одна успешно преодолела эти трудности и организовала массовое производство роторно-поршневых двигателей – японская фирма «Тойо Когио». Первый комбинированный двигатель с высоким газотурбинным наддувом (Д70) был создан на кафедре двигателей внут66

реннего сгорания НТУ «ХПИ» совместно с заводом им. В.А. Малышева (1956–1962 г.г.). Непосредственное руководство научноисследовательскими и опытно-конструкторскими работами по двигателю Д70 осуществлял профессор Н.М. Глаголев. Экономичность двигателя Д70 со свободным турбонагнетателем составляла 200–205 г/(кВтч), с силовой турбиной – 192–196 г/(кВтч). Впоследствии такого же уровня экономичности удалось достигнуть и на двигателе со свободным турбонагнетателем (12Д70). Непрерывное совершенствование двигателей внутреннего сгорания обеспечило им господствующее положение в энергетике транспорта, сельского хозяйства. Только в авиации двигатель внутреннего сгорания уступил свои позиции газотурбинному двигателю. Для других отраслей народного хозяйства альтернативных энергетических установок малой мощности, столь же универсальных и экономичных, как двигатель внутреннего сгорания, еще не предложено. Поэтому и на отдаленную перспективу двигатель внутреннего сгорания рассматривается как основной тип энергетической установки средней и малой мощности для транспорта, сельского хозяйства и других отраслей народного хозяйства. §6. Классификация двигателей внутреннего сгорания В зависимости от признаков, определяющих особенности конструкции, особенности осуществления рабочих процессов, двигатели внутреннего сгорания подразделяют на ряд типов. Рассмотрим только те основные отличительные особенности двигателей, которые в той или иной степени связаны с осуществлением рабочих процессов. Выше мы уже рассмотрели классификацию двигателей в зависимости от типа рабочего органа и характера его движения, предопределяющих особенности протекания рабочих процессов. Классификация двигателей по назначению определяется областью их использования: стационарные, тепловозные, судовые, автомобильные, тракторные, комбайновые, авиационные и т.п. Назначение двигателя оказывает влияние на выбор конструк67

тивных параметров, способа осуществления рабочих процессов. Например, в стационарных, тепловозных, судовых двигателях применяется, в основном, рабочий цикл с воспламенением топлива от сжатия, а в двигателях легковых автомобилей – преимущественно рабочий цикл с воспламенением топливовоздушной смеси от искры. По виду топлива двигатели подразделяются на следующие типы:  двигатели, работающие на тяжелом топливе (мазуте, соляровом масле, дизельном топливе и т.п.);  газовые двигатели, работающие на природном газе, газогенераторном газе, водороде и т.п.;  многотопливные двигатели, работающие на нескольких видах топлива. По числу тактов, необходимых для осуществления рабочего цикла, двигатели внутреннего сгорания делят на двухтактные и четырёхтактные. По способу смесеобразования двигатели подразделяют на двигатели с внешним и внутренним смесеобразованием, двигатели с расслоением заряда. В двигателях с внешним смесеобразованием топливовоздушная смесь образуется вне цилиндра (карбюраторные, а также двигатели с впрыском топлива на впуске). В двигателях с внутренним смесеобразованием топливовоздушная смесь образуется непосредственно в цилиндре двигателя (дизели компрессорные и с механическим впрыском топлива, газовые двигатели с подачей газа непосредственно в цилиндр, двигатели с подачей жидкого топлива в цилиндр и воспламенением топливовоздушной смеси от искры). В двигателях с расслоением заряда расслоение заряда в камере сгорания достигается как при внешнем, так и при внутреннем смесеобразовании. По способу воспламенения топливовоздушной смеси двигатели делят на следующие типы:  двигатели с воспламенением топлива от сжатия (дизели);  двигатели с катализаторным воспламенением (катализаторные);  двигатели с воспламенением топливовоздушной смеси от электрической искры (карбюраторные, газовые и др.); 68

 двигатели с форкамерно-факельным зажиганием (двигатели с дополнительной камерой сгорания, в которую подают богатую смесь и в которой установлена свеча зажигания);  двигатели с газожидкостным процессом (газовые двигатели с впрыском топлива только для воспламенения топливовоздушной смеси). По способу наддува двигатели делят на следующие типы:  двигатели с газодинамическим наддувом;  двигатели с волновым обменником давления;  двигатели с механическим приводом нагнетателя;  двигатели с газотурбинным наддувом;  двигатели с комбинированной схемой наддува (со свободным турбокомпрессором и нагнетателем с механическим приводом и т.п.). По способу регулирования мощности двигатели делят на двигатели с количественным регулированием мощности (изменяется количество топливовоздушной смеси при практически неизменном составе смеси), качественным регулированием мощности (изменяется состав рабочей смеси) и комбинированным регулированием мощности. ДВС классифицируются также по числу и расположению цилиндров, по способу охлаждения и другим признакам. Контрольные вопросы и задания 6. Объясните принцип работы двигателя Ж. Ленуара. 7. Объясните принцип работы двигателей, предложенных С. Карно, А.Ю. Бо де Роша. 8. Какое значение в развитии ДВС имеют изобретения:  Николауса Августа Отто;  Рудольфа Дизеля;  Карла Бенца? 9. Какие следует отметить разработки в области тепловых двигателей ХХ столетия? 10. По каким признакам осуществляется классификация ДВС?

69

Список литературы к введению и главе 1 1. Глаголев Н.М. Рабочие процессы двигателей внутреннего сгорания. – К.– М.: Машгиз, 1950. – 480 с. 2. Гюльднер Г. Двигатели внутреннего сгорания, их работа, конструкция и проектирование / Перевод с немецкого Калиша Г.Г. и Алексеева С.И. – М.: МАКИЗ, 1928. – Т.2. – 864 с. 3. Шреффлер Р. Двухтактный двигатель S-2 компании Toyota // Автомобильная промышленность США. – 1960. – № 6. – С. 10–11. 4. Патент РФ 2038493, MKИ F02B 25/20. Двигатель внутреннего сгораня. / В.Г. Дьяченко, А.В. Мотлохов, С.В. Амосов и др. – Заявл. 04.06.1992, № 5046126106. – Опубл. 27.06.1995. – Бюл. № 18, 1995. 5. Патент РФ 2070974, MKИ F02B 23/10, 17/00. Двигатель внутреннего сгораня. / В.Г. Дьяченко, И.В. Антонов, А.Г. Веселов. – Заявл. 22.06.1994, № 94023689/06. – Опубл. 27.12.1996. – Бюл. № 36, 1996. 6. Scott D. Pneumatic fuel injection spurs two-stroke revival // Automotive Engineering. – 1986. – Vol. 94. – № 8. – Р. 74–79. 7. Радциг А.А. История теплотехники. – М. – Л.: Изд-во АН СССР, 1936. – 425 с. 8. БСЭ – М.: Сов. энциклопедия, 1976. – Т. 24. – 608 с. 9. Шпанов Н. Рождение мотора. – М. – Л.: Госэнергоиздат, 1934. – 217 с. 10. Карно Сади. Размышление о движущей силе огня и о машинах, способных развивать эту силу. – М. – Петр.: Государственное издательство, 1923. – 76 с. 11. Roediger W. Hundert jahre Automobil. – Leipzig – Berlin: Urania-Verlag, 1990. – 200 s. 12. Раскин Н.М. Забытая страница истории двигателя внутреннего сгорания. // Вопр. истории естествознания и техники. – 1981. – № 3. – С. 76–84. 13. Гумилевский Л.И. Рудольф Дизель. – М. – Л.: ГОНТИ, 1938. – 296 с. 14. Двигатели внутреннего сгорания / А.С. Орлин, Д.Н. Вырубов, Г.Г. Калиш, М.Г. Круглов и др. – 2-е изд. – М.: Машгиз, 1957. – Т.1. – 396 с. 70

Глава 2 ТОПЛИВО ДЛЯ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ §1. Сырьевые ресурсы моторного топлива Топливо для двигателей внутреннего сгорания получают путем переработки органических ископаемых природных топлив, главным образом нефти. Производство синтетического топлива из сланцев, торфа, углей и других видов твердого топлива не имеет еще существенного значения. Поэтому перспективы развития двигателей внутреннего сгорания неразрывно связаны с перспективами развития нефтедобывающей и нефтеперерабатывающей промышленности, которые в свою очередь зависят от природных запасов нефти, совершенствования методов ее добычи и переработки. Мировые запасы органического топлива на планете составляют по прогнозным оценкам 12800 млрд. тонн условного топлива*, в том числе угля – 11200 млрд., нефти 740 млрд., газа 630 млрд. тонн условного топлива [1]. Извлекаемые ресурсы органического топлива от запасов в процентах составляют: угля – 25, нефти – 50, газа – 80. Мировая добыча органического топлива в 1900 г. составляла 1 млрд. тонн условного топлива, в 1975 г. – около 9 млрд. тонн условного топлива [2]. Если исходить из уровня добычи топлива примерно 15–20 млрд. тонн условного топлива, то органического топлива достаточно будет примерно на 150–200 лет. По оценкам различных специалистов [3, 4] данные по мировым запасам топлива, срокам его использования незначительно отличаются от приведенных. Наиболее ценным топливом является нефть и газ и не только как источники моторного топлива для двигателей внутреннего сгорания. Из нефти и газа получают также разнообразные синтетические материалы, белки, белково-витаминные концентраты, производство которых неуклонно расширяется. По прогнозам Всемирной организации здравоохранения в будущем значитель*

) Условное топливо – топливо, низшая теплота сгорания которого Qн = 29300 кДж/кг

71

ную часть питания растущего мирового населения могут составить продукты из различных синтетических заменителей [5]. Вопрос о происхождении нефти еще не решен. Наиболее широкое признание получила теория, согласно которой нефть образовалась из остатков растений и животных в районах древних мелководных морей в результате биохимических процессов, воздействия давления и температуры в пластах [6]. Первая нефтяная скважина для промышленной добычи нефти была пробурена в Баку в 1848 г. К 1865 г. мировая добыча нефти составила уже 300 тыс. т, в 1900 – около 20 млн. т, в 1975 г. – примерно 2,7 млрд. т. В мировом топливном балансе на долю нефти и газа приходится примерно 70 % [2]. Во многих нефтедобывающих странах запасы нефти исчерпаны уже сегодня. Многие страны удовлетворяют свои потребности в нефти и нефтепродуктах в основном за счет импорта. Например, в странах Западной Европы ежегодный импорт химического топлива, в основном нефти, составляет свыше 70 %, в Японии – около 90 % используемого количества топлива [2]. Импорт в США только нефти превышает 50 % потребляемого количества. США уже сегодня не в состоянии увеличить собственное производство нефти и стать независимыми от зарубежных поставок. Для США проблема топлив является одной из важнейших, определяющей в значительной мере и внутреннюю и внешнюю политику этой страны. Правительство предусматривает также огромнейшие ассигнования на создание стратегических резервов нефти, развитие новых источников энергии, производство синтетического жидкого топлива, а также на развитие общественного транспорта. По прогнозным оценкам специалистов мировые запасы нефти и газа могут быть исчерпаны в течение двадцати лет и только в отдельных странах – максимум в течение 50 лет [3, 4, 7]. Разведанные запасы нефти и конденсата в капиталистических странах к 1980 г. по оценкам составляли примерно 66 млрд. т [3, 4, 5]. На долю СНГ по различным зарубежным оценкам приходится 9–30 % мировых разведанных запасов нефти и газового конденсата [4, 5]. Таким образом, если исходить из извлекаемых запасов нефти (50 % разведанных запасов при существующей технологии добычи) и уровня годовой добычи нефти в 3 млрд. т, 72

то разведанные к 1980 г. мировые запасы нефти должны были бы быть исчерпаны уже к 2000 г. Однако к 2000г. разведанные запасы нефти и газового конденсата заметно увеличились. С первыми признаками энергетического кризиса развитые страны столкнулись в 1973 г. Кризис вынудил ряд стран пересмотреть политику в области развития энергетики и транспорта. Например, в США в законодательном порядке предусматривалось поэтапное снижение норм расхода бензина (к 1985 г. выпускаемые легковые автомобили должны были расходовать не более 1 галлона – 4,5 л бензина на 27,6 миль пробега), расширение исследований по использованию в качестве моторного топлива водорода и метанола, совершенствование технологии производства синтетического моторного топлива и т.п. Россия в отношении природных запасов органического топлива находится в более выгодном положении по сравнению с США и другими странами. На ее долю приходится 53 % мировых запасов органического топлива, в том числе: угля – 55 %, газа – 34 %. Она не только полностью удовлетворяет внутренние потребности в органическом топливе за счет собственного производства, но и значительную часть добываемого топлива экспортирует в другие страны. Для других же стран СНГ повышение эффективности использования органического топлива является одной из важнейших народно-хозяйственных задач. В будущем и в странах СНГ неизбежно расширение использования водорода – одного из наиболее распространенных химических элементов в природе в качестве сырья для производства синтетического моторного топлива или непосредственно как моторного топлива. Его массовая доля составляет около 1 % массы земной коры. Себестоимость водорода при массовом его производстве, по различным оценкам, не будет превышать себестоимости бензина, приведенной к энергоемкости водорода. С точки зрения организации рабочих процессов двигателя внутреннего сгорания при использовании в качестве топлива водорода также не возникает проблем. Еще в 20-х годах прошлого столетия ДВС надежно работали на водороде. Основная проблема использования водорода в качестве топлива для транспортных двигателей обусловлена трудностями его хранения и транспортировки. При хранении водорода в газообразном состоянии и энер73

гоемкости одной заправки автомобиля водородом, эквивалентной 50 л бензина, необходимо 150 л водорода при давлении около 100 МПа, при хранении в жидком состоянии (–253С) необходимо около 190 л водорода. Не найдены еще достаточно емкие и относительно недорогие гидриды металлов, применение которых может оказаться экономически оправданным при соотношении объема поглощаемого водорода и объема гидрида металла 1/2000–1/3000. Поэтому проблема применения водорода в качестве топлива для транспортных энергетических установок будет определяться возможностью создания приемлемых по массе емкостей для его хранения на борту транспортного средства. Технологический процесс получения жидкого синтетического топлива из каменного угля и другого сырья (бурого угля, торфа и т.п.) уже достаточно отработан. Уголь подвергают воздействию в течение нескольких часов водородом в автоклавах при температуре 300–400 С и давлении свыше 20 МПа. До 85 % угля переходит в растворимое или жидкое вещество (преимущественно углеводороды). В Германии в период второй мировой войны для гидрирования использовался бурый уголь. К 1945 г. общая мощность заводов по производству синтетического бензина составляла 3–3,5 млн.т в год [8]. В настоящее время этот технологический процесс широко используется в ЮАР, где до 40 % потребляемого количества жидкого моторного топлива получают из угля. Более перспективными по технологии производства, моторным свойствам и ресурсам являются спирты (метиловый и этиловый). Исходным сырьем для метилового спирта служат угли, газ, растительные отходы, отходы промышленного производства; для этилового – продукты сельскохозяйственного производства, отходы пищевой промышленности. Себестоимость метилового спирта при крупнотоннажном производстве сопоставима с себестоимостью высокооктанового неэтилированного бензина. В странах тропического пояса с развитым сельским хозяйством уже сегодня экономически оправдано широкое использование в качестве моторного топлива этилового спирта. В Бразилии свыше 40 % расходуемого моторного топлива приходится на спирт, который используется и в чистом виде, и в смеси с бензином. 74

В ряде стран доведена до уровня практического использования технология производства дизельного топлива из растительного масла (из рапса, подсолнечника и т.п.). Применительно к условиям Украины перспективным альтернативным моторным топливом наряду с этиловым спиртом может быть метиловый спирт. Расширение производства метилового спирта в перспективе позволит создать на базе двигателя с искровым зажиганием транспортные силовые установки с вторичным использованием теплоты отработавших газов в каталитических реакторах (для получения синтезгаза), качественным регулированием мощности, КПД которых будет на 30–50 % выше достигнутого значения в современных двигателях с искровым зажиганием. §2. Состав нефти и нефтепродуктов В состав нефти входят предельные (насыщенные) углеводороды (парафины), непредельные углеводороды (олефины), циклические углеводороды (нафтены), углеводороды гибридного строения (парафиноциклические и др.), соединения серы, азота и кислорода с углеводородами (нафтеновые кислоты, нефтяные смолы, асфальтены и т.п.). Предельным углеводородам соответствует формула СnH2n+2; непредельным – СnH2n; СnH2n–2 и т.д., циклическим – СnH2n; СnH2n–6 и др. Свойства углеводородов зависят не только от количества атомов углерода и водорода, входящих в молекулу, но и от их пространственного расположения. Углеводороды (и другие вещества), имеющие одну и ту же формулу, но различающиеся пространственным расположением атомов, входящих в молекулу, называются изомерами. С увеличением числа атомов в молекуле количество изомеров возрастает. Например, бутан С4Н10 образует 2 изомера, а углеводород С14Н30 – 1818. Углеводороды со сходными химическими свойствами и строением, в которых каждый следующий член отличается от предыдущего на группу атомов СН2, называются гомологическими рядами, а отдельные его члены – гомологами. Гомологический ряд предельных углеводородов включает в себя метан СН4, этан С2Н6, пропан С3Н8, бутан С4Н10, пентан 75

С5Н12, гексан С6Н14 и т.д. Первые четыре гомолога (СН4, С2Н6, С3Н8, С4Н10) – газы, температура кипения которых с увеличением их молекулярной массы возрастает от –162С (СН4) до 0С (С4Н10). Гомологи с числом атомов углерода в молекуле 5–16 при температуре до 20С – жидкие; гомологи с большим числом атомов углерода – твердые вещества с температурой плавления от 22С до 102С (С60Н122). В молекулах предельных углеводородов все связи простые (рис. 2.1, а). Предельные углеводороды с разветвленной цепью обладают более высокими антидетонационными свойствами, с неразветвленной – более высокой воспламеняемостью. В молекулах непредельных углеводородов часть атомов углерода соединена двойными и тройными валентными связями (рис 2.1, б). Этилен (С2Н4), пропилен (С3Н6), бутилен (С4Н8) и т.д. образуют гомологический ряд этиленовых углеводородов или олефинов. Непредельные углеводороды малоустойчивы и в сырой нефти их практически нет. В продуктах переработки нефти содержится значительное количество непредельных углеводов, что ухудшает стабильность нефтепродуктов при хранении, обусловливает образование смолистых веществ. В молекулах циклических углеводородов углеродная цепочка атомов замкнута. Циклические углеводороды, в молекулах которых атомы соединены, как в молекулах парафинов, простыми связями, называются нафтенами. К ним относятся такие циклические углеводороды, как циклопентан С5Н10, метилциклопентан С6Н12, циклогексан С6Н12 (рис. 2.1, в). Циклические углеводороды, состоящие из шести атомов углерода, соединенных попеременно простыми и двойными связями, называются ароматическими (рис. 2.1, г). Ароматические углеводороды повышают антидетонационные качества моторных топлив. В состав нефти входят и нафтены (циклопентан С5Н10, циклогексан С6Н12 и их гомологи) и ароматические углеводороды с различной молекулярной массой, количество которых зависит от месторождения нефти.

76

а:

б:

в:

г:

С6Н5СН3

Рисунок 2.1 – Структура молекул углеводородов: а – предельных; б – непредельных; в – циклических; г – ароматических

77

В продуктах переработки нефти содержатся молекулы различных углеводородов, массовое содержание которых зависит от состава углеводородов в сырой нефти, особенностей технологических процессов ее переработки (табл. 2.1). Таблица 2.1 – Содержание углеводородов в продуктах переработки нефти [9] Вид топлива

Бензин

Массовая доля углеводородов, % АроматичеПарафи- Нафтеские углевоны ны дороды 46,4 39,6 14,0

Керосин (на базе парафинов)

92,2

5,2

2,6

Дизельное топливо

26,4

55,3

18,3

Первоначально из нефти получали только осветительный керосин, выход которого составлял около 30 %. Легкокипящие фракции и мазут сжигали. Процесс разделения нефти на фракции основан на значительном изменении температуры кипения с увеличением молекулярной массы углеводов. Выход легкокипящих фракций (эфир, бензин) при перегонке сырой нефти не превышает 20–30 %; лигроина, керосина и газойля – 30–45 %. Повышение выхода легкокипящих фракций до 50–60 % достигается применением жидкофазного или парофазного крекинга – расщепления тяжелых углеводородов, осуществляемого при высокой температуре. Жидкофазный крекинг осуществляют при температуре 400–480 С и давлении 4–5 МПа, парофазный – при нормальном давлении и температуре 600–650 С. Высокооктановые автомобильные бензины получают на базе бензинов каталитического риформинга с добавлением бензина каталитического крекинга, продуктов алкилирования. Риформинг – процесс преобразования парафиновых и нафтеновых углеводородов в ароматические, осуществляемый при высокой температуре (500С ) и давлении 2–4 МПа. Алкилирование – 78

процесс синтеза изооктана из насыщенных углеводородов с разветвленной цепью атомов углерода из нефтезаводских газов. Себестоимость высокооктановых бензинов в связи со сложностью технологических процессов выше, чем себестоимость продуктов прямой перегонки (например, керосина или дизельного топлива). Технологические процессы переработки нефти требуют значительных затрат энергии. Расход теплоты и электроэнергии на собственные нужды нефтеперерабатывающих заводов превышает количество теплоты, которое можно получить из 10 % добываемой нефти [2]. Современные технологические процессы переработки нефти обеспечивают достаточно высокий процент выхода топлив для двигателей внутреннего сгорания (табл. 2.2) [2]. На отечественных нефтеперерабатывающих заводах при перегонке нефти, например в атмосферно-вакуумных установках, выход дизельного топлива за счет других фракций доведен до 25 %. Таблица 2.2 – Выход нефтепродуктов из нефти Продукты

Выход, % Страны США Западной Европы

Нефтезаводской газ

5

5

Бензин

55

35

Дизельное топливо

15

10

Продукты

Средние дистиляты и смазочные масла Мазут и асфальт

Выход, % Страны США Западной Европы 20

25

5

25

Значительная часть общего количества продуктов, получаемых из нефти, приходится на бензин (35–55%), на дизельное топливо – 10–25 %. Соотношение между выходом бензина и дизельного топлива (примерно 3 к 1) предопределяет и примерное соотношение по мощности между выпуском двигателей, работающих 79

на легком топливе и дизелей. Значительное влияние на соотношение выпуска двигателей, работающих на легком топливе, и дизелей будет оказывать со временем расширение использования природного газа, водорода, легкого синтетического топлива как моторного топлива для двигателей с искровым зажиганием. §3. Основные характеристики моторных топлив К основным характеристикам топлива, определяющим его качество относят элементарный состав, теоретически необходимое для сгорания 1 кг топлива количество воздуха, теплоту сгорания, плотность, сжимаемость, вязкость, испаряемость, самовоспламеняемость, детонационную стойкость. Элементарный состав топлив. Элементарный состав жидких топлив характеризуется содержанием в топливе отдельных химических элементов в массовых долях или в процентах по массе. Массовые доли отдельных химических элементов обозначаются их символами: углерод – С, водород – Н, кислород – О, сера – S, азот – N. Сумма массовых долей отдельных химических элементов: С + Н + S + О + N = 1 (100 %).

(2.1)

Элементарный состав нефти и нефтепродуктов приведен в табл. 2.3 [2]. Элементарный состав газообразных топлив обычно характеризуется содержанием отдельных компонентов (газов) в объемных долях или в процентах по объему. Объемные доли отдельных газов в топливе обозначаются их химическими формулами: водород – Н2, метан – С2Н4, этан – С2Н6, пропан – С3Н8, бутан – С4Н10 и т.д. Сумма объемных долей отдельных компонентов: СН4+С2Н6+С3Н8+С4Н10+СО+Н2+N2+О2=1(100 %).

(2.2)

Элементарный состав и другие характеристики газов зависят от месторождения, способа его получения (табл. 2.4). Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива. Количество воздуха, необходимое для сгорания 1 кг жидкого или 1 нм3 газообразного топлива, определяет-

80

ся по элементарному составу топлива, соотношению горючих элементов топлива и кислорода в реакциях окисления. Реакции окисления горючих элементов, входящих в состав топлива: О2 СО 2 С   ; 12кг 32кг 44кг (1 кмоль)

(2.3)

1( кмоль )

2Н 2 О2 2Н 2 О   . 4кг 32кг 36кг

(2 кмоля)

(1 кмоль)

(2.4)

( 2 кмоля )

Необходимая масса кислорода воздуха в кг для окисления углерода и водорода, содержащегося в 1 кг топлива: 8 М O 2  C  8H  O , 3

(2.5)

С Н О   . 12 4 32

(2.6)

или в киломолях: М О 2 

Таблица 2.3 – Элементарный состав и некоторые другие характеристики нефти и нефтепродуктов Массовая доля, %

Низшая теплота сгорания, кДж/кг

Н

С

S

O

N

Плотность, кг/м3

Нефть

10–12,5

79–77

0,1–5

0,1–1,5

1

800–950

41900

Бензин

14,5

85,5

( pт) необходимо определять так же состав смеси газов в надпоршневой полости, характеризуемый массовыми долями свежего заряда gsi и продуктов сгорания (1 – gsi) в смеси, потери свежего заряда со смесью газов, ушедших из надпоршневой полости к рассматриваемому углу поворота кривошипа, i n

M sут i 1   g si M вi ;

(4.30)

i 1

количество продуктов сгорания, ушедших из надпоршневой полости на участке продувки, in

M в i 1   1  g si  M вi  M в i 1  M s ут i 1 . i 1

136

(4.31)

Массовая доля свежего заряда в смеси с продуктами сгорания к концу расчетного промежутка времени I g s i 1 

M s i 1  M s ут i 1 M i 1

.

(4.32)

Подобная схема газообмена может иметь место только в двигателях с наддувом (ps > pт). В четырехтактных двигателях без наддува давление воздуха перед впускными клапанами ps на участке перекрытия клапанов всегда меньше давления газов за выпускными клапанами pт. В данном случае, как и в предыдущем, предполагается, что смесь газов в надпоршневой полости в начале расчетного промежутка времени находится в равновесном состоянии, т.е. давление, температура, состав смеси одинаковы во всем объеме надпоршневой полости. Это предположение, с точки зрения протекания процессов в надпоршневой полости, приемлемо для двигателей с интенсивной турбулизацией смеси газов в надпоршневой полости. Например, в четырехтактных двигателях, когда оба клапана открыты, а объем надпоршневой полости незначителен (поршень находится у ВМТ), имеет место интенсивное перемешивание свежего заряда, поступающего в надпоршневую полость, со смесью газов в надпоршневой полости. В двухтактных двигателях процессы газообмена осуществляются при положении поршня у НМТ, когда объем надпоршневой полости близок к максимальному. При этом неизбежно образование в надпоршневой полости зоны свежего заряда, примыкающей к продувочным окнам, и зоны продуктов сгорания, примыкающей к выпускным окнам (клапанам), и чем меньше будет смешивание свежего заряда с продуктами сгорания, тем эффективней будет очистка надпоршневой полости от продуктов сгорания и ее заполнение свежим зарядом. Температура и состав смеси газов в каждой из зон будут существенно отличаться. Наиболее эффективная очистка надпоршневой полости от продуктов сгорания в двухтактных ДВС достигается при прямоточных схемах продувки с достаточно четким разграничением зон свежего заряда и продуктов сгорания. Поэтому в двухтактных двигателях будет более близкой к реальным процессам газообмена двухзонная схема расчета (для прямоточных схем продувки) 137

или часть расчета выполняется применительно к двухзонной модели, а часть в предположении «мгновенного» перемешивания свежего заряда со смесью газов в надпоршневой полости (для непрямоточных схем продувки). В случае двухзонной схемы расчета процессов газообмена в надпоршневой полости, например, в двухтактном двигателе с противоположно движущимися поршнями (рис. 4.3) рассматривается каждая из зон в отдельности. Предполагается при этом, что давление газов в каждой из зон одинаково и условно зоны разделены подвижной перегородкой. Поэтому изменение давления газов в одной из зон на ′ расчетном участке может B A быть определено в предположении равновесного состояния газов в рассматриваемой зоне, установившихся процессов теплообмена, течения газов через органы газораспределения и неизРисунок 4.3 – Расчетная схема газообмена менном объеме во второй в двухтактном ДВС с противоположно зоне. Например, применидвижущимися поршнями: тельно к двухзонной схеме А – впускной поршень; расчета (рис. 4.3) без учета В – выпускной поршень влияния реакций окисления горючих компонентов в продуктах сгорания на участке газообмена (dx = 0, dQx = 0) уравнения (4.6) или (4.28) для зоны, занятой продуктами сгорания, может быть представлено следующим образом: dp 

кp V

1  1 к  1 dQт dM  dM   dV s в п,    к р  s 

(4.33)

где V = V – Vs – объем продуктов сгорания в надпоршневой полости между поршнями А и В; V – объем надпоршневой полости M между поршнями А и В; Vs  s – объем свежего заряда Ms, поs ступившего в надпоршневую полость к рассматриваемому мо-

138

p – RsTs плотность свежего заряда, поступившего в надпоршневую полость (при давлении р) в течение времени d;  – плотность продуктов сгорания в надпоршневой полости; dVп – изменение объема надпоршневой полости вследствие перемещения поршней А и В в течение времени d. Для принятой схемы расчета (двухзонная модель газообмена) объем свежего заряда, поступившего в надпоршневую полость к рассматриваемому моменту времени, и температура продуктов сгорания в надпоршневой полости определяется по уравнению состояния для каждой из зон:

менту по времени или углу поворота кривошипа; s 

M si Rs Ts ; pi

(4.34)

pi Vi  Vsi  . Mi R

(4.35)

Vsi  Ti 

Влияние теплообмена на процессы газообмена допустимо не учитывать в двигателях с частотой вращения коленчатого вала n > 1000 об/мин. §3. Теплообмен между рабочим телом и стенками надпоршневой полости Сложность явлений нестационарного теплообмена между рабочим телом и поверхностью стенок надпоршневой полости двигателя не позволяет установить достаточно простые количественные соотношения между параметрами рабочего цикла и параметрами, определяющими тепловой поток от рабочего тела в стенки или от стенок к рабочему телу. Интенсивность теплового потока в стенки или от стенок надпоршневой полости к рабочему телу зависит от интенсивности конвективного теплообмена в условиях переменного давления и температуры рабочего тела, скорости рабочего тела относительно поверхности стенок, температуры, величины площади и физических свойств отдельных участков поверхности стенок надпоршневой полости, интенсивности 139

излучения пламени при сгорании топлива. Полностью учесть все эти факторы в теплопередаточных функциях не представляется возможным и в обозримом будущем. Для подавляющего большинства исследований в области двигателей, за исключением некоторых специальных разработок, достаточно иметь зависимости, с приемлемой для конкретного случая точностью отражающие качественную и количественную сторону процессов теплообмена в надпоршневой полости двигателя. Количество теплоты, переданного рабочим телом в стенки надпоршневой полости или от стенок надпоршневой полости к рабочему телу в течение промежутка времени d j

dQт    т j T  Tст. j  F j d ,

(4.36)

j 1

где  т j – коэффициент теплоотдачи от газов к элементу поверхности стенок рабочей полости «j» с определенными физическими свойствами, учитывающий конвективный теплообмен и излучение пламени; Т – текущее значение температуры газов в надпоршневой полости; Тст.j – среднее за цикл значение температуры «j» элемента поверхности; Fj – площадь «j» элемента поверхности стенок надпоршневой полости. В практике отечественных и зарубежных исследований теплообмена в надпоршневой полости для определения коэффициента теплоотдачи используются зависимости, предложенные В. Нуссельтом, Н.Р. Брилингом, Г. Эйхельбергом, Г.Б. Розенблитом и др. [3, 4]. Эти зависимости не отражают в полной мере и качественную сторону явлений теплообмена между рабочим телом и поверхностью стенок надпоршневой полости и количественные соотношения параметров процессов теплообмена [5, 6]. Они могут быть использованы для отдельных частных случаев теплообмена в надпоршневой полости, и в каждом конкретном случае необходимо уточнять не только коэффициенты в теплопередаточных функциях, но зачастую и сами теплопередаточные функции. Структура уравнения для определения коэффициента теплоотдачи применительно к поверхности стенок надпоршневой полости устанавливается исходя из критериального уравнения кон140

вективного теплообмена между жидкостью и стенками цилиндрической трубы [5]: Nu = f (Re, Pr, d/l),

(4.37)

где Nu, Re, Pr – критерий, соответственно, Нуссельта, Рейнольдса и Прандтля; d/l – диаметр и длина трубы. Для турбулентного потока воздуха в трубе Nu = 0,0362 (d/l)0,054 Re0,786 Pr0,786.

(4.38)

Пренебрегая изменением в течение цикла критерия Прандтля, что близко к действительности, и принимая в качестве определяющего размера диаметр цилиндра, а в качестве определяющей скорости газа – среднюю скорость поршня Сm Г. Вошни приходит к зависимости [6], ккал/(м2градчас): т = 110 D –0,214 (C1Cm)0,786 p0,786 T –0,525,

(4.39)

где С1 – константа, с/м. В формуле Г. Вошни коэффициент теплоотдачи уменьшается с повышением температуры газов, что близко к реальным процессам теплообмена. В формулах же В. Нуссельта и Г. Эйхельберга коэффициент теплоотдачи повышается с увеличением абсолютной температуры газа. Экспериментальная проверка зависимости (4.39), выполненная Г. Вошни для различных двигателей, показала хорошую сходимость расчетных и экспериментальных значений суммарных потерь теплоты от газов в стенки на отдельных участках цикла, соответствующих процессам газообмена, сжатия и расширения в условиях прокрутки двигателя (без подачи топлива) в широком диапазоне изменения давления и температуры воздуха на впуске при неизменных значениях константы C1,подобранной для участка газообмена, участков сжатия и расширения. При работе двигателя тепловые потери в стенки на участке сгорания-расширения заметно возрастают вследствие излучения пламени. Влияние излучения пламени в первом приближении может быть учтено зависимостью  Т пл  4  Т ст  4  Qизл.   ф  ст С0 F     , 100 100      141

(4.40)

где ф – степень черноты факела топлива; ст – среднее значение степени черноты поверхностей рабочей полости цилиндра; С0 – константа излучения черного тела; Тпл – температура пламени. Потери теплоты вследствие излучения пламени по данным различных исследователей изменяются от нескольких процентов до 50 % от количества теплоты, теряемой в стенки вследствие теплообмена. В экспериментах Л.М. Белинкия [7] эти потери составляли (16–27) %, Г. Вошни [6] – (20–25) %. По формуле Нуссельта этот вид потерь составляет всего (1–3) % суммарных потерь теплоты. Совпадение значений доли потерь теплоты излучением от всего количества теплоты, теряемой в стенки вследствие теплообмена, в экспериментах Л.М. Белинкия и Г. Вошни косвенно подтверждают как правомерность используемых ими методов исследования, так и возможный уровень этого вида потерь теплоты в двигателях. Однако применение зависимости (4.36) в расчетах требует знания ряда коэффициентов и температуры пламени. По мнению Г. Вошни увеличение коэффициента теплоотдачи в период сгорания происходит не столько вследствие излучения пламени, сколько вследствие увеличения турбулентности заряда при сгорании и соответствующей интенсификации конвективного теплообмена. Поэтому для участка сгорания увеличение потерь теплоты в стенки Г. Вошни [6] предлагает учитывать поправочным коэффициентом Wc  C 2  p  pп 

Vh T  C2 Vh  p  p п  , M pV

(4.41)

где р – давление газов в цилиндре на работающем двигателе; рп – соответствующее по времени цикла давление в надпоршневой полости при прокрутке двигателя без подачи топлива; М – масса рабочего тела в надпоршневой полости; С2, С2 – константы. Произведение  p  pп Vh , отнесенное к массе заряда М, учитывает влияние подачи топлива и его сгорания на интенсивность теплообмена в надпоршневой полости. Константа С2 по данным Г. Вошни [6] для двигателей с неразделенными камерами сгорания составляет 3,2410–3 [К–1], с разделенными камерами сгорания – 6,2210–3 [К–1]. 142

Окончательное выражение для коэффициента теплоотдачи в ккал/(м2градчас) с учетом зависимости (4.41) предложено Г. Вошни в следующем виде:   T   110 D  0,2 p 0,8 T  0,53 C1 Cm  C2 Vh  p  pп  pV  

0 ,8

.

(4.42)

Если перейти к размерности коэффициента теплоотдачи в системе СИ [Вт/(м2К)], то 0,8

  T   128 D  0,2 (10 p )0,8 T  0,53 C1 Cm  C2 Vh  p  pп  . (4.43) pV   Здесь D в м; р и рп в МПа; V в м3; Т в Кельвинах. Для участка газообмена С1  6,18  0,417

Ст , Сm

(4.44)

Ст , Сm

(4.45)

для участка сжатия и расширения С1  2,28  0,308

где Ст – тангенциальная составляющая скорости рабочего тела в надпоршневой полости относительно поверхности стенок надпоршневой полости. В четырехтактных двигателях без закрутки воздуха на впуске влияние тангенциальной составляющей незначительно (Ст = 0). Исследования, выполненные Г. Вошни и другими специалистами, показали хорошую сходимость расчетных и экспериментальных значений потерь теплоты в стенки вследствие теплообмена как для отдельных участков цикла (участок газообмена, сжатия, сгорания-расширения), так и для цикла в целом, в широком диапазоне режимов работы двигателей различных типов. Следует также отметить, что Г. Вошни первым предложил методику экспериментального определения потерь теплоты в стенки или подвода теплоты к рабочему телу от стенок на отдельных участках рабочего цикла и прямыми измерениями определил эти потери для различных типов двигателей [8]. Поэтому, несмотря на некоторую условность в схематизации происходящих в над143

поршневой полости двигателя процессов теплообмена, предложенная Г. Вошни зависимость для коэффициента теплоотдачи является более предпочтительной для использования при расчете рабочих процессов двигателя. Значительные трудности при подсчете тепловых потерь в стенки надпоршневой полости цилиндра представляет определение температуры поверхностей стенок, образующих надпоршневую полость, так как температура на отдельных участках поверхности стенок надпоршневой полости зависит от положения участка на поверхности и изменяется в течение цикла. Колебания температуры в отдельных точках поверхности надпоршневой полости в течение цикла в зависимости от режима работы составляют (6–30) К [3, 9 10, 11], что более чем на порядок меньше разности температур газа и поверхности стенок на такте расширения и в расчетах может не учитываться. Необходимость определения средней температуры каждого элемента поверхности возникает при решении задачи с учетом значений коэффициентов теплоотдачи для каждого элемента рабочей поверхности, что значительно усложняет расчет. В принятых методах расчета теплообмена введено понятие среднего коэффициента теплоотдачи, одинакового для всех элементов поверхности рабочей полости, и понятие средней по времени и поверхности температуры деталей, образующих рабочую полость цилиндра (головка цилиндра, поршень, гильза цилиндра). Средняя температура поверхности каждой из деталей, образующих надпоршневую полость, может быть принята по экспериментальным измерениям температуры в различных точках поверхности деталей конкретного двигателя или по данным испытаний подобных двигателей: in

 Fi Т ст.i Т ст. j 

i 1

Fj

,

(4.46)

где Fi, Tст.i – соответственно, площадь и температура элемента i n

поверхности деталей; F j   Fi – площадь поверхности деталей, i 1

образующих надпоршневую полость. 144

Изменение средней по времени температуры в отдельных точках поверхности деталей рабочей полости цилиндра, а также изменение средней по времени и по поверхности температуры деталей Tст.j зависят от особенностей конструкции и режима работы двигателя. Контрольные вопросы и задания 1. Какая цель математического моделирования процессов в надпоршневой полости двигателя? 2. Какие приняты исходные посылки при составлении уравнения объемного баланса? 3. Как определяются составляющие уравнения объемного баланса? 4. Как определяется изменение давления в надпоршневой полости двигателя в течение расчетного промежутка времени? 5. Какие приняты исходные посылки к системе дифференциальных уравнений массообмена и теплообмена для надпоршневой полости двигателя? 6. Объясните влияние теплообмена между рабочим телом и поверхностями стенок на процессы в надпоршневой полости двигателя. 7. Как определяется коэффициент теплоотдачи при моделировании рабочих процессов? Список литературы к главе 4 1. Глаголев Н.М. Рабочие процессы в двигателях внутреннего сгорания. – М.–К.: Машгиз, 1951. – 480 с. 2. Дьяченко В.Г. Дифференциальные уравнения процессов газообмена в двигателях внутреннего сгорания // Двигатели внутреннего сгорания. – 1968. – Вып.2.– С. 17–24. 3. Розенблит Г.Б. Теплопередача в дизелях. – М.: Машиностроение, 1977. – 216 с. 4. Кавтарадзе Р.З. Локальный теплообмен в поршневых двигателях. – М.: МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2001. – 591 с. 5. Woschni G. Beitrag zum Problem des Wärmeüberganges im Verbrennungsmotor // MTZ. – 1965. – № 4. – S. 128–133. 145

6. Woschni G. Die Berechnung der Wanderluste und der thermischen Belastung der Bauteile von Dieselmotoren // MTZ. – 1970. – № 12. – S. 491–499. 7. Белинкий Л.М. Теплоизлучение в камере сгорания быстроходного двигателя с воспламенением от сжатия // Тр. науч.исслед. лаборатории двигателей. – М.: Машгиз, 1955. – Вып.1. – С. 83–113. 8. Wochni G. A universally applicable equation for the instantaneous heat transfer coefficient in the internal combustion engine // SAE Preprints. – 1967. – № 670931. 9. Шеховцов А.Ф. Математическое моделирование теплопередачи в быстроходных дизелях. – Харьков: Выща шк., 1978. – 153 с. 10. John B. Heywood. Internal combustion engine fundamentals. – New York: Mc Graw – Hill Book Company, 1988. – 929 p. 11. Heat and mass transfer in gasoline and diesel engines. XIX International Symposium, Dubrovnik Yugoslavia, 1987. Edited by D. Brian Spalding. – New York: Hemispheric publishing corporation, 1988. – 628 p.

146

Глава 5 ТЕЧЕНИЕ РАБОЧЕГО ТЕЛА ЧЕРЕЗ ОРГАНЫ ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ §1. Площадь проходных сечений клапанов В четырёхтактных поршневых двигателях смена рабочего тела в надпоршневой полости осуществляется через впускные и выпускные клапаны. Количество клапанов в одном цилиндре может быть 2, 3, 4 и 5. Чем больше клапанов в одном цилиндре, тем больше суммарная площадь проходных сечений, но сложнее конструкция головки цилиндров, механизма привода клапанов. Для привода клапанов обычно используются кулачковые механизмы различных схем (рис. 1.7, рис. 1.8, рис. 5.1). Профиль кулачка 2 подбирается таким образом, чтобы напряжения в зоне контакта поверхности кулачка 2 и коромысла 3 (рис. 5.1) не превышали допустимых значений. В используемых схемах механизма привода клапанов быстроходных двигателей (n > 3000 об/мин) распределительный кулачковый вал располагают в головке цилиндров и кулачок воздействует на коромысло (рис. 1.7, рис. 5.1) или через стакан (толкатель), скользящий в гнездах головки цилиндров и разгружающий стержни клапанов от боковых усилий, непосредственно на клапан. В двигателях с частотой вращения коленчатого вала менее 3000 об/мин кулачковый вал располагают обычно в блоке цилиндров и перемещение толкателя, на который воздействует кулачок, передается на коромысло с помощью штанги (рис. 1.8). Так как механизм привода клапанов работает в различных температурных условиях, зависящих от внешней нагрузки, для компенсации температурного расширения деталей привода клапанов и клапана между торцом клапана 7 и наконечником 6 регулировочного винта 5 (рис. 5.1) предусматривается зазор. Начальная величина зазора, устанавливаемая на холодном двигателе, зависит от схемы привода, линейных размеров деталей механизма привода и составляет 0,1–0,5 мм.

147

Рисунок 5.1 – Механизм привода клапанов двигателя с искровым зажиганием: 1 – головка цилиндров; 2 – кулачок распределительного вала; 3 – ось коромысел; 4 – коромысло; 5 – регулировочный винт; 6 – наконечник регулировочного винта; 7 – клапан; 8 – сухарики тарелки клапана; 9 – тарелка пружины клапана; 10 – маслоотражательный колпачок клапана; 11 – внутренняя пружина; 12 – наружная пружина; 13 – опорная шайба; 14 – седло клапана

h, мм 6 4 h

2

кл

Изменение площади проходного сечения клапана может быть определено, если известны закон подъема клапана по углу поворота кривошипа (рис. 5.2), зависящий от профиля кулачка, зазора в механизме привода клапана (для компенсации температурного расширения деталей при работе двигателя), геометрических размеров клапана

40

80

120

160

200 , ПКВ

Рисунок 5.2 – Изменение высоты подъема клапана по углу поворота коленчатого вала: кл. – зазор между клапаном и толкателем (регулировочным винтом)

148

b B

A

B a C

A 

h

C

a

h

dшт d

h

(рис. 5.3) 1, 2. Для определения площади проходного сечения клапана в зависимости от подъёма клапана подъём клапана делят на 3 участка 1 (рис. 5.3).

C A

hb/sin

Рисунок 5.3 – Схемы к расчету площади проходных сечений клапанов

На первом участке подъёма ( h  b sin  ) перпендикуляр из точки А к образующей поверхности седла клапана является образующей (АВ) боковой поверхности усеченного конуса, боковая площадь поверхности которого принимается за площадь проходного сечения клапана f1  AВ

 d  d  2a    h cos   d  h sin 2  . 2 2  

(5.1)

На втором участке подъёма ( h  b sin  ) площадь проходного сечения клапана равна площади боковой поверхности усеченного конуса с образующей АС, Dd Dd f 2  AС   2 2

2

2

Dd Dd    tg  .    h  2  2   

(5.2)

На третьем участке подъёма клапана площадь проходного сечения клапана равна площади поперечного сечения канала перед седлом клапана,  2 f 3  d 2  d шт . (5.3) 4





149

В двухклапанных головках цилиндров дизелей отношение площади проходного сечения впускного клапана к площади поршня не превышает 0,14–0,16 (табл.5.1), в двигателях с искровым зажиганием – 0,16–0.20. В четырёхклапанных головках цилиндров дизелей отношение площади проходного сечения впускных клапанов к площади поршня возрастает до 0,20, в двигателях с искровым зажиганием – до 0,25. Площадь проходных сечений выпускных клапанов обычно принимается несколько меньшей площади проходных сечений впускных клапанов (табл. 5.1). Таблица 5.1 – Соотношение площадей проходных сечений клапанов в четырёхтактных дизелях Марка двигателя 4Ч 8,5/11 4Ч 10,5/12 (Д-37В) 4Ч 10,5/13 6Ч 10,5/12,5 (JT-230, Камминс) 4Ч 12/14 (СМД-14) 1Ч 12,5/14 (Д-20) 6Ч 13/11,5 (СМД-60) 8Ч 13/14 (ЯМЗ-238) 6Ч 14/15,2 (NH-250, Камминс) 4Ч 14,5/20,5 (Д-130) 12ЧН 16,5/21* 6ЧН 23/30* 16ЧН 24/27 (Д-70)* 6ЧН 31,8/33 (Д-50)* 8ЧН 26/26 (Д-49)*

n, об/мин 1500 1600 1500

Cm, м/с 5,5 6,4 6,5

Параметр ds, d в, мм мм 35 31 40 34 41 38

ifв /ifs,

ifs /Fп,

0,77 0.68 0,85

0,158 0,138 0,145

2500 10.4 31,8 31,8

1,0

0,087

1700 7,9 1600 7,5 2100 8,05 2100 9,8

0,72 0,75 0,67 0,67

0,145 0,133 0,158 0,158

2100 10,7 47,8 47,8

1,0

0,109

1050 7,2 1500 10,5 1000 10,0 1000 9,0 740 8,1 1000 8,7

1,0 1,0 1,0 0,79 1,0 0,74

0,130 0,171 0,170 0,188 0,160 0,154

47 47 53 53

54 50 70 76 92 72

40 41 44 44

54 50 70 68 92 62

Здесь: i – количество клапанов на цилиндр; *) четырёхклапанные головки цилиндров

Примерное соотношение площадей проходных сечений впускных и выпускных клапанов может быть оценено, если исходить из условий равенства объёмных расходов рабочего тела че150

рез клапаны и равенства гидравлических потерь на клапанах (равенства отношений рвп.ср /рs и рт /рвып.ср) [3]:

 s f s ср

  в f в ср

к s 1    рвп.ср  к s  к  2 s RsTs 1    вп  кs  1 p   s   к т 1   кт   рт  к т  2 RтTвып.ср 1   вып , p  кт  1   вып.ср    

(5.4)

где s, в – коэффициенты расхода впускных и выпускных клапанов (s  в); fв, fs – площади проходных сечений впускных и выпускных клапанов; Твып.ср – средняя температура продуктов сгорания на такте выпуска (800–1100 К); вп, вып – продолжительность тактов впуска и выпуска (вп  вып  180/(6n)). Если принять Тs = 300 К, Rт  Rs и значения показателей адиабаты для воздуха и продуктов сгорания кs = 1,4 и кт = 1,32, то из равенства (5.4) следует, что при максимальном подъеме клапанов fв к к  1 Т s  s т  0,50,6 . fs к т к s  1 Т вып.ср

(5.5)

В современных двигателях отношение fв/fs принимается несколько большим (fв/fs = 0,7–0,8). Увеличение отношения fв/fs свыше 0,8 нерационально из-за увеличения гидравлических потерь на впускном клапане, снижения коэффициента наполнения. Для характеристики площади проходного сечения клапана, динамики ее изменения используют также такой показатель, как «время-сечение» клапана к

1 к  fd   fd , 6 n  н н

(5.6)

где н, к – углы поворота коленчатого вала, соответствующие началу подъёма и посадки клапана на седло. Время-сечение клапана позволяет ориентировочно оценить выбор диаметра клапанов и параметров механизма их привода. 151

S1

§2. Площадь проходных сечений окон в стенке цилиндра

Рисунок 5.4 – Схема к расчету высоты открытой части окна

В двухтактных двигателях для осуществления газообмена используют и клапаны в головке цилиндра и окна в стенке цилиндра, которые открываются и закрываются поршнем или золотником с приводом от коленчатого вала. Например, в двухтактных двигателях внутреннего сгорания с прямоточной клапанно-щелевой схемой продувки используются и клапаны, установленные в головке цилиндров, и окна в стенке цилиндров. Закон открытия окон по углу поворота кривошипа определяется перемещением поршня (рис. 5.4):

   h  S  S1  R 1  cos   1  cos 2  S1 , 4  

(5.7)

где S , S1 – перемещения поршня от ВМТ, соответствующие углу поворота кривошипа  и началу открытия окон; R  S 2 – радиус кривошипа; S – ход поршня;   R L – отношение радиуса кривошипа R к длине шатуна L. Если ширина окна по высоте не изменяется (рис. 5.5, а) и ось окна совпадает с радиусом цилиндра, то площадь окна, открываемая поршнем, f = b h.

(5.8)

При наклоне оси окна к оси цилиндра и к радиусу цилиндра (тангенциальные окна, рис.5.5, б), а б то площадь окна, открытая поршРисунок 5.5 – Схемы радиального нем окна (а) и окна с тангенциальным f = b cos h cos. (5.9) и радиальным наклоном (б) 152

Для трапециевидного сечения окна (рис. 5.6, а) ширина окна у кромки поршня b2  b1 , H а величина площади полностью открытого окна

(5.10)

b  b1  h

1 b1  b2 H . (5.11) 2 Величина площади открытого сечения круглого окна (рис.5.6, б) f 

d2  2h   d  f  arccos 1      h  hd  h  . 4 d  2  

(5.12)

В реальных конструкциях двухтактных двигателей используются и другие формы окон – треугольные, эллиптические, ромбические (рис. 5.6, в) и т.п.

а

б

в

Рисунок 5.6 – Формы поперечного сечения окон

Размеры органов газораспределения двухтактных двигателей характеризуются количеством окон i, относительной высотой окон ( h = h/S), общей относительной шириной окон (по отношению к длине окружности с диаметром, равным диаметру цилиндра: b  i b  D ), относительной площадью поперечного сечения окон ( i f Fп ). При проектировании двухтактного двигателя относительные размеры органов газораспределения предварительно выбирают по данным для подобных схем продувки двигателейпрототипов (табл. 5.2). Затем уточняют их путем численного мо153

делирования процессов газообмена на ЭВМ и физического моделирования процессов газообмена на экспериментальных образцах двигателя. Таблица 5.2 – Относительные размеры окон двухтактных двигателей 4

Схема продувки Прямоточная щелевая Прямоточная клапанно-щелевая

Относительная Общая относительная высота ширина Выпуск- Впускные Выпуск- Впускные ные окна, окна, ные окна, окна, hв hп bв bп 0,20–0,25 0,15–0,20 0,55–0,75 0,55–0,75 –

0,08–0,15

–

0,55–0,75

Поперечная

0,16–0,25 0,08–0,15

0,2–0,35

0,25–0,40

Петлевая

0,18–0,30 0,08–0,15

0,2–0,35

0,25–0,40

Конечной целью расчетных и экспериментальных исследований процессов газообмена двухтактных двигателей является достижение (за счет выбора параметров органов газораспределения) уровня показателей газообмена, достигнутого в двигателяхпрототипах. §3. Истечение газа через органы газораспределения Истечение газа через клапаны или окна в стенке цилиндра представляет собой сложный нестационарный газодинамический процесс, сопровождающийся изменением термодинамических параметров газа, скорости потока, площади поперечного сечения потока, трением потока о стенки и внутренним трением, теплообменом между потоком и поверхностями клапана, седла клапана и канала в головке цилиндра. Аналитическая оценка влияния этих факторов на процессы истечения газа через органы газораспределения представляют одну из сложнейших задач в области газовой 154

динамики двигателей. Обычно влияние этих факторов при расчетном определении расхода газа через органы газораспределения учитывается коэффициентом расхода, значение которого определяется в функции подъема клапана или высоты открытия окна, угла поворота кривошипа или отношения высоты подъема клапана к диаметру горловины h/d. Коэффициент расхода представляет собой отношение действительного расхода воздуха Gд к теоретическому расходу воздуха Gт и определяется методом статической продувки клапанов или окон, G  д. (5.13) Gт Действительный расход воздуха через клапан определяется расходомером, теоретический – по известным величинам плотности и температуры воздуха перед клапаном, площади проходного сечения и перепада давлений на клапане. Схема установки для продувки клапанов показана на рис. 5.7, а, окон в стенке цилиндра – на рис. 5.7, б. При продувке впускного клапана 9 вакуум-насос подключается к каналу 5 на выходе из цилиндра 4 (рис. 5.7, а), при продувке выпускного клапана 8 – к выпускному каналу 7 за выпускным клапаном 8, а ресивер 2 с расходомером 1 подключают к каналу 5. Таким же образом определяют действительный расход воздуха при продувке окон 11 в стенке цилиндра 4 (рис. 5.7, б). Величина открытия окон 11 при этом устанавливается перемещением поршня 10 в цилиндре 4. В технической литературе имеется большое количество экспериментальных данных по коэффициентам расхода клапанов. Однако значения коэффициентов расхода для различных клапанов, а зачастую и для одних и тех же, но определенных различными авторами, значительно отличаются. Это можно объяснить несколькими причинами: во-первых, значения коэффициентов расхода зависят от метода определения; во-вторых, от конструктивных особенностей клапанов и каналов; в-третьих, от способа представления опытных данных. Значения коэффициентов расхода, определенные статической продувкой и определенные по опытным диаграммам насосных ходов, при имитации неустановившихся процессов во впуск155

ных коллекторах совпадают, т.е. неустановившийся характер течения газа оказывает незначительное влияние на коэффициенты расхода. Это утверждение справедливо только в случае коротких каналов, подводящих воздух к клапану (время открытия клапана более чем на порядок больше времени прохождения звуком расстояния от клапана до конца канала) и значениях скорости воздуха в сечении на входе в канал не более 0,1 местной скорости воздуха. В этом случае влияние газодинамических явлений незначительно.

а

б

Рисунок 5.7 – Схемы установок для продувки клапанов (а) и окон в стенке цилиндра (б): 1 – расходомер; 2 – ресивер; 3,6 – жидкостные манометры; 4 – цилиндр; 5 – подвод воздуха к вакуум-насосу; 7 – выпускной канал; 8, 9 – выпускной и впускной клапаны; 10 – поршень; 11 – продувочные окна

На рис. 5.8 представлено изменение коэффициентов расхода впускных клапанов в зависимости от подъема клапана для клапанов с диаметром от 12,7 до 94 мм 3. Из анализа этих данных можно установить три характерные зоны: I – начало подъема клапана, когда коэффициенты расхода изменяются от 0 до значений больших 1; II – участок подъема клапана, когда коэффициенты расхода уменьшаются до значений, равных 0,9–1 (до момента совпадений точки В с точкой G, соответствующей началу образующей седла клапана CG (рис. 5.9, а); III – основной участок 156

подъема, на котором наблюдается практически линейная зависимость коэффици3а ентов расхода от высоты подъема клапана; IV – участок подъема, когда площадь проходного сечения клапана определяется только диаметром горловины канала, и коэффициенты расхода начинают возрастать с дальнейшим увеличением подъh, мм ема клапана. ПродолжительРисунок 5.8 – Зависимость коэффициентов ность этих участков зависит расхода впускных клапанов от от размеров и конструктиввысоты подъема: ных особенностей клапанов. 1 – d = 94 мм,  = 45,  = 20; Например, для впускного 2 – d = 54 мм,  = 45,  = 20; клапана диаметром 48 мм и 3 – d = 48 мм,  = 45,  = 15 (рис. 5.9, а); углом между образующей 4 – d = 48 мм,  = 90,  = 0 (рис. 5.9, б); 5 – d = 48 мм,  = 90,  = 45 (рис. 5.9, в); фаски и тарелкой клапана  = 45,  = 15 (рис. 5.9, а) 6 – d = 12,7 мм,  = 45,  = 15 эти зоны соответствуют значениям h = (0–1) мм, (1–2) мм, (2–11) мм и h  11 мм (рис. 5.8, кривая 3). В случае клапана без фаски (рис. 5.9, б) значения коэффициентов расхода резко уменьшаются (рис. 5.8, кривая 5). Наличие конической поверхности перехода от стержня к тарелке (рис. 5.9, в) улучшает условия истечения, коэффициент расхода увеличивается (рис. 5.8, кривая 4). Однако минимальное проходное сечение клапана не должно определяться поверхностью перехода от стержня к тарелке, так как при этом эффективное проходное сечение клапана (произведение коэффициента расхода на площадь проходного сечения) будет меньше. Влияние перепадов давлений на коэффициенты расхода имеет место только при небольших перепадах на первом участке подъема клапана (рис. 5.10). С увеличением перепада давлений и подъема клапана влияние перепада давлений как для впускных, 157

так и для выпускных клапанов уменьшаетD E ся. Это явление обуC B B словлено изменением B G A A соотношения сил вязA костного трения и сил a б в инерции (изменением Рисунок 5.9 – Варианты экспериментальных числа Рейнольдса). клапанов В области малых значений числа Рейнольдса поток ламинарный и значения коэффициента расхода зависят от перепада давлений на клапане и высоты его подъема. При этом силы вязкостного трения оказывают преобладающее влияние на поток, а соответственно и на расход. При увеличении подъема клапана и скорости воздуха возрастает число Рейнольдса, поток переходит в турбулентный. Коэффициент расхода стремится к предельному значению, которое зависит от высоты подъема клапана. Абсолютные значения давлений также практически не оказывают влияния на коэффициент расхода. Исходя из отмеченных особенностей процессов истечения, попытаемся установить факторы, определяющие изменение коэффициента расхода в зависимости от высоты подъема клапана. Рассмотрим для примера истечение газа через клапан с размерами: d = 48 мм, b = 4 мм,  = 45,  = 15 (рис. 5.9, а). Как при Рисунок 5.10 – Влияние перепада давлений на значения коэффициента расхода расчете процесса газообмевпускного клапана на, так и при статической (d = 48 мм,  = 45,  = 15): продувке клапанов в ка1 – р = 200 мм вод.ст.; честве расчетного до значе2 – р = 800 мм вод.ст.; ний h  b sin  принимают 3 – р = 1500 мм вод.ст. 158

минимальное проходное сечение, равное боковой поверхности усеченного конуса с образующей АВ, равной длине перпендикуляра, опущенного из точка А на образующую седла CG (рис. 5.9, а), sin 2   f   h cos   d  h . 2  

(5.14)

Теоретический расход воздуха (рис. 5.7) к 1   р р  к к Gт  1  2  f 2 RT1 1   2   ,  р   к 1  р1  1   1 к

(5.15)

где р1, Т1, 1 – давление, температура и плотность газа перед клапаном; р2 – давление газа за клапаном. Действительные процессы истечения сопровождаются трением потока о стенки, внутренним трением, сжатием струи, обусловленным инерционными силами. Уменьшение расхода газа при этом учитывается коэффициентом расхода  =  ,

(5.16)

где  – коэффициент сжатия струи;  – скоростной коэффициент. Сжатие струи имеет место при свободном истечении через отверстия, каналы переменного сечения и т.п., т.е. в тех случаях, когда изменяются направления линий тока свободной струи газа. В случае же истечения через клапан поверхности с образующей ВСD и АЕ образуют суживающийся канал (рис. 5.9, а). За минимальным сечением происходит расширение канала. Площадь сечения канала на выходе (до значений h  b sin  ) sin 2   f   h cos   d  2b cos   h . 2  

(5.17)

Расстояние между минимальным сечением канала и сечением канала на выходе b  b  h sin  . (5.18)

159

При скруглении острых кромок в точках С и А радиусом (1–2) мм в зоне малых значений числа Рейнольдса (поток ламинарный) практически полностью устраняется отрыв потока от стенок, как у минимального сечения, так и по длине канала. Коэффициент расхода определяется при этом только скоростным коэффициентом , зависящим от шероховатости и величины площади поверхности стенок канала. С увеличением подъема клапана отношение площади минимального проходного сечения к площади сечения на выходе из канала f f в возрастает и при h  b sin  становится равным единице (рис. 5.11). Отношение площади F поверхности стенок канала, образованного поверхностями седла клапана CG и фаски клапана к минимальной площади сечения канала f при этом изменяется от  к 0 в зависимости от Рисунок 5.11 – Изменение основных высоты подъема клапана. Следосоотношений параметров канала вательно, условия истечения газа в зависимости от h/d при b>0 через клапан и при неизменных перепадах давлений существенно зависят от высоты подъема клапана и определяются отношением: b d  b  h sin   d . (5.19) Воспользовавшись основными соотношениями для адиабатного течения газа через каналы переменного сечения, определим изменение давления по длине канала при h d = 0,03 (рис. 5.12). Из условия неразрывности потока, 1

1 к

к 1  1 к 1    к к    f 2 RT1 1   к  1 пк f в 2 RT1 1   пк  , (5.20)     к 1 к 1    

где   p p1 – отношение давления в рассматриваемом сечении канала к давлению перед клапаном;  п  p2 p1 – отношение дав160

ления за клапаном к давлению перед клапаном, f, fв – площадь рассматриваемого сечения канала и на выходе из канала;

 fв

f 2 

2 к

к 1  к

2 к

к 1  п   пк

.

(5.21)

Из последнего соотношения по известным значениям площадей рассматриваемого сечения канала и выходного, отношение давлений за клапаном и перед клапаном п определяем отношение давлений в рассматриваемом сечении . До минимального сечения канала, вследствие уменьшения сечения, происходит расширение газа и увеличение скорости его движения. За минимальным сечением канал работает как диффузор. Происходит уменьшение скорости движения потока и повышение давления. Давление в минимальном сечении ниже, чем давление за клапаном, p < p2. Критическому отношению давлений в минимальном сечении канала к   (0,53–0,55), соответствует отношение давлений п = 3 (рис. 5.12). Рисунок 5.12 – Изменение При уменьшении отношений отношения давлений давления за клапаном к давлению пепо длине канала при h/d = 0,03 (d = 48 мм, ред клапаном до п = 4 для рассмат = 45,  = 15) риваемых соотношений проходных сечений канала происходит дальнейшее расширение газа и повышение его скорости. Скорость газа на выходе становится больше местной скорости звука. Так как действительные отношения давлений на клапанах в двигателях общего назначения значительно выше, подобный режим истечения через клапаны не реален. 161

Поскольку при статической продувке клапанов в качестве расчетного проходного сечения принимают минимальное, а отношение давлений принимают равным отношению давлений за клапаном к давлению перед клапаном, теоретический расход воздуха, определяемый по зависимости (5.15), оказывается меньше действительного. При этом коэффициент расхода   1, что подтверждается и опытными данными (рис. 5.8). Пересчет скорости истечения газа по отношению давлений в минимальном геометрическом сечении и перед клапаном увеличивает теоретический расход воздуха и коэффициент расхода будет меньше 1 (рис. 5.8, кривая 3 а). Если клапан не имеет фаски (рис. 5.9, б; рис. 5.9, в), коэффициент расхода значительно меньше единицы (рис. 5.8, кривые 4, 5). Скоростной коэффициент , учитывающий уменьшение скорости истечения вследствие трения потока газа о стенки, внутреннего трения, может быть найден из уравнения Бернулли для сжимаемой жидкости: р1 W12 р2 W22 W22     l, 1 2 2 2 2

(5.22)

где W1, 1 – скорость и плотность газа на входе во впускной канал; W2, 2 – скорость и плотность газа в минимальном сечении p V  p1V1 струи;  – коэффициент местных сопротивлений; l  2 2 – к 1 удельная работа адиабатного расширения газа от давления р1 до р2; V1, V2 – удельный объем воздуха до клапана и за клапаном; к – показатель адиабаты. Пренебрегая скоростью газа на входе, после преобразований находим: к 1   р  к 1 к W2  2 RT 1   2   ,  р   к 1 1  1    1

т.е. скоростной коэффициент

162

(5.23)



1 . 1 

Коэффициент местных сопротивлений обычно относится к скорости в последнем сечении (в данном случае в минимальном сечении) и представляет долю потерь скоростного напора на рассматриваемом участке, 

2р , 2  2W2

(5.24)

где р – потеря напора на рассматриваемом участке. Так как потери напора р пропорциональны квадрату скорости, то коэффициент местных сопротивлений зависит исключительно от формы, соотношения размеров и состояния поверхности каналов и практически не зависит от скорости газа, а следовательно, и от перепадов давлений на клапане (при достаточно высоких значениях чисел Рейнольдса). Поэтому и коэффициент расхода также практически не зависит от перепадов давлений и определяется, в основном, скоростным коэффициентом. Аналитическое определение коэффициента сжатия  свободной струи газа представляет сложную проблему, которая решена только для отдельных случаев, более простых, чем истечение газа через клапан. Исходя из природы явления, сжатие свободной струи газа должно зависеть от перепада давлений. Тот же факт, что с изменением перепада коэффициент расхода не изменяется, говорит о том, что коэффициент сжатия струи близок к единице или, как и скоростной коэффициент не зависит от перепада давлений и определяется только формой канала и соотношением основных размеров. При h  b sin  , характерным соотношением размеров, определяющим условия истечения газа через клапан, может быть отношение

  h  b sin   d .

(5.25)

На рис. 5.13 представлено изменение коэффициентов расхода впускных клапанов, приведенных на рис. 5.8, в зависимости от .

163

Несмотря на существенное отличие клапанов по размерам (d = 12,7–94 мм), зависимости коэффициентов расхода впускных клапанов от  весьма близки и при h  b sin  могут быть представлены уравнением: s = 0,96 – 2,

s = f ()

(5.26)

т.е. одним из основных факторов, определяющих знаРисунок 5.13 – Зависимость коэффициентов чение коэффициентов расрасхода впускных клапанов от  хода впускных клапанов, (обозначения те же, что и на рис. 5.8) является соотношение между высотой подъема клапана, величиной образующей седла клапана и диаметром горловины. Условия истечения газа через выпускные клапаны отличаются от условий истечения через впускные клапаны, гидравлические сопротивления несколько выше. Наличие фасок на кромках седла клапана и фаски клапана, плавного перехода от тарелки к стержню уменьшает гидравлические соРисунок 5.14 – Зависимость коэффициентов противления и при расхода выпускных клапанов h  b sin  коэффициот высоты подъема: ент расхода выпускного 1 – d = 68,7 мм,  = 45,  = 30; 2 – d = 44 мм, клапана может превы-  = 45,  = 20; 3 – d = 48 мм,  = 90,  = 0 шать 1 (рис.5.14). В за- (рис. 5.9, б); 4 – d = 48 мм,  = 90,  = 45 висимости от конструк- (рис. 5.9, в); 5 – d = 41,5 мм,  = 45,  = 15; 6 – d = 40 мм,  = 45,  = 15

164

тивных размеров клапана, горловины выпускного канала, формы канала, образованного поверхностями канала и клапана, коэффициенты расхода выпускных клапанов изменяются при одинаковой высоте подъема в широком интервале. Однако, как и для впускных клапанов, определяющим параметром является соотношение между высотой подъема клапана, величиной образующей седла клапана и диаметром горловины (рис. 5.15). Зависимости коэффициентов расхода выпускных клапанов различных двигателей от определяющего параметра  близки и с достаточной для расчетов процессов газообмена точностью также могут быть представлены при h  b sin  той же зависимостью (5.26), что и для впускных клапанов. До значений высоты подъема клапана h  b sin  коэффициенты расхода впускных и выпускных клапанов могут быть приняты равными 0,9–1. Предложенные зависимости для коэффициентов расхода клапанов отражают взаимосвязь таких параметров, как высота подъема, величина образующей седла клапана, диаметр горловины, и позволяют уже на стадии проектирования моделировать процессы газообмена двигателя. Однако эти зависимости не учитывают существенного Рисунок 5.15 – Зависимость влияния на коэффициенты раскоэффициентов расхода хода клапанов формы канала до выпускных клапанов от  образованного по(обозначения те же, что и на рис. 5.14) клапана, верхностями стержня клапана и стенок канала. Подбор профиля канала позволяет заметно повысить уровень значений коэффициентов расхода во всем диапазоне подъема клапана, а тем самым понизить уровень гидравлических потерь в клапанах при прочих равных условиях.

165

Коэффициенты расхода впускных и выпускных окон в двухтактных двиВ гателях зависят от формы, размеров, направления оси окон в стенке цилинА дра, температуры газов и практически не зависят от перепадов давлений. Определяющими факторами при этом являются сужение струи, поперечное сечение которой меньше проходного сечения канала, и трение потока о стенки (рис. 5.16). Трение потока о стенки каналов до проходного сечения АВ окаРисунок 5.16 – Истечение газа зывает преимущественное влияние на через впускное окно коэффициенты расхода в начале от(АВ – расчетное проходное крытия окон и при полностью открысечение окна) тых окнах, сужение потока – при промежуточном положении поршня по высоте окна. Значительное влияние на течение газов через окна может оказать также взаимодействие потоков газа через рядом расположенные окна. При разработке конструкции газовоздушных трактов двух-  А тактного двигателя и его В доводке следует уделить 1,0 h внимание профилированию, прежде всего, впуск- 0,9 А ных окон и подводящих каналов, определяющих ин- 0,8 тенсивность поступления В свежего заряда в надпорш0,7 невую полость. В зависимости от положения поршня по высоте h/b 0,1 0,2 0,3 0,4 окна коэффициенты расхода окон изменяются приРисунок 5.17 – Изменение коэффициента расхода окна в стенке цилиндра мерно в пределах 0,8–0,9 двухтактного двигателя (S/D = (рис. 5.17). На начальном = 87/82; b = 44 мм) в зависимости участке открытия окон и от высоты окна, открытого при полностью открытых поршнем и направления потока 166

окнах (впускных, выпускных) профиль каналов, образованных поверхностями стенок цилиндра, поршня, канала подвода воздуха оказывает меньшее влияние на сужение потока и коэффициент расхода несколько выше ( = 0,9), чем при среднем положении поршня по высоте окна (  0,8). Направление потока через окна при продувке оказывает относительно небольшое влияние на значения коэффициента расхода (рис. 5.17). При наличии острых кромок, повышенной шероховатости поверхности каналов, отложении нагара на поверхностях каналов коэффициенты расхода окон снижаются до 0,65–0,70. §4. Эффективная площадь проходных сечений органов газораспределения Расход газа через проходное сечение зависит не только от величины его площади, перепада давления на сечении, температуры газа, но и от коэффициента расхода. Произведение площади проходного сечения клапана (окна) на коэффициент расхода (f) принято называть эффективной площадью проходного сечения. При моделировании процессов газообмена на ЭВМ значения эффективной площади проходных сечений органов газораспределения обычно задают в табличной форме, что достаточно трудоемко и заметно усложняет программу расчета процессов газообмена. Избежать этих трудностей возможно при аналитическом представлении изменения эффективной площади проходных сечений органов газораспределения в зависимости от угла поворота кривошипа . Рассмотрим требования, предъявляемые к функции изменения эффективной площади проходных сечений органов газораспределения в зависимости от угла поворота кривошипа, f  f max  ,

(5.27)

где f max – максимальное значение эффективной площади проходного сечения впускного или выпускного клапана.  При значениях углов поворота кривошипа, соответствующих моментам начала открытия и закрытия органов газораспределения, функция () должна быть равной 0.

167

 При значениях углов поворота кривошипа, соответствующих максимальной эффективной площади проходных сечений органов газораспределения, значения функции () должно быть равным 1.  Функция должна быть непрерывной.  Максимальное отклонение расчетных значений f от действительных не должно превышать 5 %. Этим требованиям на участках подъема и закрытия клапана отвечают, например, тригонометрические функции:     но  1  0,5 1  cos    ;  по         нз  1  0,5 1  cos    ;      пз  

(5.28) (5.29)

или функции: b

2  1  е

 но   а  по   

;

(5.30)

b

2  е

   нз   а    пз   

;

(5.31)

где  – текущее значение угла поворота кривошипа; но, нз – углы поворота кривошипа, соответствующие моментам начала открытия и закрытия органов газораспределения; по, пз – продолжительность открытия и закрытия органов газораспределения в градусах поворота кривошипа по профилю кулачка распределительного вала с учетом величины зазора;  – поправка в градусах ПКВ продолжительности открытия и закрытия клапана; a, b – постоянные коэффициенты, подбираемые для каждого конкретного двигателя по значениям по и пз. Первые две функции (5.28) и (5.29) в примере, представленном на рис. 5.18, при по = пз = 108 и  = 0 ПКВ имеют несколько завышенные отклонения значений f от действительных. Если ввести поправку на продолжительность открытия и закрытия впускного клапана  = –15 ПКВ (увеличить продолжительность выстоя клапана на 30 ПКВ) максимальные отклонения значений 168

функций (5.28) и (5.29) от действительных значений эффективной площади проходных сечений не превышают 1–2 %. Примерно с той же точностью изменение f в зависимости от угла поворота кривошипа может быть представлено с помощью функций (5.30) и (5.31) при значениях  = –15 ПКВ, а = –6,9 и b  4. sf s

п.в

п.о

п.з

, ПКВ

н.о

Рисунок 5.18 – Изменение эффективной площади проходного сечения впускного клапана sfs в зависимости от угла поворота кривошипа дизеля 4ЧН12/14 (СМД-14): 0 – действительные значения; 1, 2 и 1, 2 – значения sfs при использовании тригонометрических функций  1 и 1 (1, 1 – по = пз = 108 и  = 0ПКВ; 2, 2 – по = пз = 108 и  = –15ПКВ)

В случае окон в стенке цилиндра площадь проходных сечений окон определяется в зависимости от угла поворота кривошипа зависимостями (5.7)–(5.12). Значения же коэффициентов расхода могут быть приняты неизменными как для выпускных, так и впускных окон, поскольку их изменение в зависимости от высоты окна h, открытого поршнем, относительно невелико (рис. 5.17; в = п  0.85). Контрольные вопросы и задания 1. Какие требования предъявляются к механизмам привода клапанов? 2. Типы механизмов привода клапанов. 169

3. Как определяется площадь проходного сечения клапана? 4. Как определяется площадь проходных сечений окон в стенке цилиндра? 5. Объясните следующие понятия:  коэффициент сужения потока;  скоростной коэффициент;  коэффициенты расхода клапанов и окон;  эффективная площадь проходных сечений клапанов;  эффективная площадь проходных сечений окон. 6. Как определяются коэффициенты расхода органов газораспределения? 7. Какие факторы влияют на изменение коэффициента расхода клапана в зависимости от высоты подъема клапана? Список литературы к главе 5 1. Глаголев Н.М. Рабочие процессы двигателей внутреннего сгорания. – К. – М.: Машгиз, 1950. – 476 с. 2. Двигатели внутреннего сгорания. Теория поршневых и комбинированных двигателей / Д.Н. Вырубов, Н.А. Иващенко, В.И. Ивин, М.Г. Круглов и др. – Под ред. А.С. Орлина, М.Г. Круглова. – 4-е изд. – М.: Машиностроение, 1983. – 372 с. 3. Дьяченко В.Г. Газообмен в двигателях внутреннего сгорания: Учеб. пособие. – К.: УМК ВО, 1989. – 202 с. 4. Дизели. Справочник. – 3-е. изд. – Л.: Машиностроение, 1977. – 480 с.

170

Глава 6 ПРОЦЕССЫ ГАЗООБМЕНА В ЧЕТЫРЁХТАКТНЫХ ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ Газообмен в двигателях внутреннего сгорания отличается сложностью процессов массообмена и теплообмена в надпоршневой полости, газодинамических процессов во впускной и выпускной системах. Строгое математическое описание этих процессов с учётом всех сложных взаимосвязей параметров конструкции, режима работы с параметрами рабочего тела в газовоздушных системах и в цилиндре двигателя и сегодня представляет еще значительные трудности. Поэтому в практике создания двигателей предпочтение отдается экспериментальным методам оптимизации параметров газовоздушных систем. Экспериментальные методы оптимизации параметров конструкции и рабочих процессов двигателя не лишены и ряда недостатков, к которым следует отнести, прежде всего, большую их трудоемкость, значительные затраты времени и материальных средств. Не исключается при этом возможность повторения ошибок в выборе параметров конструкции и рабочих процессов, других недостатков прототипа, по которому принимались значения исходных параметров проектируемого двигателя. Оптимизация параметров конструкции и рабочих процессов исходной модели двигателя, не говоря уже об её модификациях, при этом продолжается, как правило, на протяжении всего периода его производства. Применение расчетно-экспериментальных методов на базе современной вычислительной техники позволяет большинство практических задач оптимизации параметров газовоздушных трактов двигателя решить на стадии проектирования, существенно сократить сроки и затраты материальных средств на доводку исходной модели двигателя и её модификаций [1,2,3]. Экспериментальные данные, зависимости позволяют несколько упростить математические модели процессов газообмена, исключить из модели некоторые параметры конструкции, процессы, которые не оказывают существенного влияния на изменение параметров рабочего тела и конечные показатели газообмена. 171

Расчетно-экспериментальные методы также имеют недостатки. Методы не универсальны, позволяют решать с достаточной точностью задачи оптимизации параметров конструкции газовоздушных систем только определённого типа, требуют высококвалифицированного научного и математического обеспечения. Однако эти недостатки несопоставимы с их преимуществами. Трудоемкость разработки расчетно-экспериментальных методов, отработка алгоритмов и программ расчета рабочих процессов на ЭВМ намного меньше трудоёмкости опытноконструкторских разработок. Они позволяют исследовать отдельные процессы и их влияние на конечные показатели двигателя, рассмотреть десятки возможных вариантов сочетания параметров конструкции исходной модели двигателя и её модификаций. §1. Особенности организации процессов газообмена в четырёхтактных двигателях В четырёхтактных двигателях процессы газообмена осуществляются в основном в течение тактов выпуска и впуска. В течение такта выпуска продукты сгорания удаляются из рабочей полости, а в течение такта впуска рабочая полость заполняется свежим зарядом – воздухом или топливовоздушной смесью. Продолжительность процессов выпуска и впуска отличается от продолжительности тактов выпуска и впуска, и определяется фазами газораспределения. Фазы газораспределения – значения углов поворота коленчатого вала (в случае поршневого двигателя – рис. 1.7, 1.8) или эксцентрикового вала (в случае роторно-поршневого двигателя – рис. 6.1) в градусах поворота коленчатого или эксцентрикового вала относительно ВМТ или НМТ, соответствующих моментам начала открытия или закрытия органов газораспределения (клапанов, окон) (рис. 1.9). Значения фаз газораспределения зависят от конструктивных особенностей двигателя и его газовоздушных систем. Фаза опережения открытия выпускного клапана 1 относительно НМТ составляет 40–60 ПКВ, фаза опережения открытия впускного клапана 2 относительно ВМТ – 10–30 ПКВ, фаза запаздывания закрытия выпускного клапана 3 172

относительно ВМТ – 10–30 ПКВ, фаза запаздывания закрытия впускного клапана 4 относительно НМТ – 40–60 ПКВ. Процессы газообмена сопровождаются изменением параметров состояния, состава и количества рабочего тела в рабочей полости, параметрами состояния и скорости потока в газовоздушных трактах. Протекание процессов газообмена зависит от особенностей конструкции двигателя, впускной и выРисунок 6.1 – Принципиальная схема пускной систем, режима рачетырёхтактного роторноботы двигателя, атмосферпоршневого двигателя: 1 – статор; 2 – ротор; 3 – неподвижное ных условий. В карбюраторных зубчатое колесо; 4 – зубчатое колесо ротора; 5 – свеча зажигания; 6 – выпускной ка- поршневых или роторнонал; 7 – глушитель; 8 – впускной канал; 9 – поршневых двигателях впукарбюратор; 10 – дроссельная заслонка; скная система включает впу11 – воздушная заслонка; 12 – воздухоочискной канал 8, карбюратор 9 ститель; р0, Т0, рs, Тs, рт0, Тт0 – давление и темпера- с дроссельной 10 и воздуштура воздуха, смеси во впускном канале, ной 11 заслонками, воздушотработавших газов на выпуске ный фильтр 12; выпускная система – выпускной канал 6 и глушитель 7 (рис. 6.1). В многоцилиндровых двигателях впускные каналы подсоединены к общему на все цилиндры впускному коллектору (ресиверу), выпускные каналы – к общему на все цилиндры выпускному коллектору. В четырёхтактных дизелях без наддува на впуске установлен только воздушный фильтр (рис. 1.1, б). Выпускная система четырёхтактного дизеля не отличается от выпускной системы карбюраторного двигателя.

173

В четырёхтактных дизелях с газотурбинным наддувом конструкция газовоздушных систем значительно сложнее (рис. 6.2). На впуске двигателя установлен компрессор 10, воздухоохладитель 9, на выпуске – газовая турбина 11. Изменение давления рабочего тела во впускной и выпускной системах как в двигателе без наддува, так и в двигателе с газотурбинным наддувом взаимосвязано с изменением давления рабочего тела в рабочей полости (рис. 6.3, рис. 6.4). С увеличением длины и уменьшением диаметра впускных и выпускных каналов до определённых значений изменение давления перед впускРисунок 6.2 – Принципиальная схема четырёхтактного дизеля с газотур- ными и за выпускными клапабинным наддувом и промежуточным нами возрастает. Колебание охлаждением воздуха: давления рабочего тела во 1 – цилиндр; 2 – поршень; 3 – выпуск- впускных и выпускных систеной клапан; 4 – выпускной канал; 5 – мах обусловлено газодинамифорсунка; 6 – впускной клапан; 7 – ческими явлениями. С увеливпускной канал; 8 – воздухоохладитель; 9 – воздухоочиститель; 10 – компрес- чением диаметра впускных и выпускных каналов, уменьшесор; 11 – турбина; 12 – глушитель; р0, Т0 – давление и температура воздуха нием их длины, увеличением перед воздухоочистителем; рк, Тк – дав- объёма впускного и выпускноление и температура воздуха за компрессором; рs, Тs – давление и темпера- го ресиверов, к которым подсоединены впускные и выпусктура воздуха за воздухоохладителем; рт, Тт; рт0, Тт0 – давление и температура ные каналы, снижается влияние отработавших газов до турбины и за газодинамических явлений в турбиной системах, уменьшается амплитуда колебаний давления рабочего тела перед впускными и за выпускными клапанами. 174

р10–5, Па

Процессы газообмена в зависимости от соотношения значений параметров рабочего тела в рабочей полости и смежных системах можно условно подразделить на несколько периодов: свободный выпуск, выпуск (рис. 6.3, рис. 6.4), заброс продуктов сгорания во впускной канал (рис. 6.3), продувка (рис. 6.4), на(впуск), 600 660 60 120 ,ПКВ полнение дозарядка (рис. 6.3) Рисунок 6.3 – Изменение давления в цилиндре р, в выпускном канале рт, во впускном канале рs или выброс свежего заряда из ции отношения площади проходных сечений впускных и выпускных клапанов к площади линдра (рис. 6.4). поршня четырёхтактного двигателя без наддува Свободный выпуск обусловлен значительным перепадом давлений в рабочей полости и в выпускной системе. Начинается свободный выпуск в момент открытия выпускных клапанов и продолжается до момента, когда продукты сгорания начинают уходить из цилиндра под воздействием поршня. На значительной части свободного выпуска истечение продуктов сгорания из цилиндра через выпускные клапаны происходит со скоростью равной местной скорости звука. Этот период выпуска называется надкритическим, а период выпуска при скорости истечения меньшей скорости звука – подкритическим. В случае, представленном на рис. 6.3, продолжительность свободного выпуска возрастает вследствие воздействия инерционного отсоса, обусловленного движением газа в выпускном канале с высокими скоростями . При небольшой длине выпускного канала, большом объёме выпускного ресивера, к кото175

рому подсоединяются выпускные каналы, влияние газодинамических явлений на выпуске незначительно. На участке выпуска истечение продуктов сгорания обусловлено воздействием поршня, перемещающегося к ВМТ. В двигателях без наддува процесс выпуска продолжается обычно за ВМТ до момента, когда давление в цилиндре уменьшится до давления за выпускным клапаном. На участке перекрытия клапанов может происходить и заброс продуктов сгорания во впускной канал, а затем из выпускного канала в цилиндр до закрытия выпускных клапанов (рис. 6.3). В двигателях с наддувом и рs ср.  рт ср. процесс выпуска обычно продолжается до момента открытия впускных клапанов (рис. 6.4). С открытием впускных клапанов начинается продувка камеры сгорания воздухом продолжающаяся до закрытия выпускных клапанов. Продувка камеры сгорания улучшает наполнение цилиндра, снижает температуру выпускных клапанов, поршня. Процесс наполнения как в двигателях без наддува, так и в двигателях с наддувом обусловлен увеличением объёма рабочей полости и уменьшением давления при перемещении поршня к НМТ. р10–5,

Свободный выпуск

Выпуск

Продувка

Впуск

Дозарядка

ср

V

.ср

Па

НМТ

ВМТ

НМТ ,ПКВ

Рисунок 6.4 – Изменение давления в цилиндре р, в выпускном рт и во впускном рs каналах четырёхтактного дизеля с газотурбинным наддувом

176

Дозарядка надпоршневой полости за НМТ до закрытия впускных клапанов имеет место, если давление воздуха или топливовоздушной смеси перед впускными клапанами выше, чем давление в цилиндре (рис. 6.3). В противном случае происходит выброс из цилиндра части свежего заряда. Повышение давления воздуха перед впускными клапанами в конце такта впуска может быть достигнуто соответствующим выбором диаметра и длины впускного канала. В роторно-поршневых двигателях процессы газообмена (рис. 6.1) несколько отличаются от процессов газообмена в четырёхтактных поршневых двигателях. Эти отличия обусловлены особенностями конструкции органов газораспределения, кинематикой механизма привода ротора. Выпускные и впускные окна открываются вершиной вращающегося ротора и продолжительность их открытия значительно больше продолжительности открытия клапанов. Площадь проходных сечений впускных и выпускных окон больше, чем площадь проходных сечений впускных и выпускных клапанов и не лимитирована как в поршневых двигателях диаметром цилиндра. Значительно больше и продолжительность процессов газообмена, так как продолжительность тактов в роторно-поршневом двигателе составляет 270 градусов поворота эксцентрикового вала против 180 градусов ПКВ у поршневого двигателя. §2. Показатели процессов газообмена Технико-экономические показатели двигателя (среднее эффективное давление, литровая мощность, удельная масса, КПД) в значительной мере зависят от качества процессов очистки рабочей полости от продуктов сгорания и от её заполнения свежим зарядом. Степень совершенства процессов газообмена в двигателях внутреннего сгорания характеризуется показателями очистки рабочей полости от продуктов сгорания и ее заполнения свежим зарядом, затратами энергии на осуществление процессов газообмена. Степень очистки рабочей полости от отработавших газов характеризуется коэффициентом остаточных газов, представ177

ляющим собой отношение массы остаточных газов М к массе свежего заряда Мs: 

М М св.зар

.

(6.1)

Степень заполнения цилиндра свежим зарядом в двигателях с наддувом характеризуется коэффициентом наполнения при условиях на впуске, представляющим собой отношение массы свежего заряда в цилиндре к потенциальному заряду рабочей полости при условиях на впуске: Vs 

М св.зар М hs



Ма  pa Т s ср 1 ,  М hs 1      1 ps ср Т а 1  

(6.2)

где Мhs – потенциальный заряд надпоршневой полости при условиях на впуске, кг; Ма = Мсв.зар + М – масса рабочего тела в надпоршневой полости в НМТ, кг; рsср, Тsср – среднее за цикл значение давления и температуры воздуха или топливовоздушной смеси перед впускными клапанами (рис.6.4). Потенциальный заряд рабочей полости – масса воздуха или топливовоздушной смеси, которая могла бы заполнить рабочий объем цилиндра при давлении и температуре перед впускными органами: p s ср Vh , (6.3) М hs   s Vh  Rs Ts ср где Rs – газовая постоянная для 1 кг воздуха или 1 кг топливовоздушной смеси. В двигателях без наддува коэффициент наполнения определяют обычно по отношению к атмосферным условиям, т.е. потенциальный заряд рабочей полости p V М h   0 Vh  0 h , (6.4) R T0 где р0, Т0 – давление и температура атмосферного воздуха. Коэффициент наполнения в данном случае зависит и от степени совершенства впускных каналов и воздухоочистителя. В карбюраторных двигателях коэффициенты наполнения и остаточных газов зависят от нагрузки (количественное регулиро178

вание мощности) и изменяются в пределах: Vs = 0,1–0,9;  = = 0,10–0,80. В дизелях Vs = 0,8–0,9;  < 0,04 и слабо зависит от нагрузки. В двигателях с наддувом и продувкой камеры сгорания степень совершенства процессов газообмена характеризуется также коэффициентами избытка продувочного воздуха и утечки продувочного воздуха: M  s ; (6.5) M hs 

M ут Ms



M s  М св.зар Ms

 1

Vs , 

(6.6)

где Мs – масса воздуха, поступившего в рабочую полость за период впуска и продувки, кг; Мут – утечка воздуха из рабочей полости при продувке камеры сгорания, кг. В четырёхтактных двигателях без наддува  = Vs;  = 0. В двигателях с наддувом и значительным перекрытием клапанов  < 1,1;  < 0,2. Затраты энергии на осуществление процессов газообмена в четырёхтактном двигателе оцениваются удельной работой насосных потерь или средним давлением насосных потерь. Затраты энергии на осуществление процесса выпуска могут быть оценены удельной работой выпуска, представляющей собой отношение работы Lв, затраченной на очистку рабочей полости от продуктов сгорания, к рабочему объему Vh, Дж/см3 (рис. 6.5, а):  Lв 1  720  lв   pdV  p V (6.7) 0 h . 6 6   Vh  10 Vh  10  540  Здесь и ниже Vh в м3. Удельная работа выпуска численно равна среднему давлению гидравлических потерь на выпуске в МПа: lв  рв .

(6.8)

Затраты энергии на осуществление процесса впуска могут быть оценены удельной работой впуска, представляющей собой 179

отношение работы, затраченной на заполнение цилиндра свежим зарядом, к рабочему объему, Дж/см3 (рис. 6.5, а), lвп

Lвп 1   Vh 10 6 Vh  10 6

180    p0Vh   pdV    0  

(6.9)

или средним давлением гидравлических потерь на впуске, в МПа рвп  lвп .

(6.10)

Суммарные удельные затраты энергии на осуществление процессов газообмена lн .п = lв + lвп

(6.11)

или среднее давление насосных потерь рн .п = рв + рвп.

(6.12)

Важными характеристиками органов газораспределения является среднее давление гидравлических потерь на выпускных и впускных клапанах, зависящее от гидравлических сопротивлений клапанов, Па: рв.кл

1  Vh

 720    pdV  p т срVh   рв. ср  р т ср ;    540 

(6.13)

рвп.кл

1  Vh

180    ps ср Vh   pdV   р s ср  рвп. ср .     0  

(6.14)

Среднее давление насосных потерь может быть определено и через среднее давление гидравлических потерь на впускных и выпускных клапанах, рн .п = рв.ср – рвп.ср = рт ср – рs ср + (рв.кл + рвп.кл).

(6.15)

В двигателях с газотурбинным наддувом или с механическим приводом нагнетателя и значениями рs ср  рт ср , среднее давление насосных потерь может быть и со знаком "–", то есть за период газообмена будет выполнена газами положительная работа, снижающая механические потери. В этом случае энергия сжатого в компрессоре воздуха не только компенсирует потери энергии на осуществление газообмена, но и обеспечивает некоторый вы180

игрыш энергии, который будет тем выше, чем больше будет отличие рsср от рт ср. Среднее давление гидравлических потерь во впускных и выпускных клапанах при отношении площади проходного сечения выпускных клапанов к площади проходного сечения впускных клапанов fв  fs = 0,7–0,8 примерно одинаковы и зависят, главным образом, от отношения площади проходных сечений клапанов (fв, fs) к площади поршня Fп и средней скорости поршня (табл. 6.1). Температура воздуха или топливовоздушной смеси на впуске, температуРисунок 6.5 – Индикаторные диаграммы ра газов в цилиндре на учапроцессов газообмена четырёхтактного стке выпуска оказывают двигателя без наддува (а) и с газотурзначительно меньшее влиябинным наддувом (б) ние. Таблица 6.1 – Зависимость среднего давления потерь во впускных клапанах от средней скорости поршня и отношения fs  Fп fs  Fп (fв  fs = 0,7–0,8)

Средняя скорость поршня

0,13–0,16

0,16–0,22

7–11 м/с

(0,15–0,30)·105 Па

(0,10–0,20)·105 Па

11–15 м/с

(0,30–0,50)·105 Па

(0,20–0,40)·105 Па

181

При значениях среднего эффективного давления ре  0,5рен среднее давление потерь в выпускных клапанах начинает зависеть и от ре вследствие значительного понижения температуры газов в цилиндре на участке выпуска. §3. Приближенная оценка показателей газообмена четырёхтактного двигателя Необходимость в приближенной оценке показателей газообмена (среднего давления насосных потерь, коэффициентов остаточных газов и наполнения, параметров рабочего тела в конце такта впуска) обычно возникает на начальной стадии проектных разработок нового двигателя, модернизации выпускаемых двигателей, различных расчетных исследованиях и т.п. Наиболее проста приближенная оценка показателей газообмена на отдельных режимах работы двигателя по данным исследований подобных двигателей. Менее достоверна оценка показателей газообмена по значению параметров свежего заряда на впуске и отработавших газов на выпуске, средней скорости поршня, отношению площади проходных сечений клапанов к площади поршня. Примерная последовательность оценки показателей четырехтактного двигателя может быть следующей. 1. Среднее значение давлений в цилиндре на участке выпуска и впуска, среднее давление насосных потерь (рис. 6.5.): рв.cр = рт.ср + рв.кл;

(6.16)

рвп.cр = рs.cр – рвп.кл;

(6.17)

рн .п = рв.ср – рвп.ср.

(6.18)

В двигателях без наддува среднее значение давлений воздуха (топливовоздушной смеси) во впускном коллекторе и отработавших газов на выпуске рs ср = р0 – рв.ф;

(6.19)

рт ср = р0 + рг.ш,

(6.20)

где рв.ф, рг.ш – среднее давление гидравлических сопротивле

рен – среднее эффективное давление на режиме номинальной мощности.

182

ний воздушного фильтра и глушителя шума на выпуске (рв.ф   1000–3000 Па ; рг.ш  2000–5000 Па). Значения среднего давления потерь на клапанах принимается по экспериментальным данным (табл. 6.1.) В двигателях с газотурбинным наддувом среднее значение давления воздуха (топливовоздушной смеси) на впуске рs ср определяется из уравнения баланса расхода воздуха,  М 0 N e g e  Vs

ps cp Rs T

Vh

s cp

n 60 z , 2

(6.21)

где  – коэффициент избытка воздуха; М0 – теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива; Nе – мощность двигателя; gе – удельный эффективный расход топлива; n – частота вращения коленчатого вала; z – число цилиндров; Rs – газовая постоянная для воздуха; Ts ср – температура воздуха на впуске: к 1 Ts cp  T0  кк

 Т охл .

(6.22)

Здесь к – степень повышения давления воздуха в компрессоре; Тохл – снижение температуры воздуха в воздухоохладителе (при к  2 Тохл = 50–70 К). Степень повышения давления в компрессоре к 

p s cp  pохл р0  pв.ф

,

(6.23)

где p охл – гидравлическое сопротивление воздухоохладителя ( pохл = 2000–3000 Па). Коэффициент наполнения принимается по данным для подобных двигателей (Vs = 0,8–0,9). Среднее давление газов в выпускном коллекторе перед турбиной определяется из уравнения баланса мощности турбины и компрессора (Nт = Nк): Gв  Вч G 1 lад.т  т   в lад.к 3600 3600 к

или 183

кт 1     р0  рг.ш  кт   Gв  Вч  к т Rт Т т ср 1     т   р   3600  к т  1 т ср      

 кs 1  1 Gв к s .  Rs T0   ккs  1 3600 к s  1   н  

После преобразований, приняв Gв =  М0 Вч и Rs = Rт, получим: рт ср   р0  рг.ш      T0 к s к т  1  1    1    Т т ср к т к s  1 т н 1     М 0  



кт к т 1

 , (6.24)   1      где Gв, Вч – часовой расход воздуха и топлива через двигатель; lад.т, lад.к – удельная работа расширения газа в турбине и сжатия воздуха в компрессоре, кДж/кг; Rs, Rт – газовая постоянная для воздуха и продуктов сгорания; кт, кs – показатели адиабаты для продуктов сгорания и воздуха; Тт ср – среднее значение температуры продуктов сгорания перед турбиной; т, н – КПД турбины и нагнетателя (т  н  0,7–0,8);  – коэффициент, учитывающий расход воздуха на охлаждение турбины ( = 1,01–1,03). Значения показателей адиабаты при сжатии воздуха в компрессоре примерно равно 1,4; при расширении газов в турбине – 1,32–1,34 (для дизеля) и 1,28–1,30 (для бензинового двигателя). Среднее значение температуры газов перед турбиной Тт ср = 900– 950 К (для дизеля), Тт ср = 950–1100 К (для бензинового двигателя).  к 1  к к

2. Коэффициент остаточных газов можно определить задавшись в первом приближении коэффициентом наполнения Vs и температурой остаточных газов в цилиндре Tr:

184



М М св.зар



Vc   Vs  s Vh



Vc pт ср Vs Vh ps ср

Rт Tr 

Rs Ts ср 

,

(6.25)

где Vc – объем камеры, сжатия; , s – плотность продуктов сгорания в конце такта выпуска и воздуха на впуске; Tr – Температура газов в цилиндре в конце такта выпуска (Tr = 900–1000 К – для дизеля и Tr = 1100–1300 К – для двигателя с искровым зажиганием). 3. Давление смеси газов в цилиндре в конце такта впуска (НМТ, точка а): ра = рs ср – (0,1–0,5)рвп.кл . (6.26) 4. Температура смеси газов в цилиндре в конце такта впуска определяется из уравнения теплового баланса для такта впуска Qa = Qs + Qr + Qт + Lвп. – Qu

(6.27)

или М а c pma Ta 273  М св.зарc pms Ts 273М  c pm Tr 273Qт Lвп  Qu .

Если пренебречь отличием средних удельных теплоемкостей при постоянном давлении свежего заряда и продуктов сгорания, то Ts ср  273   Tr  273  Т т  Т г.п  Т u Ta   273 . (6.28) 1  Здесь: Qa – теплота смеси газов в цилиндре в конце такта впуска (НМТ); Qs – теплота свежего заряда, поступившего в цилиндр; Qr – теплота остаточных газов в цилиндре; Qт – теплота подогрева свежего заряда от стенок цилиндра вследствие теплообмена; Lвп – затраты энергии на осуществление процесса впуска; Qu – теплота испарения топлива (в случае карбюраторного двигателя); c pma , c pms , c pm – средние удельные массовые теплоемкости при постоянном давлении смеси газов в цилиндре, свежего заряда и остаточных газов; Т т  Qт М св.зар c pms  – повышение температуры свежего заряда вследствие подогрева от стенок цилиндра; Т г.п  Lвп М св.зар c pms  – повышение температуры свежего заряда, обусловленное затратами энергии на процесс впуска; Т u  320  М 0 c pms  – понижение температуры свежего заряда, 185

обусловленное испарением топлива (320 кДж/кг – скрытая теплота испарения бензина). Повышение температуры свежего заряда вследствие подогрева от стенок цилиндра Тт зависит от рабочего объема цилиндра, частоты вращения коленчатого вала, нагрузки и составляет 5 – 30 К. Повышение температуры свежего заряда вследствие затрат энергии на впуск Тг.п может достигать 20–40 К, в зависимости от конструктивных особенностей двигателя и режима работы. 5. Масса свежего заряда и коэффициент наполнения: М св.зар 

М а pa Va  R Ta   ; 1  1 

Vs 

М св.зар M hs

.

(6.29) (6.30)

Если значение Vs отличается от принятого ранее более чем на 5 %, расчет следует повторить, приняв за начальное полученное значение Vs. Более точно показатели газообмена определяются при расчете процессов газообмена в надпоршневой полости от момента начала открытия выпускных клапанов до момента закрытия впускных клапанов. §4. Расчет процесса выпуска Математическая модель процессов в надпоршневой полости на участке выпуска от точки е до точки d (рис. 6.3.; рис. 6.4) в общем случае включает в себя систему дифференциальных уравнений нестационарных процессов массообмена и теплообмена в надпоршневой полости, систему дифференциальных уравнений неустановившихся процессов в выпускном канале, систему уравнений граничных условий (течение газа через клапаны и на выходе из выпускного канала). На практике данные системы уравнений обычно решаются при ряде допущений, позволяющих существенно упростить решение при приемлемой для конкретных целей исследований точностью. В зависимости от целей исследо186

ваний, начальных условий уточняются допущения, а соответственно и исходная система уравнений. Конечной целью расчета процесса выпуска обычно являются определение потери энергии на удаление продуктов сгорания из цилиндра с учетом потери индикаторной работы расширения газов вследствие опережения открытия выпускных клапанов, степени очистки надпоршневой полости от продуктов сгорания к моменту начала открытия впускных клапанов. По этим показателям оценивается выбор геометрических размеров выпускных клапанов и каналов отвода отработавших газов за выпускными клапанами, моменты открытия и закрытия выпускных клапанов. Увеличение, например, угла опережения открытия выпускных клапанов снижает потери энергии на выталкивание поршнем продуктов сгорания из надпоршневой полости, но при этом возрастают потери индикаторной работы расширения газов. Оптимальному углу опережения открытия выпускных клапанов соответствует минимальное значение суммы этих потерь. Запаздывание закрытия выпускных клапанов влияет при прочих равных условиях (одинаковых значениях проходных сечений клапанов, частоты вращения коленчатого вала и т.д.) в основном на степень очистки надпоршневой полости от продуктов сгорания. Газодинамические явления в каналах отвода продуктов сгорания за выпускными клапанами в четырёхтактных двигателях оказывают относительно небольшое влияние на потери энергии на участке выпуска, степень очистки надпоршневой полости от продуктов сгорания. Только при соответствующем подборе длины и диаметра каналов отвода продуктов сгорания, угла опережения открытия выпускных клапанов в небольшом диапазоне изменения нагрузки и частоты вращения коленчатого вала возможно несколько уменьшить давление газов и количество газов в надпоршневой полости к концу участка выпуска. Поэтому в четырёхтактных двигателях при определении изменения параметров и количества газов в надпоршневой полости на участке выпуска в зависимости от угла поворота коленчатого вала давление газов за выпускными клапанами можно принять постоянным и равным среднему значению (рт). Тогда для участка выпуска в предположении, что реакции окисления топлива завершились до момента начала открытия выпускных клапанов (dx = 0; dQx = 0) 187

дифференциальное уравнение (4.28) примет вид: dp 

1  к т  1 dQт   dM    dV в п  . к р   т

кт р V

(6.31)

Здесь кт – показатель адиабаты для продуктов сгорания. Уравнение (6.31) является дифференциальным уравнением с переменными коэффициентами, которое можно решить только численными методами, например, методом Эйлера. Для конечного промежутка времени  соответствующего углу поворота кривошипа i , изменение давления газов в цилиндре p i 

к тi рi V

1  к тi  1 Qтi     M    V цвi пi  .  к р  i тi i 

(6.32)

Здесь индекс «i» соответствует значениям параметров и коэффициентов, входящих в уравнение в начале расчетного шага. Количество продуктов сгорания, вышедших из цилиндра через выпускной клапан в течение расчетного промежутка времени, соответствующего углу поворота кривошипа i , М цвi  i  вi f вi ср Wцвi i 6 n , (6.33) 1  кт i

p где i   i  т   pi 

– плотность газов в расчетном сечении выпу-

pi – плотность продуктов сгорания в надRтTi поршневой полости;  вi f вi ср – среднее значение эффективной

скного клапана;  i 

площади проходного сечения выпускного клапана на расчетном участке; Wцвi – скорость газов в расчетном сечении выпускного клапана; к тi  с pi сVi – показатель адиабаты для продуктов сгорания. Если расчетный шаг составляет 1–3 ПКВ, вместо средних значений эффективной площади проходных сечений клапанов на расчетном шаге допустимо принимать значение эффективной площади проходных сечений клапанов в начале расчетного шага.

188

В зависимости от соотношения давлений в надпоршневом объеме pi и за выпускным клапаном в выпускном канале рт, возможны два режима истечения, соответствующих отношению pт pi меньшему критического и большему критического. Критическое отношение давления кт i  кт i 1

 pт   2     кр     pi  кр  кт i 1

 0,53–0,55.

(6.34)

При критическом режиме истечения ( pт pi  кр) скорость газа в расчетном сечении клапана равна местной скорости звука (Wцвi = = аi) и зависит только от температуры газа в надпоршневой полости, Wцвi  к т i Rт Т т i 

к т i 1 к т i Rт Т i  кркт i

 2 Rт

кт i Тi , кт i  1

(6.35)

где Тmi – значение температуры газов в расчетном сечении клапана. Поэтому участок процесса выпуска, на котором pт pi   кр, e условно назван надкритическим выпуском (участок е-к на к рг.ш рис. 6.6). d r С увеличением e отношения pт pi до значений больших ПКВ кр скорость потока Рисунок 6.6 – Схема расчета изменения газа в расчетном седавления в надпоршневой полости чении клапана стана участке выпуска новится меньше местной скорости и зависит не только от температуры газов в цилиндре, но и от отношения давлений pт pi ,

189

Wцвi

кт i 1   к   кт i p т i ,  2 Rт Т i 1   т    кт i 1 pi    

(6.36)

Соответственно этот участок процесса выпуска условно назван подкритическим (участок к–d на рис. 6.6). Значение параметров рабочего тела в надпоршневой полости в момент открытия выпускных клапанов (точка е) принимается по экспериментальным данным для подобных двигателей и соответствующих режимов работы (частоты вращения коленчатого вала, среднего эффективного давления). Приближенно параметры рабочего тела в т. е можно определить, решая совместно уравнение теплового баланса для участка индикаторной диаграммы от точки а до точки е и уравнение состояния. На режиме максимальной мощности в двигателях с искровым зажиганием при степени сжатия 8,5–9,5 давление газов в момент открытия выпускных клапанов ре  0,5–0,6 МПа, температура – 1600–1800 К; в дизелях без наддува – ре  0,3–0,5 МПа, Те = 1200– 1300 К; в дизелях с наддувом ре  0,5–0,8 МПа, Те = 1000– 200 К. Шаг расчета на участке выпуска при расчетах в табличной форме принимается равным 5–10 ПКВ. Последовательность выполнения расчетов изменения давления в надпоршневой полости представлена на рис. 6.6, а пример расчета изменения параметров продуктов сгорания в надпоршневой полости без учета теплообмена на участке выпуска автомобильного двигателя с искровым зажиганием (ВАЗ-2103) в табличной форме приведен в методических указаниях 4. На участке выпуска от точки е до точки d в интервале изменения температуры продуктов сгорания Те–Тd изменение показателя адиабаты относительно невелико. Поэтому в расчетах значение кт принимают обычно постоянным и равным среднему значению, соответствующему температуре Те–d = 0,5(Те + Тd). На первом расчетном участке (от точки е до точки 2), приняв значение расчетного шага 1 (рис. 6.6) определяем по зависимости (6.33) количество продуктов сгорания, выходящих из цилиндра, предполагая, что процесс истечения газов на расчетном участке через проходное сечение выпускного клапана уста190

новившийся, а параметры газа в цилиндре неизменны. Если при расчете газообмена учитывается влияние теплообмена, то потери теплоты от газов в стенки днища поршня, головки цилиндра, цилиндра на расчетном участке Qт1   т1 Fп Т е  Т п   Fг Т е  Т г   Fц Т е  Т ц 

1 . 6n

Изменение объема надпоршневой полости на расчетном участке Vп1 = V2 – Vе . Здесь т1 – среднее значение по поверхности надпоршневой полости коэффициента теплоотдачи от газов в стенки, определяемое по параметрам газа в начале расчетного шага (точка е на рис. 6.6); Тп, Тг, Тц – среднее значение температуры поверхностей днища поршня, головки цилиндра и участка цилиндра между днищем поршня и головкой цилиндра; Vе, V2 – объем надпоршневой полости в точке е и точке 2. Далее по зависимости (6.32) вычисляем изменение давления на первом расчетном участке при принятых условиях и находим значения параметров рабочего тела в точке 2: р2 = ре – р1; V2 = Vе – Vп1; М2 = Ме – Мцв1; Т2 = р2V2  (М2 Rт). Затем переходим к следующему расчетному участку (от точки 2 до точки 3) и т.д. В точке к (рис. 6.6) заканчивается надкритический выпуск ( pт ср pi = кр) и начинается подкритический выпуск ( pт ср pi  кр). На участке подкритического выпуска скорость газов в расчетном сечении выпускного клапана определяется по зависимости (6.36). Расчет подкритического выпуска продолжается до момента начала открытия впускного клапана (точка d – рис. 6.6). В двигателях с частотой вращения коленчатого вала свыше 1000 мин–1 влияние потери теплоты от газов в стенки надпоршневой полости на участке выпуска оказывает незначительное влия191

ние на изменение давления и при расчете процесса выпуска обычно не учитывается (в зависимости (6.32) Qт i = 0). Однако и в этом случае табличная форма расчета выпуска (см. методические указания 4) достаточно трудоемка и используется только в учебных целях с тем, чтобы учащийся освоил не только последовательность выполнения расчетных операций, но и в деталях представлял сущность физических явлений, происходящих в надпоршневой полости двигателя. Для исследовательских целей, например, для предварительной оценки на стадии проектирования двигателя выбора проходных сечений клапанов, фаз газораспределения, когда необходимо определять показатели процессов газообмена для нескольких десятков вариантов сочетания конструктивных и режимных параметров, используются программы расчета на ЭВМ с расчетным шагом 1–5 ПКВ или только процессов газообмена в надпоршневой полости 3, или процессов газообмена в надпоршневой полости и процессов в газовоздушных трактах. Рассмотрим в качестве примера последовательность разработки программы расчета процессов в надпоршневой полости на участке газообмена с учетом теплообмена между рабочим телом и стенками надпоршневой полости, но без учета газодинамических процессов в выпускном и во впускных каналах. На первом этапе разработки программы расчета уточняются цели и задачи расчетных исследований, соответствующие им условия и расчетные зависимости. Для облегчения разработки программы следует также несколько видоизменить условные обозначения применительно к используемому языку программирования, придерживаясь и смыслового значения вводимых условных обозначений (табл. 6.2). Несмотря на некоторую громоздкость ряда условных обозначений, их использование позволяет заметно упростить составление программы расчета.

192

Таблица 6.2 – Условные обозначения № п/п

Параметры и расчетные зависимости

Принятые обозначения

1

2

3

1 2 3 4 5 6

Диаметр цилиндра D, м Площадь поршня Fп и головки цилиндра Fг , м2 Ход поршня S, м Площадь цилиндра над поршнем Fц , м2 Длина шатуна L, м Степень сжатия  Рабочий объём цилиндра Vh , м3 Объём камеры сжатия Vс , м3 Частота вращения коленчатого вала n, мин–1 Средняя скорость поршня Сm , м/с Давление и температура газов в выпускном коллекторе рт , Па; Тт , К Среднее значение показателя адиабаты для рабочего тела на участке выпуска кт (от т. е до т. d) 1  кт Критическое отношение давлений

D FП; FГ S FC L E VH VC N0 CM

8 9 10 11 12 13 14

15

кт i  кт i 1

1 кт  кр

18 19

2

KT KT1 BK

 2   кр   к  1  тi 

A1

16 Газовая постоянная для продуктов сгорания Rт , Дж/(кгК) 17

PT; TT

кт Rт кт  1

RT A2

кт Rт кт  1 кт  1 кт 2

A3 KT2

193

Таблицы 6.2 – Продолжение 1

2

3

20 Фазы газораспределения в °ПКВ по чертежу кулачкового вала:  открытие выпускного клапана 1  открытие впускного клапана 2  закрытие выпускного клапана 3  закрытие впускного клапана 4 21 Характеристики проходного сечения выпускных клапанов:  максимальное значение (вfв)м , м2  продолжительность подъёма выпускного клапана в.п , ПКВ  продолжительность выстоя в.в , ПКВ  продолжительность посадки в.по , ПКВ 22 Углы поворота коленчатого вала, соответствующие:  концу подъёма выпускных клапанов в.п.к, ПКВ  концу выстоя выпускных клапанов в.п.в, ПКВ 23 Поправка на продолжительность подъёма и посадки выпускных клапанов в аппроксимирующих зависимостях п.в, °ПКВ 24 Текущее значение эффективного проходного сечения выпускных клапанов (вfв)i , м2 25 Параметры рабочего тела в надпоршневой полости в момент открытия выпускных клапанов: ре , Па Те , К Ме , кг 26 Текущие значения параметров рабочего тела в надпоршневой полости: рi , Па Vi , м3 Тi , К Мi , кг 27 Шаг расчета , °ПКВ  6n   , с

194

FB1 FS1 FB2 FS2

FBM FBП FBB FBD FBПK FBBK DFПB FBI

PE TE ME

PI VI TI MI DF DT1

Таблицы 6.2 – Продолжение 1

2

3

28 Изменение объёма надпоршневой полости, обусловленное перемещением поршня Vi , м3 29 Масса газа Мц.в.i , ушедшая из надпоршневой полости за расчетный промежуток времени , кг 30 Масса газа Мц.в.i , ушедшая из цилиндра до текущего значения угла поворота кривошипа, кг 31 Коэффициент теплоотдачи тi , Дж/(м2с) 32 Потери теплоты от газов в стенки за расчетный промежуток времени Qтi , Дж 33 Изменение давления в надпоршневой полости за расчетный промежуток времени рi , Па 34 Среднее значение температуры поверхностей поршня, головки цилиндра, цилиндра 35 Характеристики проходного сечения впускных клапанов:  максимальное значение (sfs)м , м2  продолжительность подъёма впускного клапана s.п. , ПКВ  продолжительность выстоя s.в , ПКВ  продолжительность посадки s.по. , ПКВ 36 Углы поворота коленчатого вала, соответствующие:  концу подъёма впускных клапанов s.п.к, ПКВ  концу выстоя впускных клапанов s.п.в, ПКВ 37 Поправка на продолжительность подъёма и посадки выпускных клапанов в аппроксимирующих зависимостях п.s, °ПКВ 38 Текущее значение эффективной площади проходного сечения впускных клапанов (sfs)i , м2 39 Значение показателя адиабаты кs для рабочего тела на участке впуска (от точки е до точки V) 1 кs 40

к s  1

кs

кsт = 0,5(кs + кт) 1 к тs

195

DVI DMCBI MCBI LTI DQTI DPI ТП; ТГ; ТС

FSM FSП FSB FSD FSПK FSBK DFПS FSI KS KS1 KS2 KSТ КТS1

Таблицы 6.2 – Продолжение 1

2

к тs  1 2

3

к тs

KТS2

к тs Rтs к тs  1

А4

Rтs = 0,5(Rт + Rs) 41 Газовая постоянная для свежего заряда (воздуха) Rs , Дж/(кгК) 42

2

кs Rs Т s кs  1

RТS RS AS

43 Параметры свежего заряда во впускном канале:  давление, Па  температура, К 44 Масса и температура продуктов сгорания, поступивших во впускной канал из надпоршневой полости за расчетный промежуток времени Мцsтi , кг  до текущего угла поворота кривошипа Мцsтi , кг  среднее значение температуры продуктов сгорания во впускном канале Тsтi , К 45 Масса продуктов сгорания, возвратившихся из впускного канала в надпоршневую полость:  за расчетный промежуток времени Мsцтi , кг  до текущего угла поворота кривошипа Мsцтi , кг  оставшихся во впускном канале до текущего угла поворота кривошипа Мsтi , кг 46 Масса остаточных газов в надпоршневой полости Мi, кг 47 Масса свежего заряда, поступившего из впускного канала в надпоршневую полость:  за расчетный промежуток времени Мsцi , кг  до текущего угла поворота кривошипа Мsцi , кг 48 Масса свежего заряда, ушедшая из цилиндра во впускной канал в начале такта сжатия:  за расчетный промежуток времени Мцsi , кг  до текущего угла поворота кривошипа Мцsi , кг

196

PS TS DMCSTI MCSTI TCSTI

DMSCTI MSCTI MSTI MGI

DMSCI MSCI

DMCSI MCSI

Таблицы 6.2 – Продолжение 1

2

3

49 Масса свежего заряда, ушедшего из надпоршневой полости в выпускной канал за расчетный промежуток времени Мцвsi , кг; до текущего угла поворота кривошипа Мцвsi , кг 50 Масса газов в надпоршневой полости к текущему углу поворота кривошипа Мi , кг 51 Работа газов:  на участке выпуска Lвi , кг  на участке впуска Lsi , кг 52 Масса газов в надпоршневой полости в момент закрытия впускных клапанов:  смеси газов Мv , кг  свежего заряда Мсв.зар. , кг  продуктов сгорания М , кг 53 Масса свежего заряда, ушедшая из надпоршневой полости в выпускной канал Мут. , кг 54 Потенциальный заряд надпоршневой полости при условиях на впуске Мhs , кг 55 Показатели газообмена:  коэффициент избытка наддувочного воздуха s  коэффициент наполнения, отнесенный к условиям на впуске Vs  коэффициент остаточных газов   коэффициент утечки продувочного воздуха  56 Среднее значение давления газов:  на участке выпуска рв.ср , Па  на участке впуска рвп.ср , Па 57 Среднее значение гидравлических потерь:  на выпускных клапанах рв.кл , Па  на впускных клапанах рвп.кл , Па 58 Среднее давление насосных потерь, Па

197

DMCBSI MCBSI MI LBI LSI

MV MSZ MG MUT MHS KIVS KVS G KUTS PBC PSC DPBK DPSK PNP

Трудоемкость составления программы расчета газообмена в надпоршневой полости во многом определяется тщательностью разработки алгоритма расчета процессов, разбивка его на отдельные характерные блоки вычисления. Например, алгоритм расчета процесса выпуска включает 7 относительно самостоятельных блоков (рис. 6.7). Первый блок алгоритма расчета процесса выпуска содержит исходные данные (параметры конструкции и рабочих процессов, постоянные коэффициенты), которые не изменяются в течение расчетного цикла. Во второй блок включены вычисления величин, которые также не изменяются в течение расчетного цикла. В последующие четыре блока (III –VI) включены вычисления величин, входящих в зависимости (6.2 – 6.8), которые изменяются на каждом расчетном участке. Завершается расчетный цикл для каждого расчетного участка блоком VII, в котором определяется значение угла поворота кривошипа, соответствующее началу следующего расчетного шага, давление и температура газов в надпоршневой полости, масса газов в надпоршневой полости и масса газов, вышедших из надпоршневой полости в выпускной канал, потери теплоты от газов в стенки надпоршневой полости к концу расчетного участка (началу следующего расчетного участка). Затем расчетный цикл повторяется для следующего расчетного участка, начиная с блока III. Завершается расчет процесса выпуска при значении угла поворота кривошипа, соответствующему моменту начала открытия впускного клапана (F(I+1)  FS1 – рис. 6.7; i+1  d – рис. 6.8, а). В программе расчета процессов газообмена в надпоршневой полости на участке выпуска следует предусмотреть вывод на печать исходных данных (блок I), постоянных величин (блок II) и величин входящих в блок VII (для каждого расчетного шага) с тем, чтобы в конце расчета процессов газообмена вычислить показатели газообмена.

198

Н I Ввод исходных данных: D; FП; FГ S; L; E; PE; NO; TE; PT; KT; RT; TП; ТГ; ТС; FB1; FS1; FBM; FBП; FBB; FBD; DFПВ; DF; FB2; FS2; FSM; FSП; FSB; FSD; DFПS; PS; TS; RS; KS II Вычисление постоянных величин:   VH  D 2 S; VC = VH/(E-1); FП = FГ = D 2 ; CM = SN0/30; 4 4 KT1 = 1/KT;

кт

KT2 = (KT-1)/KT; BK  2 KT  1

кт 1 ;

КТ КТ RT ; А3  2 RT ; КТ  1 КТ  1 КS KS1 = 1/KS; KS2 = (KS–1)/KS; АS  2 RS ; КS  1 КТS = 0,5(KT+KS); RТS = 0,5(RT+RS); КТS1 = 1/КТS; KTS2 = (KTS–1)/KTS; КТS А4  2 RTS ; КТS  1 DT1 = DF/(6N0); FBПК = FB1 + FBП + DFПВ; FВВК = FBПК+ FBB  2DFП; N=(FS2–FB1)/DF+1; FSПК=FS1+FSП+DFПS; FSВК=FSПК+FSB2DFПS; V1=VE А1  ВК

III

1

кт

; А2  2

c V(I+1) = VC + 0,5VH{1– cos(FI+DF) + S/ (8L)[1– cos2(FI+DF)]}; DVI = V(I+1) – VI  FBПК

 FBПК FI  FBBК

 FBBК FI

FBI = FBM IV   FI  FB1  FBI  0,5FBM 1  cos  180  FBП  DFПB   

  FI  FBВК  FBI  0,5FBM 1  cos  180   FBD  DFПB  

а Рисунок 6.7 – Блок-схема алгоритма расчета процесса выпуска

199

b

a  ВК

b  ВК

PT/PI

V DMCBI = PI/(RTTI) (PT/PI)КТ1FBIA3

DMCBI = PI/(RTTI) A1FBIA2 TI DT1



 TI  1  PT PI KT2

 DT1

VI FCI = D0,5S{1– cos(FI) +1/(8L)[1– cos2(FI)]}; LTI = 128D–0,2(6,18CM)0,8(10–5PI)0,8(TI)–0,53; DQTI = LTI[FП(TI–TП)+FГ(TI–TГ)+FCI(TI–TC)]DT1 VII DPI = –KTPI/VI[(RTTI/PIDCMBI)+KT2DQTI/PI+DVI]; F(I+1) = FI + DF; P(I+1) = PI + DPI; M(I+1) = MI – DMCBI; MCB(I+1) = MCBI + DMCBI; T(I+1) = P(I+1)V(I+1)/[M(I+1)RTI]; QT(I+1) =QTI + DQTI  540

 540 F(I+1) LB(I+1) = LBI+(PI+0,5DPI)DVI

 FS1 c

> FS1 F(I+1) LB(I+1) = const = LB

b б

Рисунок 6.7 – Продолжение

200

§5. Расчет процессов в надпоршневой полости на участке перекрытия клапанов Математическая модель процессов в надпоршневой полости четырёхтактного двигателя на участке перекрытия клапанов сложнее модели процессов выпуска. При перекрытии клапанов свыше 60 °ПКВ и значительных перепадах давлений газов в выпускном коллекторе и свежего заряда во впускном коллекторе имеет место интенсивная продувка свежим зарядом надпоршневой полости. В случае относительно небольших перекрытий клапанов (< 60 °ПКВ), небольших перепадов давлений (ps /pт  1,2) возможно, как и на участке выпуска, исходить из предположения равновесного состояния рабочего тела в течение расчетного промежутка времени, установившегося режима течения газов через клапаны. Конечное выражение дифференциального уравнения (4.28) для расчёта изменения давления в надпоршневой полости на расчётном участке зависит от соотношения давления газов в надпоршневой полости, в выпускном и впускном каналах. В быстроходных четырёхтактных двигателях без наддува в момент начала открытия впускных клапанов (i  d; FI > FS1) давление газов в надпоршневой полости обычно больше, чем давление отработавших газов в выпускном канале и свежего заряда во впускном канале (рт < pi > ps), т.е. из надпоршневой полости продукты сгорания будут выходить в выпускной канал и начнут поступать во впускной канал, оттесняя от впускного клапана свежий заряд (рис. 6.8, а; рис. 6.9 а). При этом изменение давления газов в надпоршневой полости за расчетный промежуток времени p i 

к т pi Vi

 RтTi  к т  1 Qтi     М   М    V цsтi цвi пi  , (6.37)  p к p  i т i  1  кт

p  i где М цsтi   i  s   si f si ср W цsтi – масса продуктов сгоp 6 n  i рания, поступивших из надпоршневой полости во впускной канал в течение расчетного промежутка времени;  si f si ср – среднее

значение эффективной площади проходного сечения впускного 201

d

r

e

o m

d e

а

б

Рисунок 6.8 – Изменение давления газов в надпоршневой полости двигателя без наддува (а) и с наддувом (б) на участке перекрытия клапанов

рs, Тцsтi Мцsтi

рт,Тт

рs, Тцsтi Мцsтi

рт,Тт

а Участок d–o (рис. 6.8, а) (p s< pi > pт) рs, Тцsтi рт,Тт Мцsтi

в Участок m–e (рис. 6.8, а) (ps > pi < pт) рт,Тт

б Участок o–m (рис. 6.8, а) (p s< pi < pт)

г Участок d–e (рис. 6.8, б) (ps > pi > pт)

Рисунок 6.9 – Возможные схемы направлений потоков через клапаны на участке перекрытия клапанов

202

клапана на расчетном участке; Wцsтi – скорость газа в расчетном сечении впускного клапана: W цsтi

кт 1   к   p кт т .  2 Rт Ti 1   s    кт 1 pi    

На каждом расчетном шаге вычисляют:  количество газов М цвi , вышедшее из цилиндра в выпускной канал в течение расчетного промежутка времени и с момента открытия выпускного клапана к началу следующего расчетного шага М цв(i 1) ;  количество газов М цsтi , вышедших из цилиндра во впускной канал в течение расчетного промежутка времени и с момента открытия впускного клапана к началу следующего расчетного шага М цsт(i 1) ;  потери теплоты от газов в стенки Qтi в течение расчетного промежутка времени и с момента открытия выпускного клапана к началу следующего расчетного шага Qт(i 1) ;  среднее значение температуры продуктов сгорания Т цsт(i 1) во впускном канале к началу следующего расчетного шага, предполагая, что не происходит их смешивание со свежим зарядом во впускном канале;  параметры продуктов сгорания в надпоршневой полости к началу следующего расчетного шага ( p(i 1) , M (i 1) , Т (i 1) ). Последовательность выполнения вычислений для соотношения давлений рт < pi > ps представлена на блок–схеме алгоритма расчета на ЭВМ (рис. 6.10, а). Цикл вычислений по данному алгоритму продолжается до тех пор, пока сохраняется данное соотношение давлений, т.е. после вычислений величин блока XII и их распечатки возвращаемся по команде pi+1 > рт к блоку VIII. Если в конце очередного расчетного шага при контроле соотношения давлений газов (рт, pi+1, ps) соотношение давлений изменится, например pi+1 будет по-прежнему больше рт, но меньше ps (рт < pi+1 < ps , рис. 6.8, б, рис. 6.9, г), необходимо перейти к блок203

схеме алгоритма расчета, характерного для двигателей с газотурбинным наддувом (рис. 6.10, д). В этом случае при открытии впускного клапана из впускного канала в надпоршневую полость начнет поступать свежий заряд, оттесняя продукты сгорания в надпоршневой полости к выпускному клапану, т.е. начнется продувка надпоршневой полости свежим зарядом, особенности расчета которой рассмотрим позже (рис. 6.10, д). В двигателях без наддува при изменении соотношения давлений (pi+1, ps, рт) таким образом, что давление рт в выпускном канале будет больше, чем давление pi+1 в надпоршневой полости, а pi+1 > ps, в надпоршневую полость начнут поступать продукты сгорания (участок индикаторной диаграммы o-m – рис. 6.8, a, рис. 6.9, б). Через впускной клапан при этом будут продолжать выходить во впускной канал продукты сгорания. Изменение давления продуктов сгорания в надпоршневой полости за расчетный промежуток времени при рт  pi+1  ps (рис. 6.9, б) p i 

 к т pi  RтTi к т  1 Qтi     М   М    V цsтi вцi пi  , (6.38) Vi  pi кт pi  1  кт

p  где М вцi   т  i   вi f вi ср W вцi – масса отработавших гаp 6 n  т зов, поступивших в надпоршневую полость из выпускного канала р в течение расчетного промежутка времени;  т  т – плотR тTт ность отработавших газов в выпускном канале; к т 1    p  кт  к W вцi  2 т Rт Ti 1   i  – скорость газа в расчетном се p   кт 1 т   чении выпускного клапана. На каждом расчетном шаге определяют количество газов М вцi , поступивших в надпоршневую полость из выпускного канала в течение расчетного промежутка времени и с момента начала их возврата в надпоршневую полость к началу следующего

204

b > PT

PI

 PT

> PS

 PS

PI

VIII FBI = 0,5FBM[1+cos((FI–FBBK)/(FBD+DFПB)180)]; FSI = 0,5FSM[1–cos((FI–FS1)/(FSП+DFПS)180)]; IX

   DT1 ; TI  1  PS PI    DT1 ;

DMCBI = PI RT  TI   PT PI KT1  FBI  A3  TI  1  PT PIKT2 DMCSTI = PI RT  TI   PS PI KT1  FSI  A3 

KT2

X FCI = D0,5S{1– cos(FI)+S/(8L)[1– cos2(FI)]}; LTI = 128D–0,2(6,18CM)0,8(10–5PI)0,8(TI)–0,53; DQTI = LTI[FП(TI–TП)+FГ(TI–TГ)+FСI(TI–TC)]DT1 XI V(I+1) = VC+0,5VH{1– cos(FI+DF)+S/(8L)[1– cos2(FI+DF)]}; DVI = V(I+1) –VI XII

KT  PI  RT  TI    DMCBI  DMCSTI   KT2  DQTI PI  DVI ; VI  PI  F(I+1) = FI + DF; Р(I+1) = РI+ DPI; M(I+1) = MI – DMCBI – DMCSTI; T(I+1) = P(I+1)V(I+1)/[M(I+1)RT]; MCB(I+1) = MCBI + DMCBI; MCST(I+1) = MCSTI + DMCSTI; i  TCST(I+1)= 1 MCST (I  1)   DMCST (I  1)  T(I  1)  DMCSTI  TI ;  i 1  QT(I+1) = QTI + DQTI DPI = 

> PT

 PT

PI

b а

Рисунок 6.10 – Блок-схема алгоритма расчета процессов газообмена в надпоршневой полости четырехтактного двигателя (участок d-o – рис.6.8, а и 6.9, а)

205

b > PS

 PS

PI

XIII FBI = 0,5FBM[1+cos((FI–FBBK)/(FBD+DFПB)180)]; FSI = 0,5FSM[1–cos((FI–FS1)/(FSП+DFПS)180)]; XIV

   DT1 ; TI  1  PS PI    DT1 ;

DMBCI = PT RT  TT   PI PT KT1  FBI  A3  TT  1  PI PT KT2 DMCSTI = PI RT  TI   PS PI KT1  FSI  A3 

KT2

XV FCI = D0,5S{1– cos(FI)+S/(8L)[1– cos2(FI)]}; LTI = 128D–0,2(6,18CM)0,8(10–5PI)0,8(TI)–0,53; DQTI = LTI[FП(TI–TП)+FГ(TI–TГ)+FСI(TI–TC)]DT1 XVI V(I+1) = VC+0,5VH{1– cos(FI+DF)+S/(8L)[1– cos2(FI+DF)]}; DVI = V(I+1) –VI XVII

KT  PI  RT  TI    DMBCI  DMSCTI   KT2  DQTI PI  DVI ; VI  PI  F(I+1) = FI + DF; P(I+1) = PI + DPI; M(I+1) = MI + DMBCI – DMCSTI; T(I+1) = P(I+1)V(I+1)/[M(I+1)RT]; MCB(I+1) = MCBI – DMBCI; MCST(I+1) = MCSTI + DMCSТI; i  TCST(I+1)= 1 MCST (I  1)   DMCST (I  1)  T(I  1)  DMCSTI  TI ;  i 1  QT(I+1) = QTI + DQTI DPI =

 PT

 PS

PI

b

б Рисунок 6.10 – Продолжение (участок o-m – рис.6.8, а и 6.9, б)

206

b < FB2

FI

 FB2

XVIII FBI = 0,5FBM[1+ cos((FI–FBBK)/(FBD+DFПB)180)]; FSI = 0,5FSM[1– cos((FI–FS1)/(FSП+DFПS)180)]; XIX



DMBCI = PT RT  TT   PI PT KT1  FBI  A3  TT  1  PI PT KT2 TCST(I-1) = TCST;



 DT1 ;



DMSCTI= PS RT  TCST   PI PSKT1  FSI  A4  TCST  1  PI PSKT2



 DT1 ;

XX FCI = D0,5S{1– cos(FI)+S/(8L)[1– cos2(FI)]}; LTI = 128D–0,2(6,18CM)0,8(10–5PI)0,8(TI)–0,53; DQTI = LTI[FП(TI–TП)+FГ(TI–TГ)+FСI(TI–TC)]DT1 XXI V(I+1) = VC+0,5VH{1– cos(FI+DF)+S/(8L)[1– cos2(FI+DF)]}; DVI = V(I+1) –VI XXII DPI =

KT  PI  RT  TI    DMBCI  DMSCTI   KT 2  DQTI PI  DVI ; VI  PI  F(I+1) = FI + DF; P(I+1) = PI + DPI; M(I+1) = MI + DMBCI + DMSCTI; T(I+1) = P(I+1)V(I+1)/[M(I+1)RT]; TCST(I+1) = TCST; MCB(I+1) = MCBI – DMBCI; MCST(I+1) = MCST(I) – DMSCTI; QT(I+1) = QTI + DQTI

>0

0 MCST(I+1) b

в Рисунок 6.10 – Продолжение (участок m-е – рис.6.8, а и 6.9, в)

207

b < FB2

 FB2

FI

XXIII FBI = 0,5FBM[1+ cos((FI–FBBK)/(FBD+DFПB)180)]; FSI = 0,5FSM[1– cos((FI–FS1)/(FSП+DFПS)180)]; XXIV

   DT1 ; TS  1  PI PS   DT1 ;

DMBCI = PT RT  TT   PI PT KT1  FBI  A3  TT  1  PI PT KT2 DMSCI = PS RS  TS  PI PSKS1  FSI  AS 

KS2

XXV FCI = D0,5S{1– cos(FI)+S/(8L)[1– cos2(FI)]}; LTI = 128D–0,2(6,18CM)0,8(10–5PI)0,8(TI)–0,53; DQTI = LTI[FП(TI–TП)+FГ(TI–TГ)+FСI(TI–TC)]DT1 XXVI V(I+1) = VC+0,5VH{1– cos(FI+DF)+S/(8L)[1– cos2(FI+DF)]}; DVI = V(I+1)–VI XXVII DPI = =

KTS  PI  RTS  TI    DMBCI  DMSCI   KTS2  DQTI PI  DVI ; VI  PI  F(I+1) = FI + DF; P(I+1) = PI + DPI; M(I+1) = MI + DMBCI + DMSCI; T(I+1) = P(I+1)V(I+1)/[M(I+1)RTS]; MCB(I+1) = MCB(I) – DMBCI; MSC(I+1) = MSCI + DMSCI;

< FB2

FI

 FB2 b

г Рисунок 6.10 – Продолжение (участок m-е – рис. 6.8, а и 6.9, в)

208

расчетного шага М вц(i 1) . Значения остальных величин и параметров продуктов сгорания в надпоршневой полости к началу следующего расчетного шага вычисляются также как при соотношении давлений рт  pi+1  ps. Последовательность выполнения вычислений для соотношения давлений рт  pi+1  ps представлена на блок-схеме алгоритма расчета (рис. 6.10, б) и в методических указаниях к расчету рабочих процессов 4. Цикл вычислений при этом соотношении давлений продолжается до момента, когда в конце очередного расчетного промежутка времени давление газов в надпоршневой полости pi+1 будет равным или меньшим давления ps во впускном канале, т.е. рт  pi+1  ps (точка m на рис 6.8, а). При этом соотношении давлений, если выпускной клапан будет открыт, из выпускного канала в надпоршневую полость будут продолжать поступать отработавшие газы, а из впускного канала начнут возвращаться в надпоршневую полость продукты сгорания, заброшенные ранее во впускной канал (рис. 6.9, в). Изменение давления продуктов сгорания в надпоршневой полости при рт  pi+1  ps (рис. 6.10, в) p i 

 к т pi  RтTi к т  1 Qтi    М   М    V , s цт i вц i п i   Vi  pi кт pi  1  кт

(6.39)

p  где М sцтi   sт  i   вi f вi ср W sцтi – масса продуктов сгоp 6 n  s рания, поступивших в надпоршневую полость из впускного канаps ла в течение расчетного промежутка времени;  sт  – RтТ цsт плотность продуктов сгорания, заброшенных во впускной канал; кт 1    p  кт  к W sцтi  2 т Rт Tцsт 1   i  – скорость газов в расчет  кт 1 p   s   ном сечении впускного клапана. При этом соотношении давлений газов (рт  pi+1  ps) на расчетном шаге определяют количество продуктов сгорания М sцтi , возвратившихся из впускного канала в надпоршневую полость в 209

течение расчетного промежутка времени и оставшихся во впускном канале к началу следующего расчетного шага М цsт(i 1) . С этого момента предполагается, что температура продуктов сгорания во впускном канале не изменяется (Тцsтi = Тцsт = const), а соотрs ветственно и их плотность постоянна (  sцт  ). Значения RтTцsт остальных величин к началу следующего расчетного шага вычисляются также как и при соотношении давлений (рт  pi+1  ps) (рис. 6.10, б). Последовательность выполнения вычислений для соотношения давлений (рт  pi+1  ps) представлена на блок-схеме алгоритма расчета (рис. 6.10, в). В конце каждого расчетного промежутка времени, при заданном соотношении давлений, проверяется соотношение между количеством продуктов сгорания, заброшенных во впускной канал и количеством продуктов сгорания, возвратившихся из впускного канала в надпоршневую полость, т.е. проверяется наличие продуктов сгорания во впускном канале (0  Мцsт(i+1)  0). Цикл вычислений при данном соотношении давлений продолжается до момента, когда все продукты сгорания, заброшенные во впускной канал, возвратятся в надпоршневую полость (Мцsт(i+1)  0). С этого момента в надпоршневую полость из впускного канала начнет поступать свежий заряд. Учитывая, что в четырёхтактных двигателях без наддува перекрытие клапанов (2 + 3)  60 ПКВ и отношение давления газов во впускном канале к давлению газов в выпускном канале рт /рs < 1,2, по прежнему будем исходить из предположения, что к началу следующего расчетного шага смесь газов в надпоршневой полости будет находиться в равновесном состоянии (поступивший заряд к началу следующего расчетного шага полностью перемешивается с газами в цилиндре), показатель адиабаты для смеси газов к = ктs = 0,5(кт + кs), газовая постоянная R = Rтs = 0,5(Rт + Rs). Тогда изменение давления смеси газов в надпоршневой полости в течение расчетного промежутка времени p i 

к тs pi  Rтs Ti  Vi  pi

   к  1 Qтi T  М sцi s  М вцi   тs  Vпi  , (6.40) Ti к тs pi    210

1 р s кs

 – масса свежего за6n ряда, поступившего в надпоршневую полость из впускного канала в течение расчетного промежутка времени; р  s  s – плотность свежего заряда во впускном канале; R sTs

где М sцi   s  рi

  si f si ср Wsцi

кs 1   к   кs p s  – скорость газа в расчетном сеW sц i  2 R Ts 1   i    кs 1 ps     чении впускного клапана. На расчетном шаге определяют количество свежего заряда М sцi , поступившего из впускного канала в надпоршневую полость в течение расчетного промежутка времени и с момента начала их поступления в надпоршневую полость М sц (i 1) . Значения остальных величин блока XXVII (рис. 6.10, г) к началу следующего расчетного шага вычисляются также как и в блоке XXII (рис. 6.10, в). Последовательность выполнения вычислений при соотношении давлений рт  pi+1  ps после начала поступления в надпоршневую полость свежего заряда представлена на блоксхеме алгоритма расчета газообмена при данном соотношении давлений (рис. 6.10, г). Цикл вычислений при данном соотношении давлений (рт  pi+1  ps) продолжается до момента закрытия выпускных клапанов (т. е' на рис. 6.8, а, i = 3). В двигателях с газотурбинным наддувом или механическим наддувом (рис. 6.8, б, рис. 6.9, г) при значительных перепадах давления газов в выпускном и впускном каналах (рs /рт  1,1) и перекрытиях клапанов более 60 °ПКВ продукты сгорания из надпоршневой полости могут быть полностью удалены. При этом возможна потеря свежего заряда при продувке. Но и в этом случае, учитывая относительно небольшие значения объёма надпоршневой полости и массы газов в ней, рационально, с точки зрения объёма вычислений при приемлемой величине погрешности вычислений рi+1, Тi+1, исходить из предположения, что к концу расчетного промежутка времени смесь газов в надпоршневой полости будет находиться в равновесном состоянии, показа-

211

тель адиабаты для смеси газов к = ктs, R = Rтs. При соотношении давлений ps  pi+1  рт (рис. 6.8, б, 6.9, г) изменение давления смеси газов в течение расчетного промежутка времени p i 

к тs pi Vi

 RтsTi   pi

   к  1 Qтi T  М sцi s  М цвi   тs  Vпi  , (6.41) Ti к тs pi   

В конце каждого расчетного шага вычисляются значения угла поворота кривошипа соответствующего началу следующего расчетного шага (i+1), параметры смеси газов в цилиндре р(i+1), Т(i+1) и М(i+1), масса газа Мцв(i+1), вышедшего из надпоршневой полости через выпускной клапан, масса свежего заряда Мsц(i+1), поступившего в надпоршневую полость, потери теплоты от газов в стенки надпоршневой полости Qт(i+1) или от стенок к газу. С понижением температуры смеси газов в надпоршневой полости Т(i+1) до значений меньших, чем температура днища поршня, температура головки цилиндра Тг и температура стенок цилиндра Тц направление потоков теплоты изменяется на противоположное: теплота будет сообщаться смеси газов в надпоршневой полости. В конце каждого расчетного шага проверяется наличие остаточных газов в надпоршневой полости (0 < MG(I+1)  0). Если MG(I+1)  0, цикл вычислений повторяется на следующем расчетном шаге (рис. 6.11, а). При значении MG(I+1)  0 через выпускной клапан будет выходить из надпоршневой полости свежий заряд. Изменение давления свежего заряда в надпоршневой полости после полного удаления из нее продуктов сгорания (MG(I+1) = = 0, ps  pi  рт) в течение расчетного промежутка времени (рис. 6.8, б, рис. 6.9, г, рис. 6.11, б)  к p R T к  1 Qтi pi  s i  s i М sцi  М цвsi   s  Vi  , (6.42) Vi  pi кs pi  1  кs

p  где М цвsi   is  т   вi f вi ср W цвsi – масса свежего заряда, p 6 n  i вышедшего из надпоршневой полости через выпускной клапан в выпускной канал в течение расчетного промежутка времени;

212

b < FB2

 FB2

FI

VIII FBI = 0,5FBM[1+cos((FI–FBBK)/(FBD+DFПB)180)]; FSI = 0,5FSM[1– cos((FI–FS1)/(FSП+DFПS)180)]; IX

   DT1 ; TS  1  PI PS   DT1 ;

DMCBI = PI RT  TI   PT PI KT1  FBI  A3  TI  1  PT PIKT2 DMSCI = PS RS  TS  PI PSKS1  FSI  AS 

KS2

X FCI = D0,5S{1– cos(FI)+S/(8L)[1– cos2(FI)]}; LTI = 128D–0,2(6,18CM)0,8(10–5PI)0,8(TI)–0,53; DQTI = LTI[FП(TI–TП)+FГ(TI–TГ)+FСI(TI–TC)]DT1 XI V(I+1) = VC+0,5VH{1– cos(FI+DF)+S/(8L)[1– cos2(FI+DF)]}; DVI = V(I+1) –VI XII DPI =

 KTS  PI  RTS  TI  TS     DMSCI   DMCBI   KTS2  DQTI PI  DVI ; VI TI    PI  F(I+1) = FI + DF; P(I+1) = PI + DPI; MCB(I+1) = MCBI + DMCBI; MG(I+1) = ME – MCB(I+1); MSC(I+1) = MSCI + DMSCI; M(I+1) = MI + DMSCI – DMCBI; T(I+1) = P(I+1)V(I+1)/[RTSM(I+1)]; QT(I+1) = QTI + DQTI

>0

0 MG(I+1) b

а Рисунок 6.11 – Блок-схема алгоритма расчета процессов газообмена в надпоршневой полости четырёхтактного двигателя с газотурбинным наддувом (участок d-е – рис. 6.8, б и 6.9, г)

213

b < FB2

 FB2

FI

XIII FBI = 0,5FBM[1+cos((FI–FBBK)/(FBD+DFПB)180)]; FSI = 0,5FSM[1– cos((FI–FS1)/(FSП+DFПS)180)]; XIV



  DT1 ;



  DT1 ;

DMCBSI = PI R  TI   PT PI KS1  FBI  AS  TI  1  PT PI KS2 MCB(I–1) = ME; DMSCI = PS RS  TS  PI PSKS1  FSI  AS  TS  1  PI PSKS2 XV

FCI = D0,5S{1– cos(FI)+S/(8L)[1– cos2(FI)]}; LTI = 128D–0,2(6,18CM)0,8(10–5PI)0,8(TI)–0,53; DQTI = LTI[FП(TI–TП)+FГ(TI–TГ)+FСI(TI–TC)]DT1 XVI V(I+1) = VC+0,5VH{1– cos(FI+DF)+S/(8L)[1– cos2(FI+DF)]}; DVI = V(I+1) –VI XVII DPI =

 KS  PI  RT  TI  TS     DMSCI   DMCBSI   KS2  DQTI PI  DVI ; VI TI    PI  F(I+1) = FI + DF; P(I+1) = PI + DPI; MCB(I–1) = ME; MSC(I+1) = MSCI + DMSCI; MCBS(I+1) = MCBSI + DMCBSI; M(I+1) = MI + DMSCI – DMCBSI; T(I+1) = P(I+1)V(I+1)/[RSM(I+1)]; QT(I+1) = QTI + DQTI

< FB2

FI b

б Рисунок 6.11 – Продолжение (участок d-е – рис. 6.8, б и 6.9, г)

214

 is 

рi – плотность свежего заряда в надпоршневой полости; R sTi

к s 1   к   кs p s  – скорость газа в расчетном Wцвsi  2 R Ti 1   т    кs 1 pi     сечении выпускного клапана. В конце каждого расчетного шага вычисляют все те же величины, что и в предыдущем случае (рис. 6.11, а, блок XVII), за исключением массы продуктов сгорания в надпоршневой полости (MG(I+1) = 0) и массы продуктов сгорания, вышедших из надпоршневой полости через выпускной клапан М цв (i 1) , так как через выпускной клапан из надпоршневой полости уходит свежий заряд М цвs (i 1) . К началу данного цикла вычисляют последнее значение М цв (i 1) , соответствующее массе продуктов сгорания, вышедших из надпоршневой полости через выпускной клапан, начиная от момента открытия выпускного клапана, и в дальнейшем принимается неизменным ( М цв(i 1)  М е  const ). При этом

на расчетном шаге вычисляют массу свежего заряда М цвsi , уходящего из надпоршневой полости через выпускной клапан в течение расчетного промежутка времени, и с момента начала выхода свежего заряда из цилиндра к началу следующего расчетного шага М цвs (i 1) . Последовательность выполнения вычислений величин в данном расчетном цикле представлена на рис. 6.11, б. Цикл вычислений продолжается до момента закрытия выпускного клапана (i  3 , точка е на рис. 6.8, б). §6. Расчет процесса впуска Математическая модель процессов в надпоршневой полости на участке впуска свежего заряда (от точки е' до точки V, рис. 6.12) включает в себя систему дифференциальных уравнений нестационарных процессов массообмена и теплообмена; систему дифференциальных уравнений неустановившихся процессов во 215

впускном канале, систему уравнений граничных условий (течение свежего заряда через клапаны и на входе во впускной канал). В подавляющем большинстве случаев, когда не используются газодинамические явления на впуске для улучшения наполнения надпоршневой полости свежим зарядом, достаточно ограничиться моделированием процессов только в надпоршневой полости, приняв давление и температуру свежего заряда во впускном канале постоянными, течение газа через впускной канал – квазистатическим.

d

r

V

m

к

e

к

e

V

а

d

а

а

б

Рисунок 6.12 – Изменение давления газов в надпоршневой полости двигателя без наддува (а) и с наддувом (б) на участке впуска

Конечной целью расчета процесса впуска является определение степени заполнения надпоршневой полости свежим зарядом и потери энергии на процесс впуска. По степени заполнения надпоршневой полости свежим зарядом, характеризуемой коэффициентом наполнения, оценивают выбор диаметров впускных клапанов и впускных каналов, момент открытия впускных клапанов и моменты закрытия выпускных и впускных клапанов (фазы газораспределения 2, 3, 4, ). Максимальному значению коэффициента наполнения при конкретном значении диаметра впускного клапана и частоте вращения коленчатого вала соответствуют оптимальные значения фаз газораспределения. В двигателе без наддува (рис.6.9, в; рис. 6.12, а) к моменту закрытия выпускного клапана во впускном канале еще могут оставаться продукты сгорания и после закрытия выпускного клапа216

на в надпоршневую полость будут продолжать поступать из впускного клапана продукты сгорания. Изменение давления продуктов сгорания в надпоршневой полости за расчетный промежуток времени при i > 3 и ps > pi p i 

 к т pi  RтTi к т  1 Qтi  М    V . s цт i п i   Vi  pi кт pi 

(6.43)

К началу следующего расчетного шага вычисляют все величины, входящие в блок XXVII (рис. 6.13, а), за исключением значения MCB(I+1) поскольку выпускной клапан закрыт. В конце каждого расчетного шага проверяется соотношение между количеством продуктов сгорания, заброшенных во впускной канал, и количеством продуктов сгорания, возвратившихся из впускного канала в надпоршневую полость (0  Msцт(i+1)  0). Цикл вычислений при Msцт(i+1) > 0 продолжается до момента, когда все продукты сгорания, заброшенные во впускной канал, возвратятся в надпоршневую полость (Msцт(i+1)  0). С этого момента в надпоршневую полость из впускного канала начинает поступать свежий заряд. Изменение давления смеси газов в надпоршневой полости за расчетный промежуток времени при поступлении в неё свежего заряда (воздуха – в случае дизеля или топливовоздушной смеси – в случае двигателя с внешним смесеобразованием) p i 

 к s pi  RsTi Ts к s  1 Qтi  М    V sцi пi  . Vi  pi Ti кs pi 

(6.44)

После начала поступления в надпоршневую полость свежего заряда, количество продуктов сгорания в ней будет в дальнейшем (до закрытия впускного клапана) практически неизменным (М = М(i-1)  const). Состав же газовой смеси на участке впуска (рис. 6.12, а) вследствие поступления свежего заряда будет изменяться, а соответственно будут изменяться показатель адиабаты и газовая постоянная для смеси. Учитывая, что изменения показателя адиабаты и газовой постоянной смеси относительно невелики, без заметной погрешности вычислений параметров рабочего тела на участке впуска можно принять к = кs и R = Rs. 217

b > FB2

 FB2

FI

XXIII FSI = 0,5FSM[1– cos((FI–FS1)/(FSП+DFПS)180)]; XXIV TCST(I–1) = TCST = const;





DMSCTI = PS RT  TCST   PI PSKT1  FSI  A4  TCST  1  PI PSKT2  DT1 ; XXV FCI = D0,5S{1– cos(FI)+S/(8L)[1– cos2(FI)]}; LTI = 128D–0,2(6,18CM)0,8(10–5PI)0,8(TI)–0,53; DQTI = LTI[FП(TI–TП)+FГ(TI–TГ)+FСI(TI–TC)]DT1 XXVI V(I+1) = VC+0,5VH{1– cos(FI+DF)+S/(8L)[1– cos2(FI+DF)]}; DVI = V(I+1) –VI XXVII

KT  PI  RT  TI    DMSCTI  KT 2  DQTI PI  DVI ; VI  PI  F(I+1) = FI + DF; P(I+1) = PI + DPI; M(I+1) = MI + DMSCTI; T(I+1) = P(I+1)V(I+1)/[M(I+1)RT]; TCST(I+1) = TCST; MCST(I+1) = MCST(I) – DMSCTI; QT(I+1) = QTI + DQTI; LS(I+1) = LSI + (PI+0,5DPI)DVI DPI =

>0

MSCT(I+1)

0

b

a Рисунок 6.13 – Блок-схема алгоритма расчета процесса впуска при Msцт(i+1) > 0

218

b < PS

 PS

PI

XXVIII FSI = 0,5FSM[1– cos((FI-FS1)/(FSП+DFПS)180)]; XXIX M(I–1) = MG; DMSCI = PS RS  TS  PI PS

QT(I–1) = QTB = const; KS1





 FSI  AS  TS  1  PI PS KS2  DT1 ;

XXX FCI = D0,5S{1– cos(FI)+S/(8L)[1– cos2(FI)]}; LTI = 128D–0,2(6,18CM)0,8(10–5PI)0,8(TI)–0,53; DQTI = LTI[FП(TI–TП)+FГ(TI–TГ)+FСI(TI–TC)]DT1 XXXI V(I+1) = VC+0,5VH{1– cos(FI+DF)+S/(8L)[1– cos2(FI+DF)]}; DVI = V(I+1) –VI XXXII

KS  PI  RS  TI TS    DMSCI   KS2  DQTI PI  DVI ; VI TI  PI  F(I+1) = FI + DF; P(I+1) = PI + DPI; M(I+1) = MI + DMSCI; T(I+1) = P(I+1)V(I+1)/[M(I+1)RS]; MSC(I+1) = MSCI + DMSCI; QT(I+1) = QTI + DQTI; LS(I+1) = LSI + (PI+0,5DPI)DVI

DPI =

 900

F(I+1)

> 900 LS(I+1) = LS = const

< PS

P(I+1)

 PS b

б Рисунок 6.13 – Продолжение

219

b  FS2

> FS2 FI

XXXIII FSI = 0,5FSM[1– cos((FI-FS1)/(FSП+DFПS)180)]; XXXIV



DMCSI = PI RS  TI   PS PI KS1  FSI  AS  TS  1  PS PI KS2

  DT1 ;

XXXV FCI = D0,5S{1– cos(FI)+S/(8L)[1– cos2(FI)]}; LTI = 128D–0,2(6,18CM)0,8(10–5PI)0,8(TI)–0,53; DQTI = LTI[FП(TI–TП)+FГ(TI–TГ)+FСI(TI–TC)]DT1 XXXVI V(I+1) = VC+0,5VH{1– cos(FI+DF)+S/(8L)[1– cos2(FI+DF)]}; DVI = V(I+1) –VI XXXVII

KS  PI  RS  TI  DMCSI   KS  1  DQTI  DVI ;  VI  PI KS PI  F(I+1) = FI + DF; P(I+1) = PI + DPI; M(I+1) = MI – DMCSI; T(I+1) = P(I+1)V(I+1)/[RSM(I+1)]; MSC(I+1) = MSCI – DMSCI; MCS(I+1) = MCSI + DMCSI; QT(I+1) = QTI + DQTI; QTS(I+1) = QTB – QT(I+1); DPI =

< FS2

F(I+1)

 FS2

XXXVIII VS1 = VC+0,5VH{1– cosFS1+S/(8L)[1– cos2(FS1)]}; VB2 = VC+0,5VH{1– cosFB2+S/(8L)[1– cos2(FB2)]}; MSC(I+1) = MSC; MG(I–1) = MG; MHS = PSVH/[RSTS]; KIVS = MSC/MHS; MSZ = M(I+1) – MG; KVS = MSZ/MHS; G = MG/MSZ; PBC = LВ/(VC+VH–VS1); PSC = LS/(VC+VH–VB2); DPBK = PBC – PT; DPSK = PS – PSC; PHП = PВС – PSС ; QTS(I+1) = QTS

в K

Рисунок 6.13 – Продолжение

220

Последовательность вычислений представлена на блок-схеме алгоритма расчета (рис. 6.13, б) и в методических указаниях 4. В конце каждого расчетного участка вычисляют:  значения параметров рабочего тела в надпоршневой полости к началу следующего расчетного шага (pi+1, Ti+1, Mi+1);  количество свежего заряда Msц (i+1), поступившего в надпоршневую полость;  количество теплоты Qтs (i+1) = Qтв – Qт (i+1), которое сообщено смеси газов в надпоршневой полости с момента начала поступления свежего заряда в надпоршневую полость. Затем проверяют соотношение давления газов в надпоршневой полости и свежего заряда во впускном канале (ps < pi+1  ps). При pi+1  ps расчет повторяют (рис. 6.13, б), а при ps < pi+1 (рис. 6.12, а и 6.12, б) переходят к следующему циклу вычислений (рис. 6.13, в), соответствующему участку диаграммы к–V (рис. 6.12, б), когда из надпоршневой полости во впускной канал начинает уходить смесь газов, состоящая из воздуха и продуктов сгорания. Изменение давления смеси газов в надпоршневой полости двигателя (без наддува и с наддувом) за расчетный промежуток времени на участке от точки к до точки V (рис. 6.12, pi < ps) p i 

кs pi Vi

 Rs Ti  к s  1 Qтi     М    V цsi пi  ,  p к p  i s i 

(6.45)

1  кs

p i где М цsi   i  s   si f si ср W цsi – масса смеси, уходящей p 6 n  i из надпоршневой полости во впускной канал в течение расчетноp го промежутка времени;  i  i – плотность смеси газов в Rs Ti надпоршневой полости к началу расчетного промежутка време-

ни; W цsi

к s 1     кs p s кs    2 Rs Ti 1    – скорость смеси газов в рас  pi   кs  1  

четном сечении впускного клапана.

221

С изменением направления потока смеси газов через впускной клапан (из цилиндра начинает перетекать во впускной канал газовоздушная смесь), состав которой до закрытия впускного клапана изменяться не будет. Учитывая, что содержание продуктов сгорания в смеси составляет несколько процентов, а утечка смеси из надпоршневой полости на участке к–V (рис. 6.12) незначительна, примем, что потеря свежего заряда из надпоршневой полости на участке к–V равна потере смеси. Последовательность вычислений на данном участке газообмена (к–V, рис. 6.12) представлена на блок-схеме алгоритма расчета процесса впуска (рис.6.13, в). В конце каждого расчетного участка времени вычисляют:  значения параметров рабочего тела в надпоршневой полости к началу следующего расчетного шага (pi+1, Ti+1, Mi+1);  количество смеси Mцsi (свежего заряда), теряемого на расчетном участке и к началу следующего расчетного шага с момента начала утечки (Mцsi);  потери теплоты Qт(i+1) от газов в стенки надпоршневой полости или передаваемой теплоты от поверхностей стенок к рабочему телу. Затем проверяют соотношение значений углов поворота кривошипа, соответствующих началу следующего расчетного шага и моменту закрытия впускного клапана (4  i+1  4) и при i+1  4 (рис. 6.13, в) расчет повторяют на следующем расчетном шаге. Если в конце расчетного участка окажется, что i+1  4 расчет газообмена при принятых исходных данных заканчивают и переходят к блоку вычислений показателей газообмена (рис. 6.13, в). На печать желательно вывести не только показатели газообмена, но и другие величины последних блоков алгоритмов расчетов процессов в надпоршневой полости от момента открытия выпускных клапанов и до момента закрытия впускных клапанов. Пример программы расчета газообмена четырёхтактного двигателя на ЭВМ приведен в работе 3. Программа расчета газообмена на ЭВМ рекомендуется использовать при выполнении дипломных проектов бакалавра и специалиста. При выполнении курсовой работы по дисциплине «Теория ДВС» для расчета про222

цессов газообмена рекомендуется использовать табличную форму расчетов 4. §7. Возможности использования численного моделирования процессов газообмена четырёхтактных двигателей для решения практических инженерных задач Выбор фаз газораспределения. Одними из основных факторов, определяющих показатели процессов газообмена, являются фазы газораспределения – моменты открытия и закрытия клапанов, проходные сечения клапанов (диаметры клапанов и их количество). Применительно к двигателю, работающему в условиях эксплуатации в широком диапазоне нагрузок и частот вращения коленчатого вала, выбор оптимальных фаз газораспределения определяется достижением наилучших технико-экономических показателей не только на номинальном режиме, но и на частичных режимах. На стадии проектирования и изготовления опытных образцов двигателей фазы газораспределения, диаметры клапанов (площади проходных сечений клапанов), обычно устанавливаются по прототипу с последующей экспериментальной проверкой. Однако выполнение экспериментальных работ по уточнению фаз газораспределения, площади проходных сечений клапанов требует значительных затрат времени и материальных средств. Использование численного моделирования процессов газообмена на ЭВМ позволяет решать задачи оптимизации фаз газораспределения, выбора диаметра клапанов, при значительно меньших затратах времени и материальных средств [1, 2, 3]. Изменение отдельных фаз газораспределения неодинаково влияет на протекание процессов газообмена. Это позволяет производить последовательный подбор фаз газораспределения или одновременно двух фаз газораспределения. Например, возможно изменять одновременно опережение открытия выпускных клапанов и запаздывание закрытия впускных клапанов, при значениях   2 (для уменьшения зависимости индикаторного КПД от коэффициента наполнения), опережение открытия впускных клапанов и запаздывание закрытия выпускных клапанов. 223

Коэффициенты наполнения и остаточных газов практически не зависят от опережения открытия выпускных клапанов. Опережение открытия выпускного клапана влияет главным образом на работу расширения и работу выталкивания из цилиндра продуктов сгорания. Так как часть газа выходит из цилиндра на такте расширения, полезная работа расширения при наличии опережения открытия выпускного клапана уменьшается (рис. 6.14). Потери работы расширения Lр от начала открытия выпускного клапана до конца такта расширения (рис. 6.15) i

1  piп  pi    p(i1) п  pi1  Vi1  Vi , 2 i 1

Lp  





(6.46)

где рi, рi+1 – давление в начале и конце расчетного интервала при действительном процессе выпуска; рiп, р(i+1)п – давление в начале и конце расчетного интервала при политропическом процессе расширения (выпускной клапан открывается в НМТ). Среднее давление потерь работы расширения на такте расширения: pp 

Lp Vh

.

(6.47)

С увеличением опережения открытия выпускных клапанов все большая часть газов будет выходить из цилиндра на участке расширения, тем ниже будет давление в цилиндре и тем выше будет среднее Рисунок 6.14 – Изменение давления в давление потерь работы цилиндре дизеля 4Ч12/14 (СМД-14) в расширения на такте расзависимости от опережения открытия ширения (рис. 6.14; рис. выпускного клапана при n = 1700 мин–1: 6.15; рис. 6.16). Сопротив1 – 1=68 ПКВ; 2 – 1=56 ПКВ; ление выталкиванию про3 – 1= 31 ПКВ; – – – выпускной дуктов сгорания из цилинклапан открывается в НМТ дра в начале такта выпуска при этом будет уменьшаться, соответственно будет уменьшаться 224

и среднее давление насосных потерь (рис. 6.16). Среднее давление суммарных потерь вследствие противоположного характера изменения насосных потерь и потерь работы расширения (рсум = рр + рнп) имеет для каждой из частот вращения коленчатого вала минимальное значение, соответствующее оптимальному значению угла опережения открытия выпускных клапанов (рис. 6.17). Однако значения суммарных потерь в зоне оптимальных углов опережения открытия выпускных клапанов изменяются незначиРисунок 6.15 – Схема к расчету потерь тельно, т.е. допуск на выбор опработы на такте расширения: тимального значения угла опе действительный процесс расширережения открытия выпускных ния; – – – выпускной клапан открыклапанов может быть довольно вается в НМТ существенным (до 15–20 ПКВ). рн.п10–5, Па

рр10–5, Па 0,05 4 0,04

0,6 5 34 12

0,03

3 0,01

0,4

4 5

0,3

0,01

0,2 20 30

40

50

2

0,5

0,02

0

1

0,1 60 1, ПКВ 20

30

40

50

60 1, ПКВ

Рисунок 6.16 – Изменение среднего давления потерь работы расширения и среднего давления насосных потерь в зависимости от опережения открытия выпускных клапанов: дизель 4Ч12/14; 1 – n = 2100; 2 – n = 1900; 3 – n = 1700; 4 – n = 1500; 5 – n = 1300 об/мин

225

Это предположение подтверждается и экспериментальными данными (рис. 6.18). Эффек2 тивный КПД двигателя изме0,5 3 няется незначительно в широком интервале изменения 1 и 4 0,4 тем в большем, чем ниже 5 0,3 среднее эффективное давление. С увеличением нагрузки 0,2 более четко определяется значение оптимального опереже0,1 20 30 40 50 60 1,ПКВ ния открытия выпускных клаРисунок 6.17 – Изменение суммарных панов. Значительное влияние на потерь в зависимости от угла опережения открытия выпускных оптимальное опережение отклапанов: дизель 4Ч12/14; крытия выпускных клапанов 1 – n = 2100; 2 – n = 1900; 3 – n = 1700; оказывает площадь проходных 4 – n = 1500; 5 – n = 1300 об/мин сечений выпускных клапанов и средняя скорость поршня. С уменьшением площади проходных сечений выпускных клапанов е (отношения площади проходного сечения выпускного клапана 0,34 fв к площади поршня Fп), увели2 чением средней скорости порш- 0,32 ня Сm оптимальные значения 3 0,30 опережения открытия выпускных клапанов возрастают (рис. 0,28 6.19). Увеличение площади проходных сечений выпускных кла- 0,26 1 панов свыше значений f в Fп = = 0,106 оказывает значительно 40 50 60 1,ПКВ 30 меньшее влияние на изменение оптимального опережения от- Рисунок 6.18 – Влияние угла опережения открытия выпускных клапанов крытия выпускных клапанов 1 на эффективный КПД дизеля в зависимости от средней скоЧ12/14 при n = 1700 об/мин: рости поршня, чем уменьшение 1 – ре = 2,1105 Па; 2 – ре = 4,2105 Па; площади проходных сечений 3 – ре = 6,2105 Па рсум10–5, Па 0,6

1

226

выпускных клапанов до 1 , 1 ПКВ f в Fп = 0,071. 80 Расчетные значения оптимальных значений углов 70 опережения открытия вы2 60 пускных клапанов, определенные по минимальным зна3 50 чениям суммарных потерь, близки к экспериментальным 40 значениям 1, соответствую30 щим максимальному коэффи5 7 8 9 Сm , м/с 6 циенту полезного действия, что подтверждает правомер- Рисунок 6.19 – Влияние площади проходных сечений выпускных клапанов ность принятой методики на оптимальный угол опережения расчетного определения опих открытия: дизель 6Ч13/11,5; тимального значения 1 по 1 – f в Fп = 0,071; 2 – f в Fп = 0,106; 3 – f в Fп = 0,159 минимальным суммарным потерям (рис. 6.20). Перекрытие клапанов оказывает заметное влияние на коэффициент остаточных газов, коэффициент наполнения. С уменьшением перекрытия клапанов уменьшается время-сечение клапанов, влияние изменения над1 , поршневого объема становитПКВ ся больше, чем влияние выхо70 1 да газа через клапаны, давле2 60 ние в цилиндре возрастает (рис. 6.21). 50 В начале процесса наполнения вследствие малых 40 проходных сечений впускных 30 клапанов давление в цилиндре 6,5 7,5 8,5 9,5 Сm , м/с резко падает, что вызывает Рисунок 6.20 – Сопоставление расчетных повышение насосных потерь. и экспериментальных значений С увеличением перекрытия оптимальных углов опережения клапанов или площади прооткрытия выпускных клапанов: ходных сечений клапанов дизель 4Ч12/14; f в Fп = 0,104; при неизменном перекрытии 1 – расчет; 2 – эксперимент

227

р10–5, Па 2,4 d 2,2 e 2,0 1,8 1,6 1 1,4 d 2

1,2

3

1,0 0,8

рт

d 3

e 2

e

1

рs

0,6 0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

0,6 V, л

Рисунок 6.21 – Изменение давления в цилиндре дизеля 4Ч12/14 на участке перекрытия клапанов при n = 1700 об/мин: 1 –  = 12; 2 –  = 34; 3 –  = 80

клапанов возрастает заброс газов во впускной канал, перетекание газов из выпускного канала в цилиндр в начале такта наполнения. В итоге уменьшается коэффициент наполнения, возрастает коэффициент остаточных газов (рис. 6.22). Оптимальному значению перекрытия клапанов соответствует максимальное значение коэффициента наполнения (минимальное значение коэффициента остаточных газов), так как влияние коэффициента наполнения на показатели двигателя более существенное, чем влияние среднего давления насосных потерь, которое к тому же слабо зависит от величины перекрытия

клапанов. Влияние перекрытия клапанов на коэффициент наполнения сказывается только через количество остаточных газов. Чем больше остаточных газов находится в цилиндре к концу наполнения, тем выше температура заряда, тем меньше количество воздуха поступает в цилиндр. В диапазоне чисел оборотов 1300–2100 об/мин оптимальное значение перекрытия клапанов, например, дизеля 4Ч12/14 изменяется не более чем на 8–10 ПКВ вне зависимости от проходных сечений клапанов. Абсолютные значения оптимальных перекрытий клапанов уменьшаются с увеличением проходных сечений (рис. 6.23). Расчетные и экспериментальные значения перекрытия 228

клапанов, соответствующие максимальному ко0,86 эффициенту наполнения, 1 совпадают 0,85 0,05 практически (рис. 6.23). В двигателях с газо0,84 2 турбинным наддувом и 3 0,04 достаточно высоким КПД 0,83 4  турбокомпрессора давле0,82 5 ние во впускном коллекторе может быть выше, 0,03 0,81 чем в выпускном в широ0,80 ком диапазоне рабочих 10 40 50 ,ПКВ режимов. При значениях 20 30 0 Рисунок 6.22 – Влияние перекрытия клапанов угла перекрытия клапанов менее 20 ПКВ характер на коэффициенты наполнения и остаточных газов: изменения давления в цидизель 4Ч12/14; 1 – n = 2100; 2 – n = 1900; линдре двигателя с надду3 – n = 1700; 4 – n = 1500; 5 – n = 1300 об/мин вом тот же, что и в случае двигателя без наддува. С уве-  , личением перекрытия клапа- ПКВ 3 нов имеет место продувка ка50 меры сгорания. Давление в ци40 линдре у ВМТ вследствие 1 больших значений площади 2 30 проходных сечений клапанов 4 изменяется незначительно. 20 Выбор перекрытия клапанов двигателя с наддувом 10 зависит от степени доводки 6,5 7,5 8,5 9,5 Сm , м/с турбокомпрессора, соотношения давлений перед турбиной Рисунок 6.23 – Изменение оптимальных значений перекрытия клапанов в и за компрессором. Если при зависимости от средней скорости работе, например, транспортпоршня: дизель 4Ч12/14; ного двигателя на корректор1 – f s Fп = 0,145; 2 – f s Fп = 0,22; ной ветви скоростной характе3 – f s Fп = 0,10; ристики давление воздуха за 4 – эксперимент при f s Fп = 0,145 v



v

229

компрессором выше давления газов перед турбиной на (0,1– 0,2)105 Па в диапазоне частот вращения коленчатого вала от номинальных до значений, соответствующих максимальному крутящему моменту, перекрытие клапанов с целью продувки следует увеличивать. При этом уменьшается количество остаточных газов в цилиндре, возрастает коэффициент наполнения, снижается температура клапанов, поршня. В общем случае, верхний предел значения перекрытия клапанов определяется значением , соответствующим полному удалению из цилиндра продуктов сгорания (в рассматриваемом примере – 60–70 ПКВ). Однако увеличение перекрытия клапанов требует более глубокой посадки клапанов в гнездах головки цилиндров или применения специальных выточек в поршне. Зачастую, особенно в быстроходных дизелях без наддува, это вызывает ухудшение эффективности использования воздуха при сгорании, снижение индикаторного КПД двигателя. Запаздывание закрытия впускных клапанов оказывает влияние на показатели двигателя практически только через коэффициент наполнения. Увеличение запаздывания закрытия впускных клапанов увеличивает время-сечение за период наполнения, уменьшается сопротивление перетеканию воздуха из впускного канала в цилиндр (рис. 6.24). При значении запаздывания закрытия впускного клапана р10–5, Па 4  40 ПКВ давление в 1 1,3 цилиндре в НМТ равно давлению во впускном канале. 1,2 Дальнейшее увеличение за2 1,1 паздывания закрытия впускного клапана не оказывает 1,0 3 уже влияния на количество 0,9 воздуха, поступившего в цилиндр двигателя на участке 0,8 1,0 1,1 1,2 1,3 1,4 1,5 1,6 V, л наполнения, но при этом возрастают потери заряда Рисунок 6.24 – Изменение давления в вследствие перетекания газа цилиндре в конце наполнения: из цилиндра во впускной дизель 4Ч12/14; n = 1700 об/мин; канал. Этим фактом и обу1 – 4 = 68 ; 2 – 4 = 45; 3 – 4 = 34  230

словлено наличие оптимально- vs го значения запаздывания за- 0,87 крытия впускных клапанов для 5 каждой частоты вращения ко- 0,86 4 ленчатого вала (рис. 6.25). 0,85 Среднее давление насос3 ных потерь практически не за- 0,84 висит от фазы запаздывания 2 0,83 закрытия впускных клапанов и определяется, в основном 0,82 1 средней скоростью поршня (частотой вращения коленча- 0,81 10 20 30 40 50 60 4,ПКВ того вала) и соотношением площади проходных сечений Рисунок 6.25 – Влияние запаздывания закрытия впускных клапанов клапанов и площади поршня. на коэффициент наполнения: При увеличении частоты врадизель 4Ч12/14; 1 – n = 2100; щения коленчатого вала про2 – n = 1900; 3 – n =1700; порционально возрастает ско4 – n = 1500; 5 – n = 1300 об/мин рость поршня, скорость изменения объема цилиндра, скорость 4, газов в клапане, перепад давлений 1 ПКВ между впускным каналом и ци60 линдром, а, соответственно, и 2 50 среднее давление потерь в клапа4 нах. 40 Расчетные и опытные зна3 чения запаздывания закрытия 30 впускных клапанов практически 20 совпадают (рис. 6.26). С увеличе6,5 7,5 8,5 9,5 Сm , м/с нием площади проходных сечеРисунок 6.26 – Влияние площади ний клапанов оптимальные знапроходных сечений впускных чения запаздывания закрытия клапанов и средней скорости впускных клапанов уменьшаются, поршня на оптимальное значес уменьшением – возрастают. Поние запаздывания закрытия вышение параметров воздуха на впускных клапанов: дизель 4Ч12/14; 1 – f s Fп = 0,097; впуске оказывает влияние на оп2 – f s Fп = 0,145; 3 – f s Fп = 0,218; тимальное запаздывание закры4 – експеримент при f s Fп = 0,145 тия впускных клапанов только 231

через температуру воздуха на впуске. С повышением температуры воздуха на впуске оптимальное значение запаздывания закрытия впускных клапанов несколько уменьшается. Выбор площади проходных сечений клапанов. Площадь проходных сечений клапанов определяет уровень гидравлических потерь в клапанах, а соответственно и величину воздушного заряда цилиндра, среднее давление насосных потерь. В технической литературе выбор площади проходных сечений клапанов проектируемых двигателей рекомендуется осуществлять по условной средней скорости газа в клапанах или по средним значениям соотношений площади проходных сечений клапанов и площади поршня ( f в Fп ; f s Fп ). Как в первом, так и во втором случае, оценка выбора площади проходных сечений клапанов может быть дана только после испытаний опытных образцов двигателя. Применение же методов математического моделирования процессов газообмена позволяет решить задачу выбора рациональных значений площади проходных сечений клапанов двигателей уже на стадии проектирования двигателя. Постановка такой задачи необходима для разрешения противоречия между стремлением конструктора к обеспечению удобства расположения газовоздушных каналов, клапанов, высокой надежности конструкции и необходимостью достижения высоких показателей процессов газообмена. С точки зрения обеспечения удобства расположения газовоздушных каналов, клапанов и надежности конструкции, чем меньше будет диаметр горловины клапана, тем лучше. С точки же зрения достижения высоких показателей процессов газообмена чем больше будет площадь проходных сечений клапанов, тем лучше. Выбор значений площади проходных сечений впускных клапанов может быть определен из условия достижения максимального значения коэффициента наполнения на расчетном режиме работы двигателя (режим номинальной мощности или режим, соответствующий максимальному крутящему моменту). Изменение среднего давления насосных потерь в зависимости от f s Fп не может рассматриваться как фактор, определяющий выбор оптимального значения площади проходных сечений впускных клапанов, так как среднее давление насосных потерь не пре232

вышает 4–10 % от среднего индикаторного давления. Величина же среднего индикаторного давления пропорциональна величине воздушного заряда цилиндра. Из приведенных на рис. 6.27 и рис. 6.28 данных следует, что при уменьшении отношений f s Fп ( f в Fп  0,7) с 0,15–0,16 до 0,1 среднее давление насосных потерь возрастает примерно в 2 раза, но и при Сm = 9,5 м/с увеличение среднего давления насосных потерь не превышает 4 % от среднего индикаторного давления для дизеля 4Ч12/14 (СМД-14) и 6 % – для дизеля 6ЧН13/11,5 (СМД-60). Коэффициент наполнения же при этом уменьшается, соответственно, на 12 % и 7 %, т.е. уменьшение площади проходных сечений впускных клапанов оказывает более существенное влияние на коэффициент наполнения, эффективные показатели дизеля (мощность, экономичность). Увеличение же отношения f s Fп выше 0,15 оказывает значительно меньшее влияние на показатели процессов газообмена. рн.п10–5, Па 0,6

рн.п10–5, Па 0,7

1

рн.п

2

0,4

1

рн.п

0,5 2

3

0,2

0,3 3

3

Vs Vs

Vs

2

0,83

3 2

0,89

0,79

Vs

0,85 1

0,75 6,5

7,5 8,5

1

0,81 6

9,5 Сm , м/с

Рисунок 6.27 – Влияние площади проходных сечений клапанов на показатели процессов газообмена дизеля 4Ч12/14: 1 – f s Fп = 0,1; 2 – f s Fп = 0,145; 3 – f s Fп = 0,22; f в f s = 0,72

7

8

9 Сm , м/с

Рисунок 6.28 – Влияние площади проходных сечений клапанов на показатели процессов газообмена дизеля 6Ч13/11,5: 1 – f s Fп = 0,105; 2 – f s Fп = 0,16; 3 – f s Fп = 0,24; f в f s = 0,67

233

Несмотря на значительное отличие двигателей по конструкции влияние площади проходных сечений на показатели процесса наполнения идентично, т.е. для четырехтактных быстроходных дизелей при Сm < 10 м/с отношение площади проходных сечений впускных клапанов к площади поршня может быть принято в пределах 0,15–0,16. Эти отношения площади проходных сечений впускных клапанов к площади поршня могут быть достигнуты при двухклапанной конструкции головки цилиндров (два клапана на цилиндр). В случае четырехклапанной конструкции головки цилиндров отношение i f s Fп может быть увеличено до 0,20, соответственно среднее давление насосных потерь может быть снижено до 3 % от среднего индикаторного давления. При газотурбинном наддуве и достаточно высоких значениях КПД турбокомпрессора (тк > 0,6) давление в цилиндре на участке выпуска может быть меньше, чем на участке наполнения, мощность насосных потерь положительна. С увеличением давления наддува перепад давлений между впускным и выпускным каналами возрастает, положительная работа насосных потерь также увеличивается. Значение последней зависит не только от соотношения давлений перед турбиной и компрессором, но и от соотношения площади проходных сечений впускных и выпускных клапанов, температуры воздуха во впускном канале. Выбор же оптимальных значений площади проходных сечений впускных клапанов и в этом случае определяется также из условия достижения максимального значения коэффициента наполнения (доля положительной работы насосных потерь не превышает 1–2 % от индикаторной работы газов). Контрольные вопросы и задания 1. Объясните особенности процессов газообмена в четырехтактных двигателях без наддува и с наддувом. 2. Как определяются гидравлические потери на выпуске и впуске? 3. Какие факторы определяют потери индикаторной работы газов на процессы газообмена?

234

4. Какие факторы определяют значения коэффициентов наполнения и остаточных газов? 5. Объясните последовательность определения параметров и состава газов в надпоршневой полости при газообмене. 6. Как влияет теплообмен на показатели процессов газообмена? 7. Представьте диаграмму фаз газораспределения четырехтактного двигателя. 8. Объясните критерии выбора фаз газораспределения и площади проходных сечений клапанов. Список литературы к главе 6 1. Дьяченко В.Г. Исследование и выбор основных параметров четырёхтактных быстроходных дизелей: Автореф. докт. дисс. – Харьков: ХИИТ, 1973. – 40 с. 2. Савран Г.Д. Исследование и выбор оптимальных фаз газораспределения четырёхтактных дизелей: Автореф. канд. дисс. – Харьков: ХИМЭСХ, 1971. – 29 с. 3. Дьяченко В.Г. Газообмен в двигателях внутреннего сгорания: Учебное пособие – Киев; УМК ВО, 1985. – 204 с. 4. Методические указания к курсовой работе «Расчет рабочих процессов в двигателе внутреннего сгорания» по дисциплине «Теория двигателей внутреннего сгорания» / Дьяченко В.Г. – Харьков: ХНАДУ, 2001. – 36 с.

235

Глава 7 ПРОЦЕССЫ ГАЗООБМЕНА В ДВУХТАКТНЫХ ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ §1. Особенности организации процессов газообмена в двухтактных двигателях Процессы газообмена в двухтактных двигателях отличаются от процессов газообмена в четырехтактных двигателях продолжительностью, способом очистки цилиндра от продуктов сгорания, конструкцией органов газораспределения и другими особенностями. Так как в двухтактном двигателе отсутствует такт очистки надпоршневой полости от продуктов сгорания и такт на ее заполнение свежим зарядом, продолжительность процессов газообмена сокращена до 130–150 ПКВ (в четырехтактных двигателях – 400–450 ПКВ). Очистка цилиндров от продуктов сгорания после окончания свободного выпуска осуществляется воздухом или топливовоздушной смесью, подаваемыми в цилиндр нагнетателем. Отличаются двухтактные двигатели и многообразием схем осуществления процессов газообмена, их конструктивным исполнением. В двухтактных двигателях с золотниковым газораспределением газообмен осуществляется через выпускные и впускные (продувочные) окна. Изменение площади проходных сечений окон, моментов их открытия и закрытия определяются перемещением поршня или гильзы цилиндра. Отсутствие клапанов, механизма привода клапанов существенно упрощает конструкцию двигателя. Однако сокращение продолжительности процессов газообмена ухудшает показатели газообмена. Увеличиваются также потери рабочего хода, что существенно уменьшает работу расширения газов. Необходимость использования механического привода нагнетателя, принудительной подачи воздуха для продувки надпоршневой полости обусловливает потери мощности на привод нагнетателя, снижает механический КПД двигателя.

236

Процесс свободного выпуска в 5 двухтактном двигар теле протекает практически так же, как и рт в четырёхтактном. В 3 начале открытия выпускных окон поршк a рs нем (точка е на рис. е V d 7.1), когда отноше1 ние давления в выпускном канале к Продувка давлению в цилиндСвободный выпуск Утечка заряда ре меньше критичеf в f в ского ( рт р <  кр = Fп Fп 0,53–0,55) скорость 0,20 s fs истечения газа равна б Fп местной скорости 0,10 1 4 звука и не зависит от 2 3 е е V d перепада давлений , 50 310 330 30 НМ ПКВ (надкритический выТ пуск). С понижениРисунок 7.1 – Изменение давления в надпоршневой полости и в газовоздушных трактах в ем давления газов в двухтактном двигателе с золотниковым цилиндре до значегазораспределением и механическим ний, соответствуюприводом нагнетателя (а) и отношения щих рт р >  кр эффективной площади проходных (точка к на рис. 7.1), сечений окон к площади поршня (б) скорость истечения газов становится меньше местной скорости звука (подкритический выпуск). За конец свободного выпуска обычно принимается угол поворота кривошипа, при котором давление в цилиндре становится равным давлению во впускном (продувочном) ресивере. Впускные (продувочные) окна открываются через 10–20 ПКВ (точка d) после открытия выпускных окон (рис. 7.1). В начале участка надкритического выпуска в выпускном канале формируется волна сжатия. При длине выпускного канала, в 2–3 раза превышающей ход поршня, за волной сжатия, уходящей рт.ср

е

рs ср

р10–5, Па

237

от выпускного окна к противоположному концу выпускного канала, формируется волна разрежения. За волной разрежения к концу свободного выпуска в выпускном канале давление газов может быть значительно ниже среднего давления в выпускном канале рт ср. Соответственно снижается и давление газов в цилиндре, что интенсифицирует поступление воздуха в цилиндр (рис. 7.1). По сравнению с четырехтактными двигателями в двухтактных двигателях газодинамические явления в выпускных каналах оказывают значительно большее влияние на процессы газообмена в надпоршневой полости и показатели газообмена. Продувка цилиндра обычно начинается позже начала открытия впускных окон (после понижения давления газов в цилиндре до значений р < ps) и продолжается до момента закрытия впускных окон (точка V, рис. 7.1). Поступающий в цилиндр свежий заряд вытесняет через выпускные окна продукты сгорания. Вследствие перемешивания свежего заряда с газами в цилиндре часть свежего заряда теряется. Доля потерь свежего заряда возрастает к концу продувки. При закрытии выпускных окон после впускных имеет место также утечка смеси газов из цилиндра, а соответственно и свежего заряда. Утечка свежего заряда в двигателях с золотниковым газораспределением может быть существенно уменьшена путем установки на выпуске дополнительно клапана или золотника с приводом от коленчатого вала. В течение более чем столетнего развития двухтактных двигателей предложено и реализовано на практике ряд схем осуществления продувки цилиндров, которые можно разделить на две группы: прямоточные и непрямоточные (рис. 7.2, рис. 7.3). б a в Прямоточные схемы продувки, в свою очередь, Рисунок 7.2 – Прямоточные схемы продувки: могут быть подразделены а – клапанно-щелевая; б – щелевая с противоположно движущимися поршняна клапанно-щелевые, щеми; в – щелевая двухпоршневая с общей левые с противоположно камерой сгорания на два цилиндра движущимися поршнями, 238

щелевые двухпоршневые с общей камерой сгорания на два цилиндра (рис. 7.2). Фазы газораспределения в двигателях с прямоточной схемой продувки и золотниковым газораспределением симметричны относительно НМТ поршней. Впускные окна в двигателях с прямоточной схемой продувки закрывают после выпускных окон или выпускного клапана. Показатели процессов газообмена при этом улучшаются как вследствие улучшения очистки цилиндра от продуктов сгорания, так и вследствие дозарядки цилиндра и уменьшения перемешивания свежего заряда с продуктами сгорания. Непрямоточные схемы продувки подразделяются на петлевую с односторонним расположением окон, поперечную без и с золотником или клапаном на выпуске (рис. 7.3). В а в б двигателях без золотника Рисунок 7.3 – Непрямоточные схемы продувки: в выпускном канале выа – петлевая; б – поперечная; пускные окна закрывав – поперечная с золотником на выпуске ются после продувочных. Показатели газообмена в двухтактных двигателях с непрямоточными схемами продувки в значительной степени зависят от организации направления движения потоков воздуха в цилиндре, т.е. от формы, направления и расположения впускных и выпускных окон, формы днища поршня. Решаются эти вопросы опытным путем на статических или динамических моделях и уточняются уже непосредственно на двигателе. По показателям процессов газообмена двигатели с непрямоточными схемами продувки заметно уступают двигателям с прямоточными схемами продувки (табл. 7.1) Установка на выпуске золотников или клапанов несколько улучшает эти показатели. В практике современного двигателестроения находят применение почти все рассмотренные выше схемы продувки. Прямоточные преимущественно используются в быстроходных двигателях транспортного типа, непрямоточные – в тихоходных судовых и стационарных двигателях, в быстроходных двигателях для 239

мототехники, автомобилей. При проектировании двухтактных двигателей конструктивные параметры органов газораспределения принимают по данным двигателей–прототипов, положительно зарекомендовавших себя в эксплуатации. Затем конструктивные параметры органов газораспределения, фазы газораспределения уточняют по данным расчетных исследований и в процессе доводки рабочих процессов экспериментальных образцов двигателя. Таблица 7.1 – Показатели процессов газообмена двухтактных двигателей №№ Схемы п/п продувки 1. Прямоточная 2. Непрямоточная







Vs

1,1–1,5 1,4–2,0

0,2–0,6 0,4–0,7

0,03–010 0,10–0,15

0,8–0,9 0,6–0,8

§2. Расчет процессов газообмена в двухтактных двигателях с нагнетателем Расчет процесса свободного выпуска в двухтактных двигателях отличается от расчета процесса выпуска в четырехтактных двигателях незначительно. Практически сохраняется и блоксхема алгоритма расчета. Конечной целью расчета процесса свободного выпуска в двухтактных двигателях является определение параметров рабочего тела в надпоршневой полости к моменту начала открытия впускных окон (точка d на рис. 7.1). Участок свободного выпуска после открытия впускных окон, когда продукты сгорания из надпоршневой полости уходят и через впускные окна (заброс продуктов сгорания во впускной канал), обычно относят к расчету процессов продувки. В тихоходных двухтактных двигателях и в быстроходных двухтактных двигателях (n > 3000 мин–1) с относительно короткими выпускными каналами, соединяющими цилиндры с выпускным коллектором, газодинамические явления в выпускных кана240

лах оказывают относительно незначительное влияние на процессы продувки, т.е. давление газов в выпускном канале может быть принято постоянным и равным среднему значению. В быстроходных двигателях с длиной выпускного канала, в 2–3 раза превосходящей ход поршня, влияние газодинамических явлений в выпускном канале может быть столь значительным, что в определенном диапазоне изменения частот вращения коленчатого вала в выпускном канале возникает разрежение и возможно обеспечить достаточно эффективную продувку надпоршневой полости без нагнетателя. Поэтому в этих случаях необходимо совместно решать систему уравнений нестационарных процессов массообмена и теплообмена в надпоршневой полости и систему дифференциальных уравнений неустановившегося течения газов в выпускном канале. В подобной постановке обычно решаются задачи при специальных исследованиях, требующих значительных затрат времени. Для подавляющего большинства инженерных задач по оценке выбора конструктивных параметров органов газораспределения и фаз газораспределения, оценке показателей газообмена в двухтактных двигателях влиянием газодинамических явлений в газовоздушных трактах вполне допустимо пренебречь. При этих условиях возможно использовать для расчета процессов газообмена и массообмена в надпоршневой полости на участке свободного выпуска те же зависимости, что и для надпоршневой полости четырехтактного двигателя для участка выпуска (зависимости (6.32)–(6.36)). Условные обозначения исходных данных и постоянных величин в блок-схеме алгоритма расчета свободного выпуска в двухтактном двигателе должны быть те же, что и в случае четырехтактного двигателя (табл. 6.2, рис. 6.7). Та же должна быть и форма представления зависимости эффективной площади проходных сечений окон от угла поворота кривошипа i, т.е. на участке открытия выпускных окон   i  1   вi f вi   в bв.с Si  S1   0,5  вi f вi м 1 cos 180  , (7.1)  в.п  в.п  

где ві – коэффициент расхода для выпускных окон; bв.с – суммарная ширина выпускных окон, м; Si – текущее перемещение 241

поршня от ВМТ после открытия выпускных окон, м; S1 – значение перемещения поршня, соответствующее началу открытия выпускных окон, м;  вi f вi м  0,5  в bв.c S  S1  – максимальное значение эффективной площади проходного сечения выпускных окон; i, 1, в.п, в.п – текущее значение угла поворота кривошипа, угол поворота кривошипа, соответствующий моменту открытия выпускных окон, продолжительность открытия выпускных окон в ПКВ, поправка на продолжительность открытия выпускных окон. Коэффициент расхода для впускных и выпускных окон в стенках цилиндра в зависимости от степени открытия окон поршнем изменяется незначительно (в  s  0,8–0,9). Поэтому в расчетах можно принять значение коэффициента расхода окон неизменным и равным примерно 0,85. Заканчивается расчет процесса свободного выпуска в принятой схеме расчета газообмена при угле поворота кривошипа, соответствующему моменту открытия впускных окон (точка d на рис. 7.1). В быстроходных двухтактных двигателях с традиционными схемами организации процессов газообмена энергию отработавших газов на участке свободного выпуска целесообразно использовать в газовой турбине или в обменнике давления для подачи воздуха с избыточным давлением к продувочным окнам. Однако при этом существенно усложняется конструкция двигателя. Момент начала открытия впускных окон (точка d на рис. 7.1) обычно не совпадает с началом продувки (началом поступления свежего заряда в надпоршневую область), когда давление в цилиндре рi становится меньше, чем давление воздуха рs перед впускными окнами (рi  рs). Поэтому, как и в четырехтактных двигателях после открытия впускных клапанов, в двухтактных двигателях после открытия впускных окон (точка d на рис. 7.1) давление газов в надпоршневой полости рi обычно выше, чем давление воздуха во впускном канале рs, т.е. имеет место заброс продуктов сгорания во впускной канал (происходит двойной выпуск, рт  рi  рs). Продукты сгорания из надпоршневой полости будут выходить во впускной канал, оттесняя от впускных окон свежий заряд. Изменение давления газов в надпоршневой полости при двойном выпуске за расчетный промежуток времени 242

р i 

к т рi Vi

1  к т  1 Qтi  Vпi  ,    M цsтi  M цвi   к рi  i т 

(7.2)

1  кт

p i где M цsтi  i  s   si f si ср Wцsтi – масса продуктов сгоp 6 n  i рания, поступивших из надпоршневой полости во впускной канал в течение расчетного промежутка времени (i = i (6 n)); кт 1   к   p кт т  – скорость продуктов сгораWцsтi  2 Rт Tт 1   s    кт 1 pi     р ния в расчетном сечении впускного окна;  i  i – плотность Rт Т i продуктов сгорания в надпоршневой полости в начале расчетного промежутка времени; (sifsi)ср – среднее значение эффективной площади проходного сечения впускных окон на расчетном участ1  кт

p  i ке; М цвi   i  т   вi f вi ср Wцвi – масса продуктов сгор 6 n  i рания, ушедших из надпоршневой полости в выпускной канал в течение расчетного промежутка времени; (вifвi)ср – среднее значение эффективной площади проходного сечения выпускных окон (клапанов) на расчетном участке; кт 1    p т  кт  кт  Wцвi  2 Rт Tт 1    – скорость продуктов сгора  кт 1 p   i   ния в расчетном сечении выпускных окон (выпускных клапанов). Зависимость эффективной площади проходных сечений впускных окон от угла поворота кривошипа на участке их открытия целесообразно представить в той же форме, что и зависимость (7.1) для эффективной площади проходных сечений выпускных окон (клапанов). При величине расчетного шага 1–5  ПКВ вместо средних значений эффективной площади проходных сечений окон допустимо принимать значение эффективной пло-

243

щади проходных сечений окон на расчетном шаге, равном их значениям в начале расчетного шага. На участке закрытия окон зависимость (7.1) следует несколько видоизменить. Например, для выпускных окон на этом участке газообмена     1   вi f вi  0,5  вi f вi м 1  cos i 180  ,  в.п в.п  

где 1 – угол поворота кривошипа, соответствующий моменту начала закрытия выпускных окон. На каждом расчетном шаге вычисляют:  количество продуктов сгорания Мцsтi и Мцвi, вышедших из цилиндра через впускные и выпускные окна в течение расчетного промежутка времени;  количество продуктов сгорания Мцsт(i+1), поступивших во впускной канал с момента начала открытия впускных окон к началу следующего расчетного шага;  количество продуктов сгорания Мцв(i+1), вышедших из надпоршневой полости в выпускной канал с момента начала открытия выпускных окон к началу следующего расчетного шага;  среднее значение температуры продуктов сгорания Тцsт(i+1) во впускном канале к началу следующего расчетного шага, предполагая, что не происходит их смешивание со свежим зарядом во впускном канале;  потери теплоты от газов в стенки Qтi в течение расчетного промежутка времени и с момента открытия выпускных окон Qт(i+1) к началу следующего расчетного шага;  параметры продуктов сгорания в надпоршневой полости к началу следующего расчетного шага (р(i+1), Т(i+1), М(i+1)). Блок-схема алгоритма расчета процессов в надпоршневой полости двухтактного двигателя на участке свободного выпуска та же, что и в случае четырехтактного двигателя (рис. 6.7), а при двойном выпуске представлена на рис. 7.4, а. Цикл вычислений по данному алгоритму продолжается до тех пор, пока сохраняется данное соотношение давлений (рт  рi  рs). Если в конце очередного расчетного шага давление продуктов сгорания рi в надпоршневой полости будет меньше, чем давление газов во впускном канале (рт  рi  рs), продукты сгорания из впускного канала 244

начнут возвращаться в надпоршневую полость. Изменение давления газов в надпоршневой полости за расчетный промежуток времени p i 

 к т pi  RтTi к т  1 Qт i    M   M    V sцтi цвi пi  , Vi  pi кт pi 

(7.3)

1  кт

p i где М sцтi   sт  i   si f si ср Wsцтi – масса продуктов сгор 6 n  s рания, поступивших в надпоршневую полость из впускного канарs ла в течение расчетного промежутка времени;  sт  – RтTцsт плотность продуктов сгорания во впускном канале; к т 1   к   p кт т  Wsцтi  2 Rт Tцsт 1   i  – скорость продуктов сгора  кт 1 p   s   ния в расчетном сечении впускных окон; Тцsт – среднее значение температуры продуктов сгорания во впускном канале в конце процесса заброса продуктов сгорания во впускной канал. Блок-схема алгоритма расчета процессов в надпоршневой полости на следующем участке газообмена представлена на рис. 7.4, б. На каждом расчетном шаге вычисляют:  количество продуктов сгорания Мsцтi и Мцвi, поступивших в надпоршневую полость из впускного канала и вышедших из надпоршневой полости через выпускные окна в выпускной канал в течение расчетного промежутка времени;  количество продуктов сгорания Мцsт(i+1), оставшихся во впускном канале к началу следующего расчетного шага;  количество продуктов сгорания Мцв(i+1), вышедших из надпоршневой полости в выпускной канал с момента начала открытия выпускных окон к началу следующего расчетного шага;  потери теплоты от газов в стенки Qтi в течение расчетного промежутка времени и с момента открытия выпускных окон Qт(i+1) к началу следующего расчетного шага;

245

b  PT

PI

 PT

 PS

d

 PS

PI

VIII FBI = 0,5FBM[1– cos((FI–FB1)/(FBП+DFПB)180)]; FSI = 0,5FSM[1– cos((FI–FS1)/(FSП+DFПS)180)]; IX

   DT1 ;   DT1; TI  1  PS PI 

DMCBI = PI RT  TI   PT PI KT1  FBI  A3  TI  1  PT PI KT2 DMCSTI = PI RT  TI   PS PI KT1  FSI  A3 

KT2

X FCI = D0,5S{1– cos(FI)+S/(8L)[1– cos2(FI)]}; LTI = 128D–0,2(6,18CM)0,8(10–5PI)0,8(TI)–0,53; DQTI = LTI[FП(TI–TП)+FГ(TI–TГ)+FСI(TI–TC)]DT1 XI V(I+1) = VC+0,5VH{1– cos(FI+DF)+S/(8L)[1– cos2(FI+DF)]}; DVI = V(I+1) –VI XII

KT  PI  RT  TI    DMCSTI  DMCBI   KT2  DQTI PI  DVI ; VI  PI  P(I+1) = PI + DPI; M(I+1) = MI – DMCBI – DMCSTI; T(I+1) = P(I+1)V(I+1)/[M(I+1)RT]; MCB(I+1) = MCBI + DMCBI; MCST(I+1) = MCSTI + DMCSTI; i  TCST(I+1)= 1 MCST (I  1)   DMCST (I  1)  T(I  1)  DMCSTI  TI ;  i 1  QT(I+1) = QTI + DQTI DPI = 

 PT

PI

< PT b

a Рисунок 7.4 – Блок-схема алгоритма расчета процессов газообмена в надпоршневой полости двухтактного двигателя

246

b  PT  PS

PI

 PT

d

> PS

PI

 FBПК FI

ХIV FBI = FBM;

< FBПК

ХIII

FBI = 0,5FBM[1– cos((FI–FB1)/(FBП+DFПB)180)]; < FSПК

FI

 FSПК

ХVI FSI = FSM;

XV FSI = 0,5FSM[1– cos((FI–FS1)/(FSП+DFПS)180)]; ХVII



DMCBI = PI RT  TI   PT PI KT1  FBI  A3  TI  1  PT PI KT2





 DT1 ;

DMSCTI = PS RT  TCST   PI PSKT1  FSI  A3  TCST  1  PI PSKT2



 DT1 ;

XVIII

FCI = D0,5S{1– cos(FI)+S/(8L)[1– cos2(FI)]}; LTI = 128D–0,2(6,18CM)0,8(10–5PI)0,8(TI)–0,53; DQTI = LTI[FП(TI–TП)+FГ(TI–TГ)+FСI(TI–TC)]DT1 XIХ V(I+1) = VC+0,5VH{1– cos(FI+DF)+S/(8L)[1– cos2(FI+DF)]}; DVI = V(I+1) –VI XХ DPI =

KT  PI  RT  TCST RT  TI    DMSCTI   DMCBI  KT2  DQTI PI  DVI ; VI PI PI   P(I+1) = PI + DPI; M(I+1) = MI + DMSCTI – DMCBI; T(I+1) = P(I+1)V(I+1)/[M(I+1)RT]; MCB(I+1) = MCBI + DMCBI; MCST(I+1) = MCSTI – DMSCTI; QT(I+1) = QTI + DQTI 0

MCST(I+1)

0 b

б Рисунок 7.4 – Продолжение

247

b > PT > PS

d

 PS

PI

FI

 FBПК

> FBBК

FI

FI

 FBBК FBI = FBM;

< FBПК ХХI

ХХIII

FBI = 0;

< FB2

ХХII

FBI = 0,5FBM[1 + + cos ((FI – FBBK)/(FBD + DFПB)180)];

FBI = 0,5FBM[1 – – cos ((FI – FB1)/(FBП + DFПB)180)];

< FSПК

 FB2

 FSПК FI

FI

> FSBK

 FSBК

FSI = 0,5FSM[1 – – cos ((FI – FS1)/(FSП + DFПS)180)];

FI < FS2

FS2

e

 PT

PI

FSI = 0; ХХIV

FSI = 0,5FSM[1 + + cos ((FI – FSBK)/(FSD + DFПS)180)];

FSI = FSM; ХХV

   DT1 ; TS  1  PI PS   DT1 ;

DMCBI = PI RT  TI   PT PI KT1  FBI  A3  TI  1  PT PI KT2 DMSCI = PS RT  TS  PI PSKS1  FSI  AS 

KS2

XXVI FCI = D0,5S{1– cos(FI)+S/(8L)[1– cos2(FI)]}; LTI = 128D–0,2(6,18CM)0,8(10–5PI)0,8(TI)–0,53; DQTI = LTI[FП(TI–TП)+FГ(TI–TГ)+FСI(TI–TC)]DT1 XХVII V(I+1) = VC+0,5VH{1– cos(FI+DF)+S/(8L)[1– cos2(FI+DF)]}; DVI = V(I+1) – VI; XХVIII DPI =

KТ  PI  RS  TS RT  TI    DMSCI   DMCBI  КТ2  DQTI PI  DVI  ; VI - VSI  PI PI  P(I+1) = PI + DPI; MSC(I+1) = MSCI + DMSCI; M(I+1) = MI + DMSCI – DMCBI; VS(I+1)=(RSTS/PI) MSC(I+1); T(I+1) = P(I+1)[V(I+1) – VS(I+1)]/{RT [M(I+1) – MSC(I+1)}]; MCB(I+1) = MCBI + DMCBI; QT(I+1) = QTI + DQTI

 F5

FI

 F5

в Рисунок 7.4 – Продолжение

248

g

b > PT

d

> PS

PI

FI

 FBПК

> FBBК

FI

FI

 FBBК FBI = FBM;

< FBПК ХХI

ХХIII

FBI = 0;

< FB2

ХХII

FBI = 0,5FBM[1 + + cos ((FI – FBBK)/(FBD + DFПB)180)];

FBI = 0,5FBM[1 – – cos ((FI – FB1)/(FBП + DFПB)180)];

< FSПК

 FB2

 FSПК FI

FI

> FSBK

 FSBК

FSI = 0,5FSM[1 – – cos ((FI – FS1)/(FSП + DFПS)180)];

FI < FS2

FS2

 PS

e

 PT

PI

FSI = 0; ХХIV

FSI = 0,5FSM[1 + + cos ((FI – FSBK)/(FSD + DFПS)180)];

FSI = FSM; ХХV

   DT1 ; TS  1  PS PI    DT1 ;

DMCBI = PI RT  TI   PT PI KT1  FBI  A3  TI  1  PT PI KT2 DMCSI = PI RT  TS  PS PI KS1  FSI  AS 

KS2

XXVI FCI = D0,5S{1– cos(FI)+S/(8L)[1– cos2(FI)]}; LTI = 128D–0,2(6,18CM)0,8(10–5PI)0,8(TI)–0,53; DQTI = LTI[FП(TI–TП)+FГ(TI–TГ)+FСI(TI–TC)]DT1 XХVII V(I+1) = VC+0,5VH{1– cos(FI+DF)+S/(8L)[1– cos2(FI+DF)]}; DVI = V(I+1) – VI; XХVIII KТ  PI  RS  TS RT  TI     DMCSI  DMCBI  KS2  DQTI PI  DVI  ; VI  VSI  PI PI  P(I+1) = PI + DPI; MSC(I+1) = MSCI – DMCSI; M(I+1) = MI – DMCSI – DMCBI; VS(I+1) = VSI – (RSTS/PI) DMCSI; T(I+1) = P(I+1)[V(I+1) –VS(I+1)]/{RT [M(I+1) –MSC(I+1)}]; MCB(I+1) = MCBI + DMCBI; QT(I+1) = QTI + DQTI

DPI =

< V(I+1)

VS(I+1)

 V(I+1)

г Рисунок 7.4 – Продолжение

249

g

 параметры продуктов сгорания в надпоршневой полости к началу следующего расчетного шага (р(i+1), Т(i+1), М(i+1)). Цикл вычислений по данному алгоритму продолжается до момента, когда заброшенные во впускной канал продукты сгорания полностью возвратятся в надпоршневую полость, т.е. Мsцт(i+1) будет равно максимальному значению Мцsтi. С этого момента в надпоршневую полость из впускного канала начнет поступать свежий заряд, оттесняя продукты сгорания к выпускным окнам, т.е. начнется продувка надпоршневой полости свежим зарядом (рис. 7.4, б). Процессы продувки надпоршневой полости в двухтактном двигателе осуществляется при положении поршня вблизи НМТ, когда объем надпоршневой полости значительно (в дизелях на порядок и более) превосходит объем камеры сжатия (Vс). В четырехтактных двигателях с наддувом продувка надпоршневой полости осуществляется при положении поршня у ВМТ при величине объема надпоршневой полости близкой к минимальной (Vс) и интенсивном перемешивании свежего заряда со смесью газов в надпоршневой полости. Поэтому, применительно к четырехтактным двигателям с наддувом, в модели расчета процессов продувки надпоршневой полости (участок перекрытия клапанов) принимается предположение о «мгновенном» перемешивании поступившего свежего заряда со смесью газов в надпоршневой полости в конце расчетного участка (однозонная модель), т.е. предполагается, что в начале следующего расчетного шага смесь газов в надпоршневой полости находится в равновесном состоянии. Данный подход может быть использован и при расчете продувки надпоршневой полости в двухтактных двигателях с непрямоточной схемой продувки. В этом случае для расчета процессов газообмена в двухтактном двигателе с непрямоточной схемой продувки возможно использовать программу расчета газообмена четырехтактного двигателя с наддувом, если принять те же условные обозначения, что и для четырёхтактного двигателя (табл. 6.2). В двухтактных двигателях вследствие значительных объемов надпоршневой полости после начала поступления в надпоршневую полость свежего заряда в надпоршневой полости об250

разуется несколько зон с различным составом газов и различной температурой, но при одинаковом давлении: зона продуктов сгорания, зона смеси продуктов сгорания и свежего заряда и зона свежего заряда. При прямоточных схемах продувки с организованным потоком свежего заряда, поступающего в надпоршневую полость через окна, объем зоны, в которой происходит перемешивание свежего заряда с продуктами сгорания, значительно меньший, чем в надпоршневой полости двухтактных двигателей с непрямоточной схемой продувки. Однако установить с точностью границы каждой из трех зон на каждом расчетном шаге при любой схеме продувки достаточно сложно. В инженерных расчетах в случае прямоточных схем продувки обычно ограничиваются двухзонной моделью в предположении, что давление газов в каждой из зон одинаково. В случае непрямоточных схем продувки часть расчета процессов продувки (70–80 % продолжительности периода продувки) выполняют в предположении двухзонной модели, а часть – в предположении, что в конце каждого расчетного шага происходит «мгновенное» смешивание поступившего свежего заряда с продуктами сгорания (однозонная модель). Последний вариант модели расчета продувки является более близким к реальным процессам продувки надпоршневой полости двухтактного двигателя. Он может быть использован и для расчета процесса продувки надпоршневой полости двухтактного двигателя с прямоточной схемой продувки при увеличении продолжительности расчета продувки в предположении двухзонной модели до 90–95 % от продолжительности периода продувки. Исходные данные, блок-схема алгоритма расчета (рис.7.4,в) и программа расчета процессов продувки при использовании двухзонной модели несколько отличаются от расчета продувки в четырехтактном двигателе с наддувом. В исходных данных необходимо указать угол поворота кривошипа 5, соответствующий моменту перехода от однозонной модели, используемой на предыдущих участках расчета газообмена (рис. 7.4, а; 7.4, б), к двухзонной модели. На каждом расчетном шаге в этом случае определяется объем зоны со свежим зарядом Vsi и зоны с продуктами сгорания Vвi;

251

Vsi 

M sц i ;  sцi

Vвi = Vi – Vsi,

(7.4) (7.5)

где Мsцi – масса свежего заряда, поступившего в цилиндр к рассматриваемому углу поворота кривошипа; sцi – плотность свежего заряда в надпоршневой полости. Предполагается, как и в случае истечения свежего заряда через впускные клапаны в четырехтактном двигателе, в надпоршневой полости имеет место полное торможение потока и температура элементарной массы свежего заряда, поступившей в надпоршневую полость, восстанавливается до исходного значения во впускном канале (Тs). Объем Vsi, занимаемый свежим зарядом на расчетном участке, в течение расчетного промежутка времени не изменяется, давление газов в надпоршневой полости одинаково по всему объему. Так как на участке продувки надпоршневой полости изменение давления незначительно, плотность свежего заряда в надпоршневой полости на расчетном участке sцi будет определяться только давлением газов в надпоршневой полости в начале расчетного участка. Не учитывается также теплообмен между свежим зарядом и стенками цилиндра, так как перепад температуры между поверхностью стенок цилиндра и свежим зарядом незначителен. Изменение давления газов в надпоршневой полости в течение расчетного промежутка времени (рs > pi > pт, температура в зоне свежего заряда – Тs, в зоне продуктов сгорания – Тi)  к т pi  Rs Ts Ri Ti к т  1 Qт i p i   M   M    V sцi цвi п i  , (7.6)  Vi  Vs i  pi pi кт pi  к s 1   к  pi   кs p s  i – где M sцi   s    si f si ср 2 Rs Ts 1   i    6n кs 1 ps   ps     масса свежего заряда, поступившего в надпоршневую полость (в зону свежего заряда) в течение расчетного промежутка времени; p  s  s – плотность свежего заряда перед впускными окнами. Rs Ts 1 к  s

252

Последовательность выполнения расчетов процессов газообмена в надпоршневой полости при ее продувке свежим зарядом (рис. 7.4, в – двухзонная модель) примерно та же, что и на предыдущем участке расчета газообмена (рис. 7.4, б). На каждом расчетном шаге сначала определяются зависимости для вычисления эффективной площади проходных сечений выпускных и впускных окон (блоки XXI – XXIV), затем определяется количество продуктов сгорания, уходящих из надпоршневой полости, и количество воздуха, поступающего в надпоршневую полость, в течение расчетного промежутка времени (блок XXV), потери теплоты от продуктов сгорания в стенки (блок XXVI), изменение объема надпоршневой полости (блок XXVII), изменение давления газов в надпоршневой полости (блок XXVIII), параметры газов в зоне продуктов сгорания в конце расчетного участка (р(i+1), М(i+1), Т(i+1)), количество продуктов сгорания, вышедших из надпоршневой полости к концу расчетного промежутка времени Мцв(i+1),свежего заряда Мsц(i+1), поступившего в надпоршневую полость, и объем зоны Vs(i+1), занимаемой свежим зарядом в надпоршневой полости, потери теплоты от газов в стенки Qт(i+1). Эти данные выводятся затем на печать и расчетный цикл повторяется на последующих расчетных участках до значения угла поворота кривошипа i = 5, соответствующего началу перехода от двухзонной модели расчета к однозонной. В случае сохранения двухзонной модели расчета процессов газообмена в надпоршневой полости до закрытия органов газораспределения (для прямоточных схем продувки) и значениях давления газов в надпоршневой полости рi, больших, чем давление свежего заряда перед впускными окнами рs, необходима корректировка зависимостей в расчетных блоках XXV и XXVIII (рис. 7.4, в). Свежий заряд из надпоршневой полости начнет уходить через впускные окна из надпоршневой полости во впускной канал (рi > рs), M цsi 

pi Rs Ts

1  кs

 ps    si f si  pi 

к s 1   к   кs p s   i , 2 Rs Ts 1   s    6n кs 1 pi    

253

а продукты сгорания будут продолжать уходить из надпоршневой полости в выпускной канал. При этом и зона продуктов сгорания (V(i+1)–Vs(i+1)) и зона свежего заряда (Vs(i+1)) в надпоршневой полости на каждом расчетном участке будут уменьшаться. Данная схема алгоритма (рис. 7.4, г) процессов газообмена в надпоршневой полости сохраняется до угла поворота кривошипа, при котором продукты сгорания полностью будут вытеснены из надпоршневой полости свежим зарядом, т.е. Vs(i+1) = V(i+1). С этого момента свежий заряд будет уходить из надпоршневой полости и через впускные и через выпускные окна. Снова необходима будет корректировка зависимостей блоков XXV и XXVIII (рис. 7.4, г). Возможны и другие варианты схем газообмена на участке продувки в зависимости от особенностей конструкции двигателя, параметров газовоздушных трактов, давления свежего заряда перед впускными окнами или клапанами и за выпускными окнами или клапанами, режима работы двигателя. Если мы ограничиваем область использования двухзонной модели определенным значением угла поворота кривошипа (i = 5, рис. 7.4, в), то при этом значении угла поворота кривошипа определяется среднее значение температуры смеси газов в цилиндре и дальнейшие расчеты ведем исходя из равновесного состояния газов в надпоршневой полости (однозонная модель). Блок-схема алгоритма расчета в этом случае аналогична блок-схеме расчета процессов газообмена в четырехтактном двигателе на участке перекрытия клапанов (рис. 6.10). Проверка результатов расчета процессов газообмена обычно выполняется по балансу массы воздуха Мs и топлива Вц, поступивших в надпоршневую полость в течение цикла, и массы продуктов сгорания Мв и воздуха Мут, ушедших из надпоршневой полости на участке газообмена в выпускной канал: Мs + Вц = Мв + Мут.

(7.7)

Показатели процессов газообмена в двухтактном двигателе определяются по тем же зависимостям, что и для четырехтактного двигателя с наддувом и продувкой надпоршневой полости – зависимости (6.1), (6.2), (6.5), (6.6).

254

§3. Расчет процессов газообмена в двухтактних двигателях с кривошипно-камерной продувкой В ДВС с кривошипно-камерной продувкой использование подпоршневой полости в качестве нагнетателя существенно усложняет математическую модель процессов газообмена, оценку выбора площади проходных сечений окон, фаз газораспределения. В подавляющем большинстве конструкций двухтактных двигателей с кривошипно-камерной продувкой и внешним смесеобразованием длина впускных и выпускных каналов соизмерима с ходом поршня. Поэтому газодинамические явления на впуске и выпуске оказывают относительно незначительное влияние на процессы в подпоршневой и надпоршневой полостях. Настройка выпускных систем обычно используется в двухтактных двигателях с кривошипно-камерной продувкой для мототехники и позволяет существенно повысить его мощность и экологичность. В этом случае в модели газообмена необходимо учитывать процессы не только в кривошипной камере, но и газодинамические процессы в выпускном канале. Подобная постановка задачи используется в специальных исследованиях. Рассмотрим особенности протекания процессов газообмена в двухтактном двигателе с кривошипно-камерной продувкой и внешним смесеобразованием без учета влияния газодинамических процессов в выпускном, продувочном и впускном каналах (рис. 7.5). Схема продувки в рассматриваемом типе двигателя – петлевая. Выпускные окна, как правило, расположены с одной стороны цилиндра, продувочные – по бокам от выпускных. Причем, продувочные каналы, подводящие топливовоздушную смесь к продувочным окнам из кривошипной камеры, спрофилированы таким образом, что поток смеси, выходящий из продувочных окон, направлен к стенке цилиндра, противоположной от выпускных окон. Кривошипная камера 3 заполняется топливовоздушной смесью при перемещении поршня 2 к ВМТ. Опережение открытия и запаздывание закрытия впускных окон 7 нижней кромкой поршня 2 составляет 65–75 ПКВ по отношению к ВМТ поршня 2. К 255

Hs

bв

bs

H

моменту открытия впускных окон 7 ( точка р на рис. 7.6) разряжение в кривошипной камере достигает 0,04–0,06 МПа. Топливовоздушная смесь из впускного канала начинает поступать в кривошипную камеру 3. Завершается заполнение кривошипной камеры 3 в момент перекрытия нижней кромкой поршня 2 впускного окна 7 (точка r на рис. 7.6). Степень заполнения кривошипной камеры свежим зарядом зависит от отношения площади проходного сечения впускного окна к площади поршня, моментов открытия и закрытия впускного окна поршнем, частоты вращения коленчатого вала, сопротивления воздушного фильтра на впуске (рв.ф), положения дроссельной заслонки кар4 p,V,T бюратора 8 на частичных ре10 p,Vнs,Tнs жимах, определяющей разpт,Tт 5 S1 S2 ряжение (рдр) за дроссель9 S3 8 A ной заслонкой. A В надпоршневой полос6 1 ти процессы газообмена на7 p0,T0 чинаются за 60–80 ПКВ до ps , T s 2 НМТ поршня (с момента наpк,Vк,Tк L чала открытия поршнем выпускных окон 5 – точка е на рис. 7.6) и продолжаются до R 3 момента их закрытия (точка п b A–A е на рис. 7.6). Продувочные окна 6 открываются (точка d) кромкой поршня 2 на 15–20 ПКВ позже начала открытия выпускных окон (точка е) и bп закрываются, соответственно, Рисунок 7.5 – Расчетная схема процессов на 15–20 ПКВ раньше (точка газообмена двухтактного ДВС с V) момента закрытия выпусккривошипно-камерной продувкой: ных окон 7 (точка е). Проте1 – цилиндр; 2 – поршень; 3 – криво- кание процессов выпуска, шипная камера; 4 – головка цилиндров; 5 – выпускные окна; 6 – продувочные продувки в надпоршневой окна; 7 – впускное окно; 8 – карбюратор; полости двухтактного двига9 – воздушный фильтр; 10 – глушитель теля с кривошипно-камерной 256

продувкой подобно протеканию процессов газообмена в двигателях с непрямоточной схемой продувки и приводным нагнетателем за исключением характера изменения давления рабочего тела в продувочном канале перед продувочными окнами 6 (рис. 7.6). Давление смеси в продувочном канале определяется давлением смеси в кривошипной камере 3 (рис. 7.5). р, МПа 1,2

0,4 f/Fп

вfв/Fп

sfs/Fп

0,2

пfп/Fп 1,0

r

р

e

d

V

e

V

e

р 5

0,8

2 1

6

0

3 4

0,6 0,4

e d

0,2 р0

r 60

р 120

180

240

d I II 300

рк m III 360

IV 60 ,ПКВ

Рисунок 7.6 – Изменение давления в надпоршневой полости р, в кривошипной камере рк, отношения эффективной площади проходных сечений впускных sfs, выпускных вfв и продувочных пfп окон к площади поршня в зависимости от угла поворота кривошипа

Процессы газообмена в кривошипной камере целесообразно рассматривать с момента завершения процессов продувки надпоршневой полости (точка V на рис. 7.6), когда давление в надпоршневой полости и в кривошипной камере 3 будут практически одинаковы и примерно равны давлению газов рт в выпускном канале. Поскольку впускное окно 7 (рис. 7.5) перекрывается поршнем 2 значительно раньше (точка r на рис. 7.6), изменение давления рк в кривошипной камере 3 будет зависеть от изменения ее объема Vк по углу поворота кривошипа, испарения топлива, 257

ранее поступившего в кривошипную камеру с воздухом, подогрева смеси от поверхности стенок кривошипной камеры, поршня, цилиндра, шатуна, кривошипа. При полном испарении, например, бензина и отношении массы воздуха к массе бензина в смеси, равном 13–17 ( = 0,85–1,15) понижение температуры смеси в кривошипной камере Тисп = (19–21) К. Подогрев смеси в кривошипной камере вследствие теплообмена между топливовоздушной смесью и поверхностями стенок кривошипной камеры, деталей в кривошипной камере при частоте вращения кривошипа n = = 3000–5000 об/мин и разности температур поверхностей стенок и смеси порядка 70–100 К сопоставим с подогревом смеси во впускном канале четырехтактного двигателя с искровым зажиганием (Ттк  5–12 К). Суммарное изменение температуры топливовоздушной смеси в кривошипной камере вследствие испарения бензина и теплообмена будет составлять примерно 10–20 К. Среднее значение показателя политропы расширения топливовоздушной смеси в кривошипной камере на участке от точки V до точки р (рис. 7.6) допустимо принять равным показателю адиабаты для смеси кs при температуре смеси Тк  300 К (кs = = 1,4), поскольку отношение объема кривошипной камеры в точке р (Vк.р) к объему кривошипной камеры в точке V (Vк.V) не превышает 2. Давление и температура топливовоздушной смеси в кривошипной камере в точке р (рис. 7.6): к

рк. р

Т к. р

 Vк.V  s  ;  рт  V   к. p 

 Vк.V    Т к.V  V   к. p 

(7.8)

к s 1

;

(7.9)

где Тк.V  Т0 + Ттк – Тисп – температура топливовоздушной смеси в кривошипной камере в точке V. Изменение давления в кривошипной камере после начала открытия впускного окна (точка р) определяется также как и изменение давления в надпоршневой полости четырехтактного двигателя на участке наполнения. Если не учитывать влияние теплообмена и испарения топлива в кривошипной камере, то из258

менение давления в кривошипной камере на расчетном участке при ркi < ps (после точки р) ркi 

 к s ркi  1   M sкi  Vкi  Vкi  кi 

(7.10)

или при ркi > ps ркi 

к s ркi Vкi

 1     M    V кsi кi  ,   кi 

(7.11)

1  кs

p  i где М sкi   s  кi   s f si ср Wsкi – масса топливовоздушp 6 n  s  ной смеси, поступившей в кривошипную камеру на расчетном 1  кs

 p i участке при ркi < ps; М кsi   кi  s   s f si ср Wкsi – масса p 6 n  кi  топливовоздушной смеси, ушедшей из кривошипной камеры через впускные окна на расчетном участке при ркi > ps; s = 0,8 – коэффициент расхода для окон;

 s f s i ср   sbs S3  H s  0,5 S i  S i 1  –

среднее значение эф-

фективной площади впускного окна на расчетном участке; p  s  s – плотность топливовоздушной смеси во впускном каRsTs к s 1   к   кs p s  нале; Wsкi  2 Rs 1   кi  – скорость смеси во впу к s  1   ps    p скном окне при ркi < ps;  кi  кi – плотность смеси в кривоRs Tкi

шипной камере; Wкsi

к s 1   к   кs p s   2 Rs 1   s  – скорость сме к s  1   pкi   

си во впускном окне при ркi  ps; Vкi  Fп S i 1  S i  – изменение объема кривошипной камеры на расчетном участке. 259

В конце расчетного участка определяется давление, количество топливовоздушной смеси в кривошипной камере и ее температура: (7.12) рк(i 1)  ркi  ркi ; M к(i 1)  M кi  M sкi ;

(7.13)

M к(i 1)  M кi  M кsi ;

(7.14)

или

Tк(i 1) 

pк(i 1) Vк(i 1) Rs M к(i 1)

.

(7.15)

Расчет процесса заполнения кривошипной камеры топливовоздушной смесью продолжается до момента закрытия поршнем впускного окна. Так как заполнение кривошипной камеры обычно завершается до момента начала открытия продувочных окон (точка d на рис. 7.6), оценка выбора ширины и высоты впускного окна (площади проходного сечения впускного окна), моментов открытия и закрытия впускного окна (фаз газораспределения 5 и 6) для конкретного значения частоты вращения кривошипа может быть выполнена без увязки с газообменом в надпоршневой полости двигателя. Давление и температура топливовоздушной смеси в кривошипной камере к началу продувки надпоршневой полости (точка d на рис. 7.6) определяется как и для участка расширения (от точки V до точки р) в предположении, что среднее значение показателя политропы сжатия (от точки r до точки d) равно показателю адиабаты для смеси при температуре Тк  300 К (n = кs = 1,4): рк d

 Vк r  pк r   Vк d 

Tк d

 Vк r  Tк r   Vк d 

к

 s  ;  

   

(7.16)

к s 1

;

(7.17)

Значение температуры топливовоздушной смеси в точке r с учетом теплообмена и испарения бензина в кривошипной каме260

ре допустимо принять то же, что и для точки V (Ткr  ТкV = Т0 + + Тисп – Ттк). Процессы газообмена в надпоршневой полости обычно разбиваются на несколько участков (рис. 7.6):  участок свободного выпуска – от момента начала открытия выпускных окон (точка е) до момента открытия продувочных окон (точка d) – участок I;  участок двойного выпуска от точки d до точки m – участок II;  участок продувки от точки m до точки V – участок III;  участок потери свежего заряда от точки V до точки е – участок IV. Параметры продуктов сгорания в надпоршневой полости в момент открытия выпускных окон (точка е) принимается по опытным данным или решая совместно уравнение теплового баланса для участка индикаторной диаграммы от точки V до точки е и уравнение состояния: Ue – UV + Li = (1 – We)Bц Qн; реVe = Me RTe,

(7.18) (7.19)

где Ue, UV – внутренняя энергия смеси газов в точке е и точке V; Li – индикаторная работа газов за цикл; We – относительные потери теплоты от рабочего тела в стенки надпоршневой полости на участке индикаторной диаграммы от точки V до точки е; BцQн – теплота сгорания топлива, поступившего в надпоршневую полость; ре, Ve, Te, Me – давление, объем, температура и масса рабочего тела в надпоршневой полости. Значение параметров рабочего тела и показателей цикла принимаются по опытным данным для подобных двигателей на соответствующих режимах работы. Определив температуру газов в точке е из уравнения (7.18), определяем давление газов в момент начала открытия выпускных окон из уравнения состояния (7.19). Для расчета изменения давления газов в надпоршневой полости двухтактного двигателя с кривошипно-камерной продувкой используется, как и в случае расчета процессов газообмена в 261

четырехтактном двигателе, квазистатический метод. Предполагается, что на расчетном участке времени рабочее тело находится в равновесии, течение газов через органы газораспределения и процессы теплообмена – установившиеся, химические реакции окисления топлива завершились до начала открытия выпускных окон. Тогда дифференциальное уравнение (4.28) для участка газообмена I (рис. 7.6) примет вид: dp 

кт р V

1  к т  1 dQт    dM   dV цвi п  кт p  

(7.20)

или для конечного значения угла поворота кривошипа 1  к т  1 Qт i     M    V (7.21) цвi пi  .   к p т i   Значение показателя адиабаты для газов в надпоршневой полости без значительной погрешности в расчетах изменения давления газов на участке газообмена допустимо принять постоянным и равным среднему значению кт в интервале значений температуры продуктов сгорания te – te. На участке от момента начала открытия выпускных окон (точка е) до момента начала открытия продувочных окон (точка d) из надпоршневой полости продукты сгорания уходят только через выпускное окно, т.е. в течение расчетного шага из надпоршневой полости уходит масса газа к р p i  т i Vi

М цвi  i  в f вi ср Wцвi

 i , 6n

(7.22)

где i – плотность газа в расчетном сечении выпускных окон;

 в f вi ср   вbв.с 0,5S i  S (i 1)   S1 

– среднее значение эффек-

тивной площади выпускных окон на расчетном участке (рис. 7.5); в – коэффициент расхода для выпускных окон (в  0,85); Wвi – скорость газа в расчетном сечении выпускного окна. кт  к т 1

р  2  При критическом режиме истечения  т  кр    кт  1   рi

262



 0,540,55  скорость и плотность газа в расчетном сечении вы пускных окон: 2 кт Wцвi  Rт Ti ; (7.23) кт  1

i  1кркт .

(7.24)

При подкритическом режиме истечения Wцвi

к т 1   к   2 кт р т ;  Rт Ti 1   т    кт 1 рi    

(7.25)

1 к  т

р i  i  т  .  рi 

(7.26)

Изменение объема надпоршневой полости на расчетном участке (7.27) Vпi  V(i 1)  Vi  Fп S i 1  S i . Потери теплоты от газов в стенки надпоршневой полости на расчетном участке  i Qтi   тi Fп Т i  Т п   Fг Т i  Т г   Fц Т i  Т ц  , (7.28) 6n









0, 8

где  тi  128  D 0, 2 6,18 Cm 0,8 10 5 pi Ti 0,53 – среднее значение коэффициента теплоотдачи по поверхности стенок надпоршневой полости, Вт м 2  К . В конце расчетного участка определяются давление, масса и температура газа в надпоршневой полости, потери теплоты от газов в стенки вследствие теплообмена: рi 1  рi  рi ;

(7.29)

M i 1  M i  M вi ;

(7.30)

pi 1 Vi 1 ; Rпр.сг M i 1

(7.31)

Ti 1 

263

Qi 1  Qi  Qi .

(7.32)

Расчет продолжается до момента начала открытия продувочных окон (точка d на рис. 7.5). В момент открытия продувочных окон (точка d) обычно давление газов в надпоршневой полости выше, чем давление в кривошипной камере (pd > pк.d) и продукты сгорания из надпоршневой полости начнут поступать и в продувочные каналы. С этого момента необходимо одновременно вычислять изменение давления на расчетном участке и в надпоршневой полости и в кривошипной камере (двойной выпуск – участок II от точки d до точки m на рис. 7.6): p i 

к т pi Vi

1  к т  1 Qтi     M   M    V цвi цвпi пi  ;  к p  i т i  к p pкi  s кi Vкi

 1  M цвпi  Vкi  ;     цвпi 

(7.33) (7.34)

i – масса газа, вышедшего из 6n надпоршневой полости в продувочные каналы на расчетном участке; i – плотность газа в расчетном сечении продувочных окон;

где M цвпi  i  п f пi ср Wцвпi

 п f пi ср   пbп.с 0,5S i  S (i 1)   S 2 

– среднее значение эффек-

тивной площади продувочных окон; Wцвпi – скорость газа в расчетном сечении продувочных окон; Vкi – изменение объема кривошипной камеры на расчетном участке, обусловленное пеp ремещением поршня; цвпi  кi – плотность газа, поступившеRтTi го из надпоршневой полости в продувочные каналы в течение расчетного промежутка времени; Rт – газовая постоянная для продуктов сгорания. р  При критическом режиме истечения  кi  кр  0,540,55   рi  скорость и плотность газа в расчетном сечении продувочных окон: 264

Wцвпi 

2 кт Rт Ti ; кт  1 1 кт

i  i  .

(7.35)

(7.36)

При подкритическом режиме истечения Wцвпi

к т 1   к   р 2 кт т   Rт Ti 1   кi  ;   кт 1 р   i  

(7.37)

1  кт

р i  i  кi  .  рi 

Изменение объема кривошипной камеры на расчетном участке Vкi  Vк (i 1)  V кi  Fп S i 1  S i .

(7.38)

Предполагается, что продукты сгорания, поступающие в продувочные каналы из надпоршневой полости, не смешиваясь со смесью газов в продувочных каналах, оттесняют их от продувочных окон. В конце каждого расчетного промежутка времени определяются следующие величины:  в надпоршневой полости – давление, масса и температура продуктов сгорания: p(i+1) = pi –  pi;

(7.39)

М(i+1) = Мi – (Мцвi + Мцвпi);

(7.40)

T(i 1) 

p(i 1) V(i 1) Rт M (i 1)

;

(7.41)

 в кривошипной камере – давление и температура смеси газов (масса смеси газов в кривошипной камере не изменяется и равна массе смеси Мr в точке r): p к(i+1) = pкi +  p кi ;

265

(7.42)

Tк (i 1) 

pк (i 1) Vк (i 1) Rs M r

;

(7.43)

 в продувочных каналах – масса продуктов сгорания, среднее значение температуры продуктов сгорания в продувочных каналах (давление продуктов сгорания в продувочных каналах равно давлению pк(i+1) в кривошипной камере), среднее значение плотности продуктов сгорания в продувочном канале: Мцвп(i+1) = Мцвпi + Мцвпi;

(7.44)

i N

 M цвпi Ti 

Т цвп(i 1) 

i 1

 цвп(i 1) 

;

M цвп(i 1)

pк (i 1) Rт Т цвп(i 1)

;

(7.45) (7.46)

Истечение продуктов сгорания из надпоршневой полости в продувочные каналы продолжается до момента (точка m на рис. 7.6), когда давление в надпоршневой полости рm будет равно давлению в кривошипной камере ркm. С этого момента при ркi > рi в надпоршневую полость начнут возвращаться продукты сгорания из продувочных каналов и зависимости для расчета изменения давления на расчетном участке в надпоршневой полости и в кривошипной камере несколько изменятся (участок III от точки m до точки V на рис. 7.6): p i 

к т pi Vi

1  к т  1 Qтi     M   M    V цвi пвцi пi  ;  к p  i т i 

pкi 

кs pкi Vкi

 1      M   V  пвцi кi  ,   пвцi 

1 кт

(7.47) (7.48)

 р i где M пвцi  пвцi  i   п f пi ср Wпвцi – масса продуктов р 6 n  кi  сгорания, поступивших из продувочных каналов в надпоршневую полость на расчетном участке; 266

к т 1   к   2 кт р т  Wпвцi  Rт Tцвп 1  i   – скорость продуктов сгорания кт  1 р   кi  

в продувочных окнах; Тцвп – температура продуктов сгорания в продувочном канале. Давление, температура, масса продуктов сгорания в надпоршневой полости в конце расчетного промежутка времени: p(i+1) = pi   pi;

(7.49)

М(i+1) = Мi – Мцвi + Мпвцi;

(7.50)

T(i 1) 

p(i 1) V(i 1) Rт M (i 1)

,

(7.51)

т.е. температура продуктов сгорания в надпоршневой полости в конце расчетного шага определяется в предположении полного перемешивания поступивших газов из продувочного канала в надпоршневую полость с продуктами сгорания в надпоршневой полости. Давление и температура смеси газов в кривошипной камере определяется по зависимостям (7.42) и (7.43). Масса продуктов сгорания, возвратившихся из продувочных каналов в надпоршневую полость и оставшихся в продувочных каналах к концу расчетного участка Мпвц (i+1) = Мпвцi + Мпвцi;

(7.52)

Мвп (i+1) = Мцвп – Мпвц(i+1).

(7.53)

Момент времени (угол поворота кривошипа), к которому продукты сгорания, поступившие в продувочные каналы, полностью возвратятся в надпоршневую полость, определяется моментом, когда в конце очередного расчетного промежутка времени Мпвц (i+1)  Мцвп. В надпоршневую полость начнет поступать топливовоздушная смесь, т.е. с этого момента фактически и начинается продувка надпоршневой полости топливовоздушной смесью. Поскольку поток смеси, поступающей в надпоршневую полость, направлен в противоположную от выпускных окон сторону, у продувочных окон в направлении к стенке цилиндра, про267

тивоположной выпускным окнам, начнет формироваться зона свежего заряда (на рис. 7.5 эта зона условно ограничена пунктирной кривой). В двигателях с петлевыми схемами продувки формирование зоны свежего заряда может продолжаться в течение 30–50 % от продолжительности продувки (примерно 40–60 ПКВ). На этом участке расчета газообмена в надпоршневой полости следует исходить из двухзонной модели в предположении равенства только давлений в каждой из зон. Затем перейти к однозонной модели в предположении равновесного состояния газов в начале каждого расчетного участка. Изменение давления на расчетном участке в надпоршневой полости и в кривошипной камере при ркi  рi после начала поступления в надпоршневую полость топливовоздушной смеси и образования у продувочных окон зоны свежего заряда pi 

к т pi Vi  Vнsi

1  1 к т  1 Qтi  Vпi  ; (7.54)   M цвi   M нsi  к pi  i нsi т  pкi 

кs pкi Vкi

 1     M    V нsi кi  ,   кi 

(7.55)

1  кs

 р i где M нsi   кi  i   п f пi ср Wнsi – масса топливор 6 n  кi  воздушной смеси, поступившей в надпоршневую полость в pi течение расчетного промежутка времени;  нsi  – плотRs Т нsi ность топливовоздушной смеси в зоне свежего заряда; кs 1   к   2 кs р s  Wнsi  Rs Tкi 1   i  – скорость смеси в продувоч  кs 1 р   кi  

ном окне; Т нsi – среднее значение температуры смеси в зоне свежего заряда (Т нsi  Т кi ). Давление, температура, масса продуктов сгорания и свежего заряда, объем зоны свежего заряда в конце расчетного промежут268

ка времени в надпоршневом объеме: p(i+1) = pi   pi;

(7.56)

М(i+1) = Мi – Мцвi;

(7.57)

Мнs (i+1) = Мнsi + Мнsi;

(7.58)

T(i 1) 



p(i 1) V(i 1)  Vнs (i 1) Rт M (i 1)

Vнs (i 1) 

M нs (i 1)  нsi

.



;

(7.59) (7.60)

Давление, температура, масса смеси в кривошипной камере в конце этого же расчетного промежутка времени: pк(i+1) = pкi   pкi;

(7.61)

Мк(i+1) = Мкi –Мнsi;

(7.62)

Tк (i 1) 

pк (i 1) Vк (i 1) Rs M к (i 1)

.

(7.63)

Принятая схема протекания процессов в надпоршневой полости в начальный период ее продувки свежим зарядом в значительной степени условна, так как будет иметь место с первого же момента поступления свежего заряда в надпоршневую полость и его частичное перемешивание с продуктами сгорания. Зона смешивания будет интенсивно увеличиваться, охватывая все больший объем надпоршневой полости. Поэтому через 40–60 ПКВ от момента начала поступления свежего заряда в надпоршневую полость целесообразно перейти к однозонной модели, приняв температуру смеси свежего заряда и продуктов сгорания равной среднему значению: M i C pm пр.сг ti  M н si C pm s t кsi M i ti  M н si t нsi ; (7.64) t i   C pm см M i  M н si  M i  M н si Ti  ti  273 ,

(7.65)

где Срm пр.сг; Срm s; Срm см – средние молярные теплоемкости при постоянном давлении продуктов сгорания, топливовоздуш269

ной смеси и смеси свежего заряда и продуктов сгорания; M i , M н si – количество молей продуктов сгорания и свежего заряда в надпоршневой полости. Масса продуктов сгорания, вышедших из надпоршневой полости к этому моменту времени i N

M в (i 1)   M цвi  M e  M (i 1) .

(7.66)

i 1

С переходом к однозонной модели изменение давления в надпоршневой полости и в кривошипной камере в течение расчетного промежутка времени p i 

к тs pi Vi

1  к т  1 Qтi 1     M   M    V цвi нsi пi  ; (7.67)   к p  i нsi т i  pкi 

 кs pкi  1    M    V . нs i к i   Vкi   кi 

(7.68)

При этом на каждом расчетном шаге необходимо рассчитывать массовые доли свежего заряда qsi и продуктов сгорания qвi, количество продуктов сгорания и свежего заряда, уходящих из надпоршневой полости через выпускные окна. На первом расчетном шаге после перехода от двухзоной к однозонной модели массовые доли в смеси свежего заряда и продуктов сгорания: q si 

M нsi ; M i  M нsi

qвi = 1 – qsi;

(7.69) (7.70)

Масса свежего заряда и продуктов сгорания, вышедших из цилиндра через выпускные окна в течение первого расчетного промежутка времени: Мвsi = qsi Мвi;

(7.71)

Мвi = (1 – qsi) Мвi.

(7.72)

Масса газов в надпоршневой полости М (i+1); масса свежего заряда Мнs(i+1), поступившего из кривошипной камеры в надпоршневую полость; масса свежего заряда Мвs(i+1), ушедшего из надпоршневой полости; масса продуктов сгорания Мв(i+1), вы270

шедших из надпоршневой полости; масса смеси в кривошипной камере Мк(i+1) к концу расчетного промежутка времени: М(i+1) = Мi – Мвi + Мнsi;

(7.73)

Мнs(i+1) = Мнsi + Мнsi;

(7.74)

Мвs(i+1) = Мвsi + qsi Мвi;

(7.75)

Мв(i+1) = Мвi + (1– qsi) Мвi;

(7.76)

Мк(i+1) = Мкi – Мнsi.

(7.77)

Давление и температура газов в надпоршневой полости и в кривошипной камере определяются как и на предыдущих расчетных участках: p(i+1) = pi   pi; (7.78) T(i 1) 

p(i 1) V(i 1) 0,5 Rт  Rs  M (i 1)

;

(7.79)

pк(i+1) = pкi   pкi; Tк (i 1) 

pк (i 1) Vк (i 1) Rs M к (i 1)

(7.80) .

(7.81)

На последующих расчетных промежутках времени массовая доля свежего заряда в смеси газов в надпоршневой полости определяется с учетом потерь свежего заряда через выпускные окна, q s (i 1) 

M нs (i 1)  M вs (i 1) M (i 1)

;

(7.82)

Расчет процесса продувки заканчивается в момент перекрытия поршнем продувочных окон (точка V на рис. 7.6). Так как выпускные окна перекрываются поршнем на 15–20 ПКВ позже, чем продувочные (точка е на рис. 7.6) на участке IV имеет место потеря свежего заряда через выпускные окна. Кривошипная камера на этом участке (от точки V до точки е) не соединена с надпоршневой полостью и процессы газообмена продолжаются только в надпоршневой полости. Состав смеси газов в надпоршневой полости на участке IV (от точки V до точки е) не изменяется (qsi = const). 271

Изменение давления в надпоршневой полости на расчетном участке  к p 1 к  1 Qтi p(i 1)  т i   M вi   т  Vпi  . (7.83) Vi   i кт pi  К концу каждого расчетного участка масса смеси газов в надпоршневой полости М (i+1) = Мi – Мвi;

(7.84)

масса продуктов сгорания, ушедших из надпоршневой полости, Мв(i+1) = Мвi – (1– qsi) Мвi;

(7.85)

масса свежего заряда, ушедшего из надпоршневой полости, Мвs(i+1) = Мвsi + qsi Мвi;

(7.86)

масса свежего заряда, оставшаяся в надпоршневой полости, М н s (i 1)  М нsV  М вs (i 1) ,

(7.87)

где МнsV – масса свежего заряда, поступившего в надпоршневую полость до точки V. Заканчивается расчет процессов газообмена в надпоршневой полости в момент перекрытия поршнем выпускных окон (точка е на рис. 7.6). Проверка расчетов выполняется по балансу масс рабочего тела в надпоршневой полости в точке е и точке е, т.е. М е  М е .

(7.88)

Затем определяются показатели газообмена для кривошипной камеры и надпоршневой полости:  коэффициент наполнения кривошипной камеры Vк 

M кr  M кp 0 Vh

,

(7.89)

где Мкr – масса смеси в кривошипной камере в точке r (рис. 7.6); pV М кр  М кV  т V – масса смеси в кривошипной камере в точRsTкV ке р (рис. 7.6);  коэффициент наполнения надпоршневой полости

272

V 

М нse M нsV  M вse  ,  0 Vh  0 Vh

(7.90)

где M нse , M вse – масса свежего заряда в надпоршневой полости в точке е и масса свежего заряда, вышедшего из надпоршневой полости через выпускные окна до точки е;  коэффициент избытка продувочного воздуха 

M нsV ; 0 Vh

(7.91)

 коэффициент утечки продувочного воздуха 

M вse M нsV  M нse   1 V ; M нsV M нsV 

(7.92)

 коэффициент остаточных газов 

M e  M вe , M нse

(7.93)

где M вe – масса продуктов сгорания, вышедших из надпоршневой полости к точке е. При разработке блок-схемы алгоритма расчета и программы расчета процессов газообмена в кривошипной камере и надпоршневой полости целесообразно использовать те же символы, что и в случае расчета процессов газообмена в четырехтактном двигателе, придерживаясь их смыслового значения (табл. 6.2). Контрольные вопросы и задания 1. Объясните основные отличия в организации процессов газообмена двухтактных ДВС от газообмена четырехтактных ДВС. 2. Какие происходят процессы в надпоршневой полости на участке газообмена двухтактного ДВС? 3. Как определяют показатели процессов газообмена в двухтактных ДВС? 4. Представьте основные схемы продувки двухтактных ДВС. 273

5. Какие используются органы газораспределения в двухтактных ДВС? 6. Представьте диаграмму фаз газораспределения двухтактного ДВС. 7. Как осуществляется выбор фаз газораспределения в двухтактном ДВС? 8. Представьте последовательность расчета процессов газообмена в надпоршневой полости двухтактного ДВС. 9. Объясните особенности процессов газообмена в двухтактном ДВС с кривошипно-камерной продувкой. 10. Объясните особенности расчета процессов газообмена в двухтактном ДВС с кривошипно-камерной продувкой.

274

Глава 8 ГАЗОДИНАМИЧЕСКИЕ ПРОЦЕССЫ В ГАЗОВОЗДУШНЫХ КАНАЛАХ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ §1. Методы моделирования газодинамических процессов в газовоздушных каналах двигателей Процессы газообмена в надпоршневой полости двигателя сопровождаются сложными газодинамическими явлениями в выпускных и впускных каналах. Характер их протекания зависит от соотношения диаметров цилиндра и каналов, длины каналов, фаз газораспределения, частоты вращения коленчатого вала, нагрузки и других факторов. Накопление и систематизация экспериментальных данных по влиянию этих факторов на газодинамические явления в газовоздушных каналах, газообмен в надпоршневой полости двигателя позволяют в какой-то мере учитывать их при выборе параметров газовоздушных систем. Применение методов физического и математического моделирования процессов в надпоршневой полости и газовоздушных каналах двигателя заметно сокращает затраты времени на оптимизацию параметров газовоздушных трактов. Библиография по моделированию газодинамических процессов в газовоздушных каналах двигателей к концу 50-х годов прошлого столетия включала несколько десятков работ, к настоящему времени – сотни. Анализ этих работ представляет интерес скорее с точки зрения истории техники. Рассмотрим наиболее, характерные этапы исследований по моделированию газодинамических процессов в газовоздушных каналах, выбору параметров газовоздушных систем. Характерной особенностью работ до конца шестидесятых годов прошлого столетия является стремление исследователей получить возможно более простое решение. Это вполне объяснимо, так как один из основных критериев оценки предлагаемых зависимостей, решений – возможность их использования в инженерной практике, т.е. возможность решать уравнения доступными для того времени средствами вычислений. Решение задач не275

стационарной газовой динамики в достаточно полном объеме применительно к газовоздушным каналам двигателей требует значительного объема оперативной памяти ЭВМ, не говоря уже о необходимости разработки сложнейших алгоритмов и программ расчета. Именно с этих позиций, т.е. исходя из конкретных условий работы исследователей, необходимо, на наш взгляд, подходить к оценке работ тех лет. Из многочисленных работ последующих лет моделированию процессов в газовоздушных каналах дизелей с газотурбинным наддувом следует выделить работы профессора Симсона А.Э. [1, 2], сыгравших заметную роль в теории и практике отечественного дизелестроения. В основу модели положены уравнения объемного баланса профессора Глаголева Н.М. [3]. Изменение давления газов в цилиндре и в газовоздушных каналах определяется совместным решением дифференциальных уравнений объемного баланса для надпоршневой полости и газовоздушных каналов. Предполагается, что давление в объемах газовоздушных каналов одинаково и изменяется только в зависимости от времени, поток газа через границы каналов (клапан, сопловую решетку турбины и т.п.) в течение расчетного промежутка времени – установившийся. Правомерность этих допущений подтверждается достаточно хорошим совпадением расчетных и экспериментальных кривых изменения давлений газа в каналах, значений мощности турбины и нагнетателя в двигателях с относительно короткими каналами, соединяющими цилиндр с коллекторами, когда продолжительность такта выпуска или впуска в 6–8 раз больше времени прохождения возмущением канала от клапана до входного отверстия. Широкое внедрение в инженерную практику ЭВМ позволило решать задачи моделирования газодинамических процессов в каналах без грубой схематизации явлений. В сравнительно короткий промежуток времени было выполнено ряд разработок за рубежом и в СНГ, которые явились заметным шагом вперед. Продолжаются интенсивные разработки в этой области и сегодня. Одними из основных при этом являются задачи моделирования течения газа на границах каналов, в узлах разветвлений, совершенствование алгоритмов и программ расчетов. 276

§2. Основные посылки моделирования неустановившегося течения газа в газовоздушных каналах двигателей Трудности математического моделирования газодинамических процессов в газовоздушных каналах двигателей связаны в основном с моделированием граничных условий течения газа, прохождения волн сжатия и разрежения через участки канала переменного сечения, участки с разветвлением каналов. Рассмотрим физику явлений а характерного случая неустанор0 , Т 0 р1 , Т 1 вившегося течения газа в трубе а (рис. 8.1). Цилиндрическая труба разделена диафрагмой а-а. По р0 , Т 0 одну сторону диафрагмы давлер1 , Т 1 C0 ние и температура газа р0, Т0, по b D другую – р1, Т1. При мгновенном р2 , раскрытии диафрагмы (t  0) влер0 , Т 0 Т2 р2, Т2 р1, Т1 во от диафрагмы образуется волC0 -W b на разрежения, вправо – ударная D волна. При медленном раскрытии диафрагмы вправо от диаC0 W фрагмы образуется волна сжатия. В волне разрежения происРисунок 8.1 – Изменение параметров ходит адиабатное расширение гагаза в цилиндрической трубе за от давления р0 до давления р2. при разрыве диафрагмы Изменение скорости газа в волне разрежения равно скорости газа за волной W (волна разрежения распространяется в покоящемся газе). Скорость фронта волны разрежения равна скорости звука в покоящемся газе перед волной – С0, скорость основания волны – (С0 – W). Поэтому волна разрежения с течением времени расширяется. В ударной волне, перемещающейся по неподвижному газу со скоростью D, происходит сжатие газа от давления р1 до давления р2 и увеличение скорости газа. За ударной волной газ движется в направлении распространения ударной волны с той же скоростью, что и за волной разрежения. Температура газа за ударной волной Т2 отлична от температуры газа Т2 за волной 277

разрежения, то есть имеет место тангенциальный разрыв (скачок температур b–b, который перемещается вместе с газом со скоростью W). В случае волны сжатия (при медленном раскрытии диафрагмы) в волне сжатия будет происходить адиабатное сжатие газа от давления р1 до давления р2 и увеличение скорости газа до значения, соответствующего скорости газа за волной разрежения. Фронт волны сжатия перемещается по неподвижному газу со скоростью, соответствующей скорости распространения звука в газе перед фронтом волны. В отличие от волны разрежения волна сжатия имеет тенденцию к уменьшению протяженности (ширина зоны, в которой происходит изменение параметров газа, с течением времени уменьшается), переходя в ударную волну. Между волной разрежения и ударной волной находится зона установившегося течения с постоянными параметрами газа, движущегося в направлении распространения ударной волны с постоянной скоростью W. Любое другое предположение нереально. Отличие, например, скорости потока за образовавшимися волной разрежения и ударной волной предопределит образования скачка давления, который совпадает с начальной волной разрежения или ударной волной (волной сжатия). Для определения скорости распространения ударной волны, изменения скорости газа в ударной волне (волне сжатия) и волне разрежения воспользуемся основными положениями теоретической физики [4, 5]. Скорость распространения ударной волны D

1 1

р2  р1 , V1  V2

где 1 – плотность газа впереди ударной волны; объем газа впереди и за ударной волной. Изменение скорости газа в ударной волне W

 p2  p1  V1  V2  .

(8.1) V1, V2

– удельный

(8.2)

С уменьшением интенсивности ударной волны (отношения давления за волной к давлению газа перед волной) уравнение (8.2) в пределе приводится к виду: 278

dW   dр dV 

C d dp  .  C

(8.3)

При преобразовании уравнения (8.3) использована зависимость для скорости звука: C 2  dp/d .

(8.4)

Профиль волны сжатия (под профилем волны понимаем распределение различных параметров – скорости, плотности и т.п. – в направлении распространения волны) может быть представлен как ряд бесконечно малых возмущений, следующих друг за другом и распространяющихся со скоростью равной местной скорости звука. Тогда изменение скорости газа в волне сжатия к 1   2к   C d 2 p W    C1  2   1   к  1  p1  p1  

p2

(8.5)

или 2 C2  C1 , к 1 где С2 – скорость звука в газе за волной сжатия. При решении интеграла использовалась зависимость W 

C 2  C12 /1 к 1 .  2 /

D/C1

0,9

2,6  2 / 2,2

0,8 D/C1 W/W

1,8

1,1

1,4

W/W 1,0

1,0 3

5

7

9 p 2 /p1

Рисунок 8.2 – Соотношение параметров газа в ударной волне и волне сжатия

279

(8.6)

(8.7)

Соотношение параметров газа в ударной волне и волне сжатия зависит от отношения давления за волной и перед волной. На рис. 8.2 представлены соотношения некоторых параметров газа в ударной волне и волне сжатия в зависимости от отношений давлений р2/р1 для идеального двухатомного газа, при постоянном давлении

dp

за ударной волной и волной сжатия (р2 = 105 Па) и постоянной температурой газа впереди волны (Т1 = Т0 = 288 К). Скорость распространения звука в газе перед волной, а соответственно и скорость фронта волны сжатия, сохранялись постоянными (С1 = = 341 м/с). Интенсивность волны сжатия определялась давлением газа перед волной р1. С увеличением интенсивности ударной волны ее скорость возрастает. Увеличение плотности газа в ударной волне 2 вследствие большего повышения температуры, чем в волне сжатия, несколько меньше. В волне сжатия плотность изменяется по адиабате. Отношение плотности газа за ударной волной 2 к плотности газа за волной сжатия 2 с увеличением интенсивности волны уменьшается. Скорости газа за ударной волной W и волной сжатия W до отношений давлений р2/р1 = 2,5 практически совпадают, а затем изменение скорости газа в ударной волне возрастает заметно быстрее, чем в волне сжатия. В случае волны разре1 2 жения для определения изp0, T0, W0 = 0 р1 менения скорости газа в волне будем рассматривать профиль волны разрежения, t=0 как и волны сжатия, состоящим из бесконечно маp0 , T 0 р1 лых разрывов (возмущеС0 ний), следующих друг за t>0 С С1 другом (рис. 8.3). За волной p0 , T 0 р1 разрежения, образовавшейся в трубе 1 после разрыва W1 диафрагмы 2, устанавливается поток с постоянными х параметрами. Запишем dх уравнения второго закона Рисунок 8.3 – Схема изменения параметров Ньютона для одного из беспотока в волне разрежения: конечно малых разрывов 1– труба; 2 – мембрана волны разрежения f dp   f dx 

dW dx   f  dW dt dt 280

или dW  

dр , C

где f – площадь поперечного сечения трубы; dx – перемещение разрыва за время dt;  – плотность газа впереди разрыва; dW – изменение скорости газа при прохождении разрыва; C = dx/dt – скорость перемещения разрыва (скорость звука в газе впереди разрыва). Полное изменение скорости газа в волне разрежения, соответствующее изменению давлению от р0 до р1 р0

dр 2 C0  C1  ,  C  к  1 р1

W 

(8.8)

где С1 – скорость звука в газе за волной разрежения. В волне разрежения, как и в волне сжатия, изменение скорости потока газа определяется скоростью звука в газе перед волной и за волной. К этому же выводу мы придем, если будем исходить из уравнения неразрывности и уравнения Эйлера при отсутствии внешних сил применительно к условиям одномерного течения газа:     W    0, (8.9) t х W W 1  р W   0. t х  х

(8.10)

Общее решение уравнений (8.9) и (8.10) предложено Б. Риманом [6] и может быть представлено следующим образом [7]: dр dр   ,  C

(8.11)

х  t W  C   f W  ,

(8.12)

W   C

где f(W) – произвольная функция скорости. Изменение параметров потока газа в волнах сжатия или разрежения, перемещение волн по трубопроводу может быть опре281

делено с помощью уравнений (8.11) и (8.12). Следует обратить I внимание на использоII вание законов сохранеp1,T1 ния (массы, движения, II p0,T0 I энергии) применительно к неустановившемуся p0,T0 p1,W1 = 0 потоку газа. Рассмотрим C  2 a C1 l/C1>t>0 для примера изменение p0,T0 параметров потока в p2,T2 p2,T2 p1,W1 = 0 трубе постоянного сечеa ния после удаления W2 пробки на входе в трубу x (рис. 8.4). Давление газа Рисунок 8.4 – Схема изменения параметров в трубе до открытия потока в волне сжатия пробки меньше давления окружающей среды (р1  р0, Т1 = Т0). После удаления пробки в трубе образовалась волна сжатия, фронт которой перемещается по неподвижному газу со скоростью звука С1. Скорость гребня волны сжатия С2 (С2  С1). Разрыв температуры (а–а) перемещается за волной сжатия со скоростью потока, разделяя газ, находящийся в трубе до открытия пробки и втекающий в трубу после открытия пробки. Температура газа слева от разрыва a–a меньше Т0 (Т2  Т0), так как газ адиабатически расширяется от давления р0 до давления р2, и тем более меньше температуры газа справа от разрыва (Т2  Т2), так как в волне сжатия газ адиабатически сжимается от давления р1 до давления р2. Поэтому температура газа за волной сжатия до разрыва температуры а–а будет больше начальной температуры газа (Т2  Т1 = Т0). Законы сохранения для волны сжатия (зона между фронтом и гребнем волны сжатия) в системе координат перемещающихся с волной сжатия, если не учитывать деформацию волны, можно записать следующим образом: 1 C1   2 C 2 , (8.13) р1  1 C1 2  р2   2 C2 2 ,

282

(8.14)

C12 C2 2 , (8.15) i1   i2  2 2 где i1, i2 – энтальпия газа перед волной сжатия и за волной сжатия. В волне сжатия происходит разгон газа до скорости

2 C2  C1  . (8.16) к 1 За волной сжатия перемещается зона с неизменными параметрами (р2, Т2, W2). На входе в трубу (участок I-II) происходит расширение газа, разгон газа до скорости W2, формируется поток втекающего в трубу газа. Скорость потока в сечении II-II определяется из уравнения сохранения энергии для установившегося течения (участок I-II): W2 

W2 2 i0  i2  2

(8.17)

или W2  2 i0  i2  

2 C02  C 22 , к 1





(8.18)

где i0, i2 – энтальпия газа на входе в трубу (сечение I-I) и в трубе (сечение II-II). При преобразовании использована зависимость для идеального газа к C2 , (8.19) i  сΤ RΤ к 1 к 1 где ср – удельная массовая теплоемкость газа при постоянном давлении. Изменение скорости газа на входе в трубу (участок I–II) и в волне сжатия равны, так как между волной сжатия и сечением II–II установилась зона течения с постоянным значением параметров потока. Однако природа явления на срезе трубы и в волне сжатия различна, различна и форма зависимостей, определяющих изменение скорости потока. Представленная выше схема процессов неустановившегося течения газа может быть проверена и на физической модели [8]. Экспериментальная установка представляет собой бак, к которо283

му подсоединяется труба (рис. 8.5). В баке и в трубе установлены тензодатчики давлений 1, 2, 3 и скорости 4, сигналы от которых через блок усилителей поступают на осциллограф. Между трубой и баком устанавливается узел диафрагмы а–а, обеспечивающий раскрытие диафрагмы и включение с некоторым опережением по отношению к моменту раскрытия диафрагмы осциллографа, регистрирующего изменение давления и скорости потока газа в трубе. На свободном конце трубы для предотвращения срыва потока устанавливается конфузор. Воздух из бака откачивается вакуумным насосом. При достижении в баке требуемого разрежения замыкается электрическая цепь пуска осциллографа и узла разрыва диафрагмы. 1

2

а

3 l = 2м р0,Т0

р1,Т1 а

2 1 4

4

t1

pp 0 -p 1 3 5 W1 t=2мс

t2

Рисунок 8.5 – Схема установки и осциллограммы изменения параметров потока газа в цилиндрической трубе после раскрытия диафрагмы при разности давлений на диафрагме p = 0,98·104 Па: 1, 2, 3 – тензодатчики давления и соответствующие им кривые изменения давления; 4 – датчик скорости и соответствующая ему кривая изменения скорости потока газа в трубе; 5 – отметка времени

Давление в баке, вследствие большого объема бака и малых скоростей потока в начальный период разгона газа изменяется незначительно. Образовавшаяся при раскрытии диафрагмы волна разрежения проходит датчик давления 2 и через время t1 подходит к датчику давления 3. Скорость перемещения фронта волны разрежения равна скорости распространения звука в покоящемся газе пе284

ред диафрагмой. Датчик скорости регистрирует изменение скорости газа в волне разрежения. За волной разрежения скорость потока газа равна изменению скорости потока в волне разрежения (волна разрежения распространяется по покоящемуся газу). Значения скорости и давления за волной разрежения в сечении, соответствующем установке тензодатчика и датчика скорости, сохраняются постоянным, то есть за волной разрежения образуется зона установившегося течения. При движении волны разрежения вправо от диафрагмы скорость переднего фронта волны разрежения соответствует скорости распространения звука в покоящемся газе перед волной. В данном случае (р0 = 105 Па, Т0 = 290 К) скорость распространения звука С0 = 342 м/с. Скорость звука может быть непосредственно определена и из осциллограммы:





C0  l / t1  2 / 5,89 10 3  340 м/с .

С подходом волны разрежения к открытому концу трубы образуется волна сжатия. Скорость движения переднего фронта волны сжатия относительно движущегося газа впереди волны также будет равна скорости звука, то есть, C1  C0  р1 /

к 1 р0 2 к



1, 41 21, 4

 342 0,9 / 1

 337 м/с .

Относительно неподвижной системы координат скорость волны сжатия будет больше на величину скорости потока газа за волной разрежения, которая равна изменению скорости газа в волне разрежения: W1  l / t 2  C1 

2  337  24 м/с . 5,54 10 3

Изменение скорости потока газа в волне разрежения может быть определено и по значениям скорости звука в газе впереди волны и за волной разрежения: 2 C0  C1   5 342  337  25 м/с . к 1 Точность определения скорости потока газа за волной разрежения по осциллограмме зависит, в основном, от точности опW1 

285

ределения t2. При этом необходимо учитывать, что вследствие инерционности механической системы осциллографа, масштаб времени на различных участках осциллограммы не одинаков. В начальный момент после пуска осциллографа он заметно меньше. С уменьшением времени опережения пуска осциллографа по отношению к моменту раскрытия диафрагмы погрешность определения скорости потока газа за волной разряжения вследствие нестабильности масштаба времени возрастает. К особенностям изменения давления в волне разрежения, регистрируемом тензодатчиком 2, следует отнести также наличие небольшой ступеньки, после которой давление в волне разрежения продолжает падать до значения, соответствующего давлению в баке. Возникновение ступеньки обусловлено наличием между баком и диафрагмой участка трубы небольшой длины, необходимого для размещения узла диафрагмы. С увеличением длины участка между баком и диафрагмой ступенька в изменении давления в волне разрежения, возрастает. На рис. 8.6 показана схема установки и осциллограмма изменения параметров потока (давления и скорости), когда между диафрагмой и баком длина трубы составляет 1 м. В отличие от ранее рассмотренного случая с раскрытием диафрагмы образуется волна сжатия, давление в которой изменяется от давления р1 (давление в баке до раскрытия диафрагмы) до давления р2 за волной сжатия. В волне сжатия происходит адиабатное сжатие газа от давления р1 до давления р2 и увеличение скорости потока газа, соответствующей скорости потока газа за волной сжатия (волна сжатия распространяется по покоящемуся газу в сторону бака). Скорость переднего фронта волны сжатия равна скорости распространения звука в газе перед волной. Вправо от диафрагмы распространяется по покоящемуся газу с параметрами р0, Т0 волна разрежения. Давление в волне разрежения падает от давления р0 до давления р2 за волной сжатия. Изменение скорости газа в волне разрежения равно скорости потока газа за волной разрежения (волна разрежения также распространяется по покоящемуся газу). Между волной сжатия и волной разрежения образуется зона установившегося течения газа со скоростью W1 при давлении р2. Температура газа в зоне установившегося течения в общем слу286

чае не одинакова, т.е. будет иметь место разрыв значений температуры. 1

l1 = 1 м 2

3

l

р0 , Т 0 р1 , Т 1 3 р3 = р0 – р3

4 2

р1 = р0 – р2

р = р0 – р1

W1 W1

1 4

W1

р2 = р2 – р1 t = 2 мс

5

Рисунок 8.6 – Схема установки и осциллограмма изменения параметров потока газа в цилиндрической трубе после раскрытия диафрагмы при p = 0,98·104 Па: l = 1 м, l = 2 м, обозначения те же, что и на рис. 8.5

Параметры потока в зоне установившегося течения могут быть определены из условия равенства изменения скоростей газа в волне сжатия и в волне разрежения. Если бы изменение скорости газа в волне сжатия и в волне разрежения были бы не равны, на осциллограмме были бы не постоянны скорость и давление в зоне установившегося течения газа (рис. 8.6). Изменение скорости газа в волне разрежения 2 C0  C2  , к 1 где С2 – скорость звука в газе за волной разрежения. Изменение скорости газа в волне сжатия W 

W 

2 C2  C1  , к 1

где С2 – скорость звука в газе за волной сжатия. Приравняв правые части этих уравнений, мы приходим к уравнению 287

к 1

к 1

С0  С1  С 2  С 2  С0  р 2 / р0  2 к  С1  р2 /р1  2 к ,

(8.20)

решая которое относительно р2 приходим к зависимости: 2к  к 1

 C0  C1  р 2  р0  к  1    C0  C0  р0 /р1  2 к 

.

(8.21)

По условиям опыта начальная температура в баке равна температуре окружающей среды (Т1 = Т0 = 290 К), а следовательно и С0 = С1. Давление в зоне постоянного течения  р2  10

5

2 1, 4  1, 41

342  342



1, 41  2 1, 4 

 0,95 105 Па ,

  342  3421 / 0,9 что практически совпадает с экспериментальным значением давления р2. Определив давление газа в зоне установившегося течения, находим скорость распространения звука в газе за волной сжатия или волной разрежения, а затем скорость газа в зоне установившегося течения. Волна сжатия на входе в бак преобразуется в волну разрежения со скачком давления р2 = р2 – р1 перемещающегося от бака к открытому концу трубы. Скорость потока W2 в зоне установившегося течения за этой волной разрежения возрастает. С подходом первой волны разрежения к открытому концу трубы у открытого конца трубы образуется волна сжатия, которая будет перемещаться к баку. Давление р3 за этой волной сжатия будет меньше, чем давление Р0 на входе в трубу. Разность давлений на входе р3 = р0 – р3 будет соответствовать скорости втекания газа в трубу W3. Граничные условия течения газа у свободного конца трубы могут быть установлены на основании анализа осциллограммы, представленной на рис. 8.5. Более наглядно изменение параметров потока газа у входа в трубу может быть определено экспериментально на установке, представленной на рис. 8.7. Диафрагма в этом случае устанавливается у открытого конца трубы. Впереди диафрагмы размещается тензодатчик давления 1 и датчик 3 ско288

рости термоанемометра. Так как диафрагма установлена на некотором расстоянии от открытого конца трубы, то при ее раскрытии образуется и волна разрежения, перемещающаяся к открытому концу трубы, и первая волна сжатия, перемещающаяся вправо. Волна разряжения на входе в трубу преобразуется во вторую волну сжатия, следующую за первой и обуславливающую ступеньку на кривой давления, регистрируемой датчиком 2. Время между первой и второй волной сжатия соответствует времени прохождения волны разрежения от диафрагмы до открытого конца и волны сжатия от открытого конца до места установки диафрагмы. Давление за второй волной сжатия, образовавшейся у открытого конца трубы, как и скорость потока газа, сохраняется постоянным, то есть у открытого конца трубы течение газа соответствует условиям установившегося течения. Перепад давления на входе в трубу р2 = р0 – р2. Давление в зоне установившегося течения – р2, скорость потока – W1. При подходе волны сжатия к закрытому концу трубы образуется отраженная волна сжатия, регистрируемая датчиком 2. 2

1 р0,Т0

р1,Т1 3

р2=р0-р2

р1=р0-р1 1

3

2

W1

4

t=2мс

Рисунок 8.7 – Схема установки и осциллограмма изменения параметров потока газа в цилиндрической трубе после раскрытия диафрагмы при р = 0,98·104 Па: 1, 2 – тензодатчики давления и соответствующие им кривые изменения давления; 3 – датчик скорости термоанемометра и соответствующая ему кривая изменения скорости потока газа в трубе; 4 – отметка времени

289

Скорость потока газа за второй волной сжатия равна сумме изменения скорости газа в первой и второй волнах сжатия, т.е. 2 C2  C1   2 C2  C2  , (8.22) к 1 к 1 где С2 – скорость звука в газе между волнами сжатия и разрежения, образовавшихся в момент раскрытия диафрагмы; С1 – скорость звука в газе при параметрах, соответствующих р1, Т1; С2 – скорость звука в газе за второй волной сжатия. Из условия стационарного течения газа у открытого конца трубы скорость потока газа W1 

2 C0 2  C3 2 , (8.23) к 1 где С3 – скорость звука в газе, втекающем в трубу из окружающей среды (в зоне установившегося течения с давлением р2). Так как С3 = С2, скорость звука в газе за второй волной сжатия определяется совместным решением уравнений (8.22) и (8.23): W12 

C2 





2 21  к  2 к  1 2 C1  C1  C0 . 2 к 1 к  1 к  1

(8.24)

Условию задачи соответствует значение С2 > С1 (скорость звука в газе за волной сжатия больше скорости звука в газе перед волной). В общем случае С3  С2, т.е. имеет место разрыв значений температуры газа, который перемещается с потоком со скоростью W1. Давление в трубопроводе за второй волной сжатия в этом случае также определяется из уравнений (8.22) и (8.23): 2

к 1 к 1  2    C12  р2 / р1  2 к  1  C02 1   р2 / р0  к  к 1    

(8.25)

или 2к  к 1

2  1 1  1 b   р2  р1      1  a 1  a 1  а    

290

,

(8.26)

к 1 к 1 2 где а  С0 / С1   р1 / р0  к ; b  к  1 С0 / С1 2 . 2 2 Условиям задачи соответствуют соотношения давлений р 0  р 2  р 1. Для условий данной задачи (р0 = 0,998105 Па, Т1 = Т0 = = 290 К, р = 0,98104 Па): 2  1, 4  1, 41

2  1 1  1  0,2   р2  0,9 10      1,194  1,194  1,194    5

 0,975 105 Па ,

что близко к значениям давления по осциллограмме. Представленные выше соотношения позволяют решить задачи разгона и торможения газа в каналах, моделировать процессы на границах каналов. Граничные условия течения газа через клапаны зависят от соотношения давления в каналах и цилиндре, соотношения площади эффективных проходных сечений клапанов и площади поперечного сечения канала, подходит к клапанам волна сжатия или разрежения. Граничные условия течения газа у открытого конца канала определяются подходом волн сжатия и разрежения, гидравлическими сопротивлениями на входе. Поэтому одной из основных особенностей течения газа в каналах двигателей является то, что граничные условия течения газа через клапаны, на входе в канал изменяются, то есть на каждом расчетном шаге необходимо уточнять граничные условия течения газа. §3. Процессы разгона газа в газовоздушных каналах двигателей Аналогом процессов разгона воздуха во впускном канале двигателя могут быть процессы разгона воздуха в цилиндрической трубе 1, подсоединенной к цилиндру 2, давление в котором поддерживается постоянным путем перемещения поршня 3 с определенной скоростью Сп, значение которой зависит от скорости втекания воздуха (рис. 8.8). Под термином разгон газа понимается увеличение скорости потока газа от 0 до значений, соответствующих установившемуся течению. Процессы разгона газа 291

в трубе постоянного сечения представляют собой систему волн разрежения и сжатия, поочередно проходящих по трубе [8]. Волны разрежения образуются у конца трубы с низким давлением (сечение b–b) и перемещаются к открытому концу трубы (сечение а–а), у которого поддерживается высокое давление. Волны сжатия образуются у открытого конца трубы (сечение а–а) с высоким давлением и перемещаются к концу трубы (сечение b–b), у которого поддерживается низкое давление. Скорость фронта волн сжатия или разрежения относительно газа впереди волны соответствует местной скорости звука. Изменение скорости газа в волне разрежения или сжа2 a 1 р1,Т1 тия определяется скоростью b р0,Т0 Сп звука в газе впереди и за волной. За волнами сжатия 4 l a 3 или разрежения образуются b t=0 зоны течения с постоянными р0,Т0 р1,Т1 параметрами потока газа. В C0 каждой из волн, будь-то волl/C0>t>0 W1 на сжатия или разрежения, р0,Т0 скорость газа возрастает, пер1,Т1 C1–W1 репад давлений газа в волне соответственно уменьшаетW1 ся. Этот процесс продолжаl l l  t  W2 C2+W2 C0 C1W1 C0 ется до тех пор, пока скоC +W р0,Т0 1 1 р2,Т2 рость потока газа не достигр1,Т1 нет значений, соответствующих установившемуся течению газа для конкретноW2=W1+W2 W1 го перепада давлений в труl l l l l   t   C2–W2 C0 C1W1 C2W2 C0 C1W1 бе. р ,Т 2 2 W3 р0,Т0 Рассмотрим процессы C1–W3 р1,Т1 разгона газа в цилиндрической трубе (рис. 8.8) длиной l W3=W2+W3 при постоянных значениях W2 давления и температуры газа у концов трубы (р0, Т0 – у входа в трубу (сечение а–а); Рисунок 8.8 – Изменение параметров р1, Т1 – у выхода из трубы потока газа в трубе 292

(сечение b–b). На входе трубы, во избежание срыва потока установлен конфузор, у второго конца трубы (сечение b–b) у цилиндра – диафрагма 4. Гидравлическими потерями, которые обусловлены трением потока газа о стенки, пренебрегаем. При длине трубы l  1,5 м этот вид гидравлических потерь незначителен, нас же, в основном, интересует физика явления. Давление и температура газа в трубе в начальный момент времени (t = 0) соответствует параметрам газа у входа в трубу (сечение а–а). При раскрытии диафрагмы в сечении b–b (t  0) образуется волна разрежения. Передний фронт волны перемещается по газу со скоростью, соответствующей скорости звука в газе перед волной – С0. В волне разрежения происходит адиабатное расширение газа от давления р0, соответствующего давлению у открытого конца трубы, до давления р1 за волной разрежения, и изменение скорости газа на величину W1, равную скорости газа за волной разрежения – W1 (волна разрежения распространяется по покоящемуся газу). Скорость основания волны – (С1 – W1). Температура газа за волной разрежения Т1 соответствует адиабатному расширению газа от давления р0 до давления р1и в общем случае будет отлична от температуры газа Т1 в цилиндре 2, в который происходит втекание газа из трубы 1, то есть будет иметь место скачок значения температуры газа в цилиндре 2. При торможении потока газа в цилиндре кинетическая энергия потока преобразуется в тепловую и температура заторможенного потока газа восстановится до начальной (Т0). Изменение скорости газа в волне разрежения с учетом изменения плотности и скорости звука в волне разрежения р1

dр 2 C0  C1 .  C  к  1 р2

W1   

Если не учитывать изменение в волне разрежения плотности, то изменение скорости потока в волне разрежения W1  р / C0  0    р1  р0  / C  0  . На рис. 8.9 показано изменение скорости истечения идеального двухатомного газа W в зависимости от отношения давлений 293

в случае установившегося течения газа в трубе после процесса разгона и в волне разрежения W1. Начальные параметры газа соответствуют р0 = 105 Па, Т0 = 288 К. Изменение скорости газа в W, волне разрежения с учетом измем/с нения плотности и скорости звука 240 W в волне W1 (W1), до отношения 200 давлений р1/р0 = 0,9 практически совпадает с изменением скорости 160 W1 (W1), определенной без учета изменения плотности и скорос120 W1 ти звука в волне разрежения. С W1 80 уменьшением отношений давлений за волной к давлению перед 40 волной разрежения влияние изменения плотности и скорости звука 0,6 0,7 0,8 0,9 р1 р 0 в волне на изменение скорости гаРисунок 8.9 – Зависимость скорости за в волне возрастают. потока газа от отношения давлеСкорость газа при устаноний при условии установившего- вившемся истечении после прося течения (W ) и в волне разрецесса разгона газа в трубе W знажения (W1 и W1) чительно выше, чем изменение скорости в волне разрежения при тех же значениях отношений давлений. С увеличением отношения давлений р1/р0 влияние неустановившегося характера течения газа возрастает. При отношении давлений р1/р0 = 0,8 отношение W/W1  3,5, при р1/р0 = 0,98 – W/W1  11,5. Процесс разгона газа в волне разрежения продолжается до подхода волны разрежения к открытому концу трубы. С подходом волны разрежения (рис. 8.8, t  l/С0) происходит падение давления у входа в трубу, газ из окружающей среды вследствие разностей давлений начинает втекать в трубу. В случае установившегося течения после завершения процесса разгона давление в трубе равно давлению среды, в которую происходит истечение газа, если не учитывать потери на сопротивление.

294

На входе в трубу происходит расширение газа до давления р1 и работа расширения газа при этом равна изменению кинетической энергии потока газа. Подобная схема втекания газа в трубу при подходе волны разрежения к входу в трубу исключается. Скорость газа за волной разрежения значительно меньше скорости газа установившегося течения, соответствующего перепаду давлений на концах трубы. Вследствие инерции столба газа в трубе произойдет торможение газа, втекающего в трубу из окружающей среды, образуется волна сжатия. Передний фронт волны сжатия будет перемещаться относительно газа впереди волны со скоростью, соответствующей скорости звука в газе перед волной. Между входом в трубу и волной сжатия образуется зона постоянного течения газа с постоянным давлением р2 и температурой Т2, которая действует как поршень на газ впереди волны сжатия. На входе в трубу происходит расширение газа только до давления р2 (рис. 8.8). Скорость газа в трубе за волной сжатия может быть определено из уравнения сохранения энергии для установившегося потока (за волной сжатия устанавливается зона установившегося течения с давлением р2): W0 2 W2 2 , i0   i2  2 2 где i0, i2 – энтальпия газа окружающей среды и газа в трубе; W0, W2 – скорость газа до трубы и в трубе. Так как втекание в трубу происходит из покоящейся среды (W0 = 0), скорость газа в трубе

W2  2 i0  i2  

2 C0 2  C2 2 , к 1





где С2 – скорость звука в газе за волной сжатия. Изменение скорости газа в волне сжатия относительно газа впереди волны 2 C2  C1  к 1 и скорость газа за волной сжатия W2 

W2  W1  W2 . 295

Для определения скорости звука за волной сжатия необходимо решить систему уравнений: W2 2 

2 C0 2  C2 2 , к 1





2 C2  C1 . к 1 После преобразований приходим к квадратному уравнению: W2  W1 

C2 2  2

к 1 2  C1 C2  W1  к 1 к 1 

2



к  1 W  2 C   к  1 C 2  0  1 1 0 2к  1  к 1  к 1

,

(8.27)

решая которое находим скорость звука за волной сжатия: С2  

к 1 2  C1   W1  к  1 к 1  3



к  1 2 к  1  2  C0  W  C   1 1 к 1 к 1  2к  12 

2

.

(8.28)

Решение уравнение (8.28) допускает два значения скорости, из которых нас интересует значение, соответствующее изменению параметров газа за волной сжатия, то есть условию С2  С1. Этому условию соответствует положительное значение корня. Давление газа за волной сжатия определяется зависимостью: C 2  C1  р2 /

к 1 р1 2 к



или р2 

2к р1 C2 / C1 к 1 .





(8.29)

При отношениях давления перед волной сжатия к давлению за волной сжатия р1/р2  0,9 давление газа за волной сжатия приближенно может быть определено из уравнения

р2  р1  1 С1 W2 . 296

(8.30)

С подходом волны сжатия к противоположному концу трубы (t  l/С0 + l/(С1 + W1)) снова образуется волна разрежения, которая перемещается к открытому концу трубы. Давление газа за волной разрежения равно давлению среды, в которую происходит втекание газа, скорость газа за волной разрежения 2 C2  C1  . к 1 С каждым пробегом волны сжатия или разрежения изменение параметров потока газа в волне (давления, температуры, скорости) уменьшается, параметры потока газа приближаются к значениям, соответствующим стационарному течению при принятом перепаде давлений на концах трубы. На рис. 8.10 представлены 3 t10 ,с результаты расчетов процесса 4 разгона идеального двухатомно100 го газа в цилиндрической трубе без учета гидравлических потерь 3 80 при условиях, соответствующих 60 рис. 8.8. Начальные параметры газа на входе в трубу сохраня2 40 лись постоянными (р0 = 105 Па, Т0 = 290 К). Продолжительность 20 1 процессов разгона газа определялась до значений скорости, 2 4 l, м 3 1 соответствующей 99,5 % значеРисунок 8.10 –Зависимость времени ния скорости установившегося разгона газа от состояния течения. Давление газа в баке р1 покоя до значений скорости изменялось в пределах от 105 Па стационарного течения от до 5,85103 Па. длины трубы и отношения В системе координат t–х давлений на концах трубы: 1 – р1/р0 = 0,0585; 2 – р1/р0 = 0,5; продолжительность разгона газа до значений скорости, соответ3 – р1/р0 = 0,6; 4 – р1/р0 = 0,9 ствующей стационарному течению газа при принятом отношении давлений на концах трубы (р1/р0), представляет линейную зависимость от длины трубы (рис. 8.10). W3  W2 

297

Этого и следовало ожидать, так как рассматриваемое течение газа в трубе является автомодельным (изменение параметров газа в трубе зависит от координаты х и времени t только в виде их отношения х/t). С увеличением перепада давлений на концах трубы (уменьшением отношения р1/р0) продолжительность разгона газа уменьшается и тем в большей степени, чем меньше отношение р1/р0. При достаточно малых значениях отношения давления р1/р0, соответствующих равенству C0 2  C12 

2 C0  C1 2 к 1

или 3к C0 к 1 изменение скорости в волне разрежения будет соответствовать скорости стационарного течения газа при этом же отношении давлений (р1/р0 = = 0,0585 – для идеального двухатомного газа), то есть продолжительность процесса разгона будет равна времени прохода волной разрежения трубы от диафрагмы до открытого конца. Наглядно решение задачи разгона газа в трубе постоянного сечения от состояния покоя до значения скорости стационарного течения может быть представлено характеристиками (рис. 8.11), угловые коэффициенты которых соответствуют скорости распространения волн сжатия или разрежения относительно неподвижной системы координат. В рассмотренном примере за волной сжатия, соответствующей характеристике 9, скорость течения газа составляет 0,995 скорости стационарного течения газа при данном перепаде давлений на концах трубы (р = 0,2104 Па, l = 1 м). Применительно к условиям во впускных коллекторах двигателей внутреннего сгорания, если исходить из приведенных данных, продолжительность разгона газа до значений скорости, соответствующей стационарному течению может оказаться соизмеримой с продолжительностью процесса наполнения. В табл. 8.1 приведен пересчет данных рис. 8.10 для двигателя с длиной впускного канала l = 1 м и частотой вращения коленC1 

298

чатого вала n = 250–2500 мин-1. Пересчет выполнен в предположении, что как и в случае, представленном на рис. 8.11, р1/р0 = const, сечение канала постоянно. Продолжительность разt103, 9 гона газа в каналах двигателей с в градусах поворота коленча32 8 того вала до значения скорос28 7 ти, соответствующей стационарному течению газа, зависит 24 от частоты вращения коленча6 того вала и перепада давлений. 20 5 При частоте вращения колен16 чатого вала n = 250 мин-1 и от4 ношении давлений р1/р0 = 0,9, 12 3 продолжительность разгона х=(С –W )[t–l/C –l/(C +W )] газа составляет 53,75 ПКВ 8 2 х=l–(C +W )(t–l/C ) (примерно 25 % продолжи1 тельности процесса наполне4 х=C0t ния четырехтактного двигате0 ля, или около 50 % продолжи0,21 0,41 0,61 0,81 х, м тельности процессов продувки р ,Т 0 0 р,Т двухтактного двигателя); при х=1 n = 2500 мин-1 продолжительРисунок 8.11 – Характеристики процесса ность разгона газа более чем в разгона газа от состояния покоя до 2 раза превышает продолжизначений скорости стационарного тельность процесса наполнепотока: ния в четырехтактном двигаp = 0,2·105 Па, Т0 = 290 К, l = 1м теле. С увеличением перепада давлений продолжительность процессов разгона газа заметно уменьшается только при отношении давления р1/р0 < 0,7. Мы рассмотрели случай разгона газа от состояния покоя до значений скорости, соответствующей стационарному течению газа в трубе постоянного сечения при постоянном перепаде давлений р1/р0 = const. В случае впускного канала реального двигателя сечение канала у цилиндра зависит от высоты подъема клапана и определяется углом поворота коленчатого вала. Возможно изме2

2

0

1

1

1

1

0

299

нение сечения и по длине канала. Давление газа в цилиндре также переменно. На входе в канал заметное сопротивление создает воздушный фильтр. Таблица 8.1. – Зависимость продолжительности разгона газа в трубе длиной 1 м в ПКВ от частоты вращения коленчатого вала и перепада давлений на трубе Частота вращения коленчатого вала, мин-1 250 500 1000 1500 2000 2500

Продолжительность разгона газа в ПКВ р1/р0 = 0,9

р1/р0 = 0,7

р1/р0 = 0,6

53,75 107,5 215 322,5 430 537,5

50,75 101,5 203 304,5 406 507,5

44,75 89,5 179 268,5 358 447,5

Расчетный интервал при расчете процесса наполнения значительно меньше времени прохождения канала волной разрежения или волной сжатия, то есть имеет место наложение волн сжатия и волн разрежения. Совместное решение системы уравнений для цилиндра и впускного канала на каждом из расчетных интервалов времени позволяет определить изменение параметров газа в цилиндре, у клапана или на любом участке впускного канала. Подобная постановка задачи обычно является предметом специальных исследований [9, 10] Процессы разгона газа в выпускных каналах двигателей принципиально не отличаются от разгона газа во впускных каналах, если у выпускного клапана не образуется ударная волна. Образование ударных волн в относительно коротких выпускных каналах четырехтактного двигателя вследствие медленного увеличения площади проходных сечений клапанов, а, следовательно, и медленного увеличения давления маловероятно. Оценим, например, возможность образования ударной волны, в общем для второго и третьего цилиндров канале четырехтактного четырехци300

линдрового дизеля 4Ч12/14 (СМД-14) при n = 1800 мин-1, ре ≈ ≈ 0,6 МПа по осциллограммам изменения давления у выпускных каналов (рис. 8.12). Давление и температура газов в выпускном коллекторе в момент начала открытия выпускных клапанов рн   1,1105 Па, Тн  800 К. Максимального значения давление газов в выпускном канале (ртm  1,94105 Па) достигает примерно через 73 ПКВ после открытия выпускного клапана ( е = 484 ПКВ). Скорость распространения звука впереди волны сжатия – Сн, на гребне волны сжатия к 1 p т m  2 кт

  С m  Сн  p  н 

,

(8.32)

где Сн  к т Rт Τн  553 м/с ; кт  1,33 – показатель адиабаты отработавших газов при Тн  800 К; Rт = 287 Дж/кг – газовая постоянная продуктов сгорания. рт10–5, Па 1,90



1,72 1,54 рт m 1,36 1,18 рн еII 480 535 590

еIII 645

700

35

90

145

200

,ПКВ

Рисунок 8.12 – Изменение давления в выпускном канале 2 и 3-го цилиндров четырехцилиндрового дизеля 4Ч12/14 (СМД-14; n = 1800 мин-1; еII, еIII – углы опережения открытия выпускных клапанов второго и третьего цилиндров)

Скорость потока газов за гребнем волны сжатия W 

2 Cm  Cн  , к 1 301

(8.33)

т.е. разность скорости звука на гребне волны и у основания волны сжатия к 1 С m  Сн  W. 2 Основание волны сжатия перемещается относительно газа в выпускном канале со скоростью Сн, гребень волны сжатия – со скоростью Сm. Расстояние между основанием волны и гребнем волны сжатия по длине  х  Сн

 , 6n

(8.34)

где  = 73 ПКВ – угол поворота коленчатого вала от момента начала открытия выпускного клапана до момента достижения в выпускном канале у клапана максимального значения давления. Волна сжатия преобразуется в ударную волну, когда гребень волны сжатия достигнет основания волны сжатия. Этому моменту соответствует время от момента начала открытия выпускного клапана t

 x     6n C m  C н 6 n

x к 1   p 2 к   т т m   1 Cн   p  н  

.

(8.35)

За это время основание волны сжатия переместится по выпускному каналу на расстояние              / 6 n 73  1  х Сн t Cн    553 1    55 м . к т 1 0, 33 6 n 6  1800     1,94  2,66  2к т р   т m    1      1 1 , 1        рн 

С увеличением отношения давления на гребне волны сжатия ртm к давлению газов рн у основания волны сжатия время перехода волны сжатия в ударную волну будет сокращаться. Например, при отношении ртm/рн = 4 расстояние от клапана до места в кана302

ле, соответствующего завершению перехода волны сжатия в ударную, х будет равно 23,6 м. Длина выпускных каналов реальных двигателей намного меньше, т.е. процесс разгона газа и в выпускных клапанах двигателей будет определяться, как и во впускных каналах, волнами сжатия и разрежения, перемещающихся от выпускного клапана к открытому концу канала и наоборот. §4. Процессы торможения газа в газовоздушных каналах двигателей Торможение газа во впускном канале двигателя начинается с момента начала уменьшения расхода газа через впускные клапаны или продувочные окна. Вследствие инерции потока давление у клапана начинает возрастать и может достигать значений значительно превышающих давление на входе в канал (р0). Простейший случай торможения потока – мгновенное закрытие заслонкой 2 трубы 1 постоянного сечения, по которой течет газ с постоянной скоростью W1 при давлении р1 и температуре Т1 (рис. 8.13). Влево от заслонки 2 будет распространяться ударная волна (УВ) со скоростью D – W1 (относительно стенок трубы – неподвижной системы координат). Изменение скорости газа в ударной волне равно скорости газа W1 впереди ударной волны (за ударной волной газ неподвижен). Отношение давлений газа за ударной волной и перед ударной волной определяется из уравнения (8.2): 1     p2    p2  к   W12   p2  p1 V1  V2    1 1    .   к  p1  p   1  

C12

(8.36)

В случае медленного закрытия заслонки 2 образуется волна сжатия (ВС). Передний фронт волны сжатия распространяется относительно газа впереди волны со скоростью звука С1, а относительно стенок трубы со скоростью С1 – W1. Изменение скорости газа в волне сжатия равно скорости газа W1 впереди волны сжатия. При этом предполагаем, что продолжительность закрытия заслонки меньше времени прохождения слабого возмущения 303

(звука) от заслонки до конца трубы и обратно. В противном случае торможение потока имело бы место и в волне разрежения, распространяющейся от открытого конца трубы. Давление газа за волной сжатия определяется по зависимости (8.29). Степень повыше3 4 1 2 l ния давления в волне Cп сжатия и в ударной р1,Т1 W1 р0,Т0 волне при начальной р1,Т1 скорости течения газа t=0 р0,Т0 меньшей местной скор1,Т1 рости звука отличается незначительно (рис. W1 8.14). Начальная скоl УВ рость течения газа в ВС t1 t  t1  DW1 D–W1 трубе W1 принималась р0,Т0 р2,Т2 р2,Т2 р1,Т1 р1,Т1 из условия стационарD–W1 С1–W1 ного течения газа при W1 постоянных параметрах газа на входе в трубу Рисунок 8.13 – Изменение параметров газа (р0 = 105 Па, Т0 = 288 при торможении потока К). Изменение начальв цилиндрической трубе ной скорости течения газа W1 осуществлялось путем изменения давления р1 в надпоршневом объеме цилиндра 3, в который происходит втекание газа. Процессы торможения потока газа во впускном канале реального двигателя значительно сложнее. Имеет место изменение площади проходного сечения канала у цилиндра 2, зависящие от высоты подъема клапана, возможно изменение площади поперечного сечения и по длине канала. Значительное влияние на процессы торможения газа могут оказать гидравлические потери в клапанах, в местах изменения площади поперечного сечения канала, сопротивление воздушного фильтра на входе в канал. Учет этих факторов намного усложняет математическое моделирование процессов торможения газа в каналах двигателя. Торможение потока газа в выпускном коллекторе двигателя внутреннего сгорания начинается с момента уменьшения площади проходного сечения выпускных клапанов (окон) или снижения 304

давления в цилиндре до значений меньших, чем значение давления в канале. Расчетная схема выпускного р2/р1 канала (рис. 8.15) представляет собой трубу 1 постоянного сече2,5 ния, с заслонкой 2 у выхода из 2,3 цилиндра 3. Параметры газа на выходе из цилиндра – р, Т. Изме2,1 нение давления газа в трубе опВС ределяется гидравлическими по1,9 терями на трение потока газа о УВ стенки трубы и внутреннего тре1,7 ния. По длине трубы давление 1,5 уменьшается от выпускного клапана до открытого конца трубы. 1,3 100 140 180 220 W1, м/с При отсутствии шероховатости трубы и длине трубы 1–1,5 м эти Рисунок 8.14 – Зависимость степени потери незначительны. Гидравповышения давления в волне лические потери в выпускных сжатия и ударной волне при торможении потока от скорости клапанах (окнах) могут быть учустановившегося течения газа тены коэффициентами расхода. Давление газа в надпоршневой полости поддерживается перемещением поршня 4 со скоростью Сп. В рассматриваемый момент времени t = t1 предполагаем течение газа в трубе установившимся. Скорость потока газа соответствует условию стационарного течения газа при параметрах газа в цилиндре р, Т и в трубе – р1, Т1: 2 C 2  C12 , (8.37) к 1 где С, С1 – скорость распространения звука в газе при условиях в цилиндре 3 (на входе в трубу) и в трубе 2; 1 – скоростной коэффициент, соответствующий условиям на входе в трубу в момент времени t1. В момент времени t1  t  t2, предполагаем, происходит уменьшение площади проходного сечения выпускных клапанов. Так как расход газа через любое сечение справа от клапана больше, чем через проходное сечение клапана, поток газа как бы W12  12



305



стремится оторваться от клапана. У клапанов образуется волна разряжения, которая перемещается по газу к открытому концу трубы. В волне разрежения происходит частичное торможение потока. Волна разрежения перемещается в направлении течения газа по потоку со скоростью С1, а относительно неподвижной системы координат (стенок трубы) со скоростью С1 + W1. За волной разрежения возникает зона постоянного течения газа с параметрами р2, Т2. Скорость потока газа в минимальном сечении клапана соответствует условию установившегося течения газа при параметрах газа на входе в трубу р, Т и в трубе за волной разрежения – р2, Т2: 2 C 2  C2 2 , (8.38) к 1 где С2 – скорость звука в газе при параметрах потока за волной разрежения; 2 – скоростной коэффициент, соответствующий условиям на входе в трубу в момент времени t2. Скорость потока газа за клапаном (за волной разрежения) W2 2   22



W2  W1  W2  W1 



2 C1  C2 . к 1

(8.39)

Нам неизвестно 3 параметра потока (С2, W2, W2), уравнений у нас 2: (8.38) и (8.39). Третьим уравнением может быть уравнение неразрывности потока: 2  в f в W2   2 f W2 , (8.40) где 2 , 2 – плотность газа в минимальном сечении струи и за клапаном; fв, f – площадь минимального проходного сечения клапана и площадь поперечного сечения трубы; в – коэффициент расхода выпускных клапанов. Решая совместно уравнения (8.38), (8.39) и (8.40), находим неизвестные параметры потока газа. В следующий момент времени (t < t2) снова происходит уменьшение площади проходных сечений выпускных клапанов. У клапана образуется вторая волна разрежения, давление за которой равно р3. Скорость переднего фронта волны разрежения относительно газа впереди волны равна скорости распространения звука С2 в газе за первой волной разрежения, а относительно сте306

нок трубы С2 + W2. Во второй волне разрежения происходит дальнейшее уменьшение скорости потока газа на величину W3 (вторая волна разре2 3 жения также распроl страняется по течеCп нию). Скорость потоp1,T1 W1 p1,T1 p,T ка в минимальном се1 чении клапана W3 4 при условии сохранения параметров газа в p,T p1,T1 цилиндре теми же, что и в предыдущем расчетном интервале W1 времени, будет выше, так как р3 < р2. ПоряC1 t1 rкр [8]. При r < rкр пламя затухает, так как потери теплоты в окружающую среду превышают подвод теплоты Qх реакцией окисления горючих компонентов топлива. Критический радиус сферы rкр  3 пл

(10.3)

и соответственно Qкр  Qх   см

3 3  rкр С рсм Т z  Tсм , 4

(10.4)

где срсм, см – удельная массовая теплоемкость смеси при постоянном давлении и плотность смеси. С обеднением топливовоздушной смеси, увеличением содержания остаточных газов в топливовоздушной смеси, понижением давления топливовоздушной смеси, увеличением интенсивности ее турбулизации в зоне электродов свечи зажигания для стабилизации очага воспламенения необходимо увеличивать энергию электрического разряда. Критический радиус сферы очага воспламенения также увеличивается. §3. Процессы сгорания топливовоздушных смесей Окисление горючих компонентов топливовоздушной смеси происходит во фронте пламени, разделяющего топливовоздуш348

ную смесь и продукты окисления горючих компонентов (рис. 10.10). При окислении углеводородов топлива во фронте пламени снижается объемное Т, содержание кислорода rО2 и rО2, Тпр.сг возрастает объемное содержаrСО2, Т r О 2 rН2О ние двуокиси углерода rСО2 и rСО2 Uн паров воды rН2О. Температура rН2О продуктов окисления углевоТсм дородов топлива за фронтом пламени определяется в основном начальной температух пл рой смеси и соотношением Рисунок 10.10 – Изменение температуры массы воздуха и топлива в и объемного содержания кислорода, смеси. Глубина зоны фронта двуокиси углерода и паров воды во ламинарного пламени в углефронте пламени в неподвижной водородовоздушных смесях смеси: стехиометрического состава труба, открытая с двух сторон; Uн – нормальная скорость распростра- при атмосферном давлении пл  1 мм, в смесях водорода нения фронта пламени и воздуха пл  0,1 мм [8]. Скорость, с которой фронт ламинарного пламени перемещается относительно топливовоздушной смеси в направлении, перпендикулярном к поверхности фронта пламени, называется нормальной скорость перемещения фронта пламени Uн или скоростью ламинарного горения. Нормальная скорость пламени зависит от скорости химических реакций во фронте пламени, скорости переноса теплоты и активных центров из зоны горения (фронта пламени) в топливовоздушную смесь впереди фронта пламени. Реакция распада молекул, например углеводорода, на несколько простых молекул или соединений называется мономолекулярными или реакциями первого порядка. Если в реакции участвуют два исходных компонента, то такие реакции называются бимолекулярными или реакциями второго порядка, а если исходных компонентов три – реакциями третьего порядка. При этом предполагается, что реакции осуществляются в результате одновременного столкновения двух или трех молекул исходного 349

вещества. Вероятность столкновения более чем трех разных молекул исходных компонентов пренебрежимо мала. Из молекулярно-кинетической теории газов количество столкновений между молекулами одного исходного компонента пропорционально общему их числу в единице объема (объемной концентрации исходного компонента), а если в реакции участвует несколько исходных компонентов, то вероятность столкновения молекул различных исходных компонентов пропорциональна произведению количества молекул каждого исходного компонента в единице объема (произведению объемных концентраций компонентов). Если обозначить концентрации исходных компонентов в молях на единицу объема через Са, Сb, Сс, а продуктов окисления через С1 и С2, то абсолютную скорость химических реакций можно представить следующим образом: для мономолекулярной реакции dC1  K1Ca ; d для бимолекулярной реакции

dC2  K1C a ; d

dC1 dC2  K 2 C a Cb ;  K 2  C a Cb ; d d для реакции третьего порядка

(10.5)

(10.6)

dC1 dC2  K 3 C a Cb С с ;  K 3 C a Cb Сс , (10.7) d d где К1 , К1 , К 2 , К 2 , К 3 , К 3 – коэффициенты пропорциональности (константы реакций окисления), которые зависят в основном от температуры и физико-химических свойств компонентов. Абсолютная скорость химической реакции моль/(м3с) – количество вещества в молях, прореагировавших в единице объема (м3) в единицу времени (с). Объемная (молярная) концентрация каждого из исходных компонентов реакций пропорционально давлению смеси. Поэтому количество молекул исходных компонентов, вступающих в реакцию или же образовавшихся в единицу времени (абсолютная 

В 1 см3 газа при нормальных условиях (760 мм рт. ст., 0 С) содержится 2,691019 молекул

350

скорость реакций), может быть представлена в функции давления смеси: для мономолекулярной реакции dC1  K1Ca  К1 рсм ; d для бимолекулярной реакции dC1 2  K 2 Ca Сb  К 2 рсм ; d для реакции третьего порядка dC1 3  K 3 Ca Сb Сс  К 3 рсм ; d для реакции n-го порядка

(10.8)

(10.9)

(10.10)

dC1 n  К n рсм . (10.11) d Константы химических реакций зависят от энергии активации реагирующих компонентов и абсолютной температуры Т смеси, K n  An e

E  n RT

,

(10.12)

где An – константа для определенных реагирующих компонентов реакции n-го порядка; Еn – энергия активации для определенных реагирующих компонентов Дж/моль; R = 8,314 Дж/(мольК) – универсальная газовая постоянная. Энергия активации Еn – дополнительное количество энергии, которое необходимо сообщить молю реагирующих компонентов для повышения кинетической энергии молекул до уровня, при котором возможен разрыв внутримолекулярных связей (сил сцепления между атомами молекул). Таким образом, абсолютная скорость реакции n-го порядка En

 dC1 n (10.13)  const  рсм e R Tсм . d Энергия активации реакций в зависимости от условий осу-

351

ществления реакции (давления, температуры, содержания в среде молекул других веществ и других факторов) изменяется в широких пределах и для одних и тех же реагирующих компонентов. Например, энергия активации реакции водорода с кислородом в зависимости от давления и температуры изменяется в пределах (4,2–17,6)104 Дж/моль 12; этана с кислородом – (12,6–23,3)104 Дж/моль 13; углеводородов моторного топлива – (2–16,8)104 Дж/моль 8. Определяющим фактором изменения абсолютных скоростей реакций окисления углеводородов топлива является температура смеси. Если принять абсолютную скорость реакций  = 300 К за единицу, то окисления углеводородов топлива при Т см с увеличением температуры отношение абсолютных скоростей реакций окисления

dC1 dC1

dTсм dТ см '

е

'  Eп  Tсм Т см  '  R  Tсм Т см 

е

Eп  Tсм 300 К    R  Tсм 300 К 

.

(10.14)

Скорость химических реакций окисления углеводородов топлива возрастает интенсивно при увеличении температуры смеси до 1000 К, а затем интенсивность ее увеличения снижается тем в большей степени, чем выше температура смеси. Значительное влияние на скорость химических реакций окисления углеводородов топлива оказывает и энергия активации (табл. 10.1). Таблица 10.1 – Влияние температуры и энергии активации на абсолютную скорость реакций окисления углеводородов топлива Энергия активации, Дж/моль 16,8104 8,4104 2,0104

Температура смеси, К 300 1 1 1

500

1000

1500

2000

5,251011 3,981020 2,821023 8,911024 7,59105 2,01010 5,371011 3,021012 – 2,82102 6,17102 9,33102

Основным источником активации реагирующих компонентов является кинетическая энергия молекул реагентов, хаотически движущихся с различными скоростями. При столкновении 352

молекул реагентов движущихся с повышенными скоростями суммарная их энергия может оказаться больше энергии активации, произойдет при этом разрушение внутримолекулярных связей и возникновение активных частиц или соединений атомов со свободными валентными связями. С ростом температуры возрастает количество столкновений молекул с высоким уровнем кинетической энергии, возрастает скорость реакций. При этом исходные компоненты реакций, например окисления углеводородов топлива кислородом воздуха, превращаются в конечные продукты не в результате прямых соударений молекул, а с образованием промежуточных продуктов окисления – активных частиц (атомов, осколков молекул с незамещенными свободными валентными связями). Активные частицы вступают в реакции с молекулами исходных реагентов или промежуточными соединениями уже при значительно меньших значениях энергии активации, т.е. реакции, например, окисления углеводородов топлива многостадийные. В результате ряда (цепи) последовательных преобразований получаются конечные продукты реакций. Теория цепных реакций разработана лауреатом Нобелевской премии академиком Н.Н. Семеновым и сегодня является общепризнанной. Теория цепных реакций взаимодействия различных веществ включает следующие основные положения:  начальная скорость зарождения активных центров цепей реакций бесконечно мала – а;  цепи реакций осуществляются через посредство атомов и радикалов, вступающих в реакции;  активные частицы (атомы, радикалы) могут вступать в реакции трех видов:  реакции, при которых в результате соударения образуется столько же новых активных частиц, сколько и было до соударения (реакции продолжения цепей – б);  реакции, при которых в результате соударений количество активных частиц в среде возрастает (разветвление цепей – в);  реакции, в результате которых происходит уменьшение или уничтожение активных центров, превращение их в стабильные молекулы (обрыв цепей – г).

353

Рассмотрим для примера схему реакций окисления водорода, одного из основных горючих компонентов моторного топлива:  Н; Н 2  О 2  2О    О 3 ; а – зарождение цепи О 2  О 2  О  Н  М  2Н   М;  2 б – продолжение цепи

 Н  Н 2О  Н  ; Н 2  О  Н  Н ОО  ; ОН  О 2

в – разветвление цепи

НО  ;   О2  О Н     О  Н 2  ОН  Н ;  2Н 3  Н  2О  ;   О О

НН   Н 2О ; О   Н  Н  Н 2 ; НО  2 Н   Н 2О 2 ; г – обрыв цепей    О 2  М  Н 2О2  М ;  2Н  Н  стенка . Здесь М – стабильное соединение (молекула), точка над знаком химического элемента – свободная валентная связь. Схема реакций окисления молекул углеводородов, содержащих от нескольких до десятков атомов углерода и водорода, намного сложнее, реакции носят лавинообразный характер. На основании анализа экспериментальных данных Н.Н. Семеновым предложена следующая схема реакций окисления простейшего углеводорода (метана):  Н3  О НО  ; СН 4  О 2  С    М; а – зарождение цепи СН 4  М  С Н 3  Н СН  О  НСОН  О   2Н ; 2  4 354

б – продолжение цепи

 Н 3  О 2  НСНО  О Н; С   ОН  НСНО  Н 2 О  НСО ; СО  О  Н  СО 2  Н ;    О  СО  НО  ; НСО 2 2    СН 4  НО 2  Н 2 О 2  СН 3 ;

в – разветвление цепи

  НО  ; НСНО  О 2  НСО 2   Н 3  НО 2; СН 4  О 2  С

  СО ; СО  О 2   Н  ОН  Н 2 О ; НСО   НО 2  СО  О 2  Н 2 ; г – обрыв цепей    стенка; Н    ОН  стенка. Цепная реакция окисления метана начинается с образования в результате соударения молекул кислорода и метана с высокой кинетической энергией двух радикалов С Н 3 и НО . В последующих элементарных актах взаимодействия принимают участие об . Реакции окисления разующиеся радикалы О Н , НС О ; атомы Н , О метана – слаборазветвленные реакции, что предопределяет относительно медленное горение метана. Образующаяся окись углерода сгорает с образованием СО2 (стабильного соединения) и ак ). тивных атомов со свободными валентными связями ( Н и О При обрыве цепей реакций окисления углеводородов топлива в продуктах сгорания за фронтом пламени образуются наряду с конечными продуктами окисления (СО2, Н2О) промежуточные соединения (СО, СnHm), твердые частицы, содержащие углерод, твердые углеводороды, образовавшиеся при столкновении нескольких молекул углеводородов, полициклические углеводороды. Значительная часть углеводородов в отработавших газах обусловлена обрывом цепей реакций окисления в пограничном слое у поверхности стенок надпоршневой полости, толщина которого 355

составляет 0,1–1 мм. Часть этих соединений является по отношению к живым организмам токсичными, часть – канцерогенными. При сгорании этилированных бензинов в продуктах сгорания содержатся также соединения свинца, воздействие которых на живые организмы сопоставимо с воздействием канцерогенных соединений. Содержание твердых частиц в продуктах сгорания гомогенных топливовоздушных смесей незначительно и зависит в основном от количества масла, поступающего в надпоршневую полость через поршневые кольца. Во фронте пламени в реакциях окисления молекул углеводородов, содержащих азот, образуются также оксиды азота (NOx), но основная часть окислов азота в продуктах сгорания приходится на окись азота, образующуюся при окислении азота за фронтом пламени в зоне максимальной температуры. Реакции окисления азота, как и углеводородов, являются в основном многостадийными, носят цепной характер 8, 14, 15. Интенсивность образования окиси азота зависит от температуры и концентрации кислорода в продуктах сгорания. Реакции образования окиси азота из азота и кислорода обратимы:   NO + N  – 13,6104 Дж/моль; N2 + О  + 13,6104 Дж/моль.  + O2  NO + О N

Первая реакция протекает с поглощением теплоты. С понижением температуры реакции смещаются влево (в сторону образования исходных реагентов). При быстром охлаждении продуктов сгорания, как это имеет место в надпоршневой полости двигателей, равновесие не успевает сместиться влево, происходит “закалка” окиси азота. В продуктах сгорания остается практически то же количество окиси азота, которое образовалось при высокой температуре. Так как в продуктах сгорания углеводородов за фронтом пламени содержатся пары воды, возможны и другие реакции образования окиси азота:  H  NO  NH ; N O 2

H. NH  O 2  NO  O

Не исключаются при высокой температуре и бимолекуляр356

ные реакции окисления азота, сопровождающиеся поглощением теплоты: N2 + O2  2NO – 18,1104 Дж/моль. По данным экспериментальных исследований в продуктах сгорания двигателя с искровым зажиганием содержится в основном окись азота. Содержание двуокиси азота (NO2) не превышает 1 % от общего количества оксидов азота в продуктах сгорания 8. Окись азота продуктов сгорания в воздухе легко окисляется, образуя двуокись азота. Нормальная скорость распространения фронта пламени Uн (рис. 10.10) в топливовоздушных смесях относительно невелика – 0,30–0,55 м/с 8. При турбулизации топливовоздушной смеси она значительно возрастает (до 60–80 м/с). В турбулентном пламени параметры топливовоздушной смеси (температура, скорость) непрерывно изменяются, глубина фронта пламени при этом значительно увеличивается. Наибольшее влияние на скорость перемещения турбулентного пламени оказывает крупномасштабная турбулизация топливовоздушной смеси, вызывающая не только расширение фронта пламени, но и образование очагов горения смеси как впереди фронта пламени, так и за фронтом пламени. При сгорании топливовоздушных смесей в надпоршневой полости двигателя давление и температура смеси вследствие выделения теплоты при сгорании и перемещения поршня возрастает, что также значительно увеличивает скорость сгорания смеси. Благодаря этим факторам становится возможным осуществить процесс сгорания топливовоздушной смеси в надпоршневом объеме за 1–2 мс. Например, в карбюраторном двигателе ВАЗ2103 на режимах внешней скоростной характеристики момент зажигания при n = 5600 об/мин осуществляется за 36 ПКВ до ВМТ, а при n = 3000 об/мин – за 32 ПКВ (рис. 10.11). На стабилизацию очага зажигания уходит при n = 3000 об/мин 18 ПКВ¸ при n = 5600 об/мин – 23 ПКВ. Интенсивное сгорание топливовоздушной смеси (резкое нарастание давления) начинается примерно за 13–15 ПКВ до ВМТ. Максимального значения давление газов в надпоршневой полости достигает за 8–10 ПКВ после ВМТ, т.е. продолжительность интенсивного повышения дав357

ления (интенсивного сгорания) при n = 3000 об/мин р, 2 1 МПа составляет примерно 1,3 мс, 4,5 при n = 5600 об/мин – 0,8 I II III мс. Степень повышения 3,0 давления при сгорании  = = 2,5–2,9. Догорание топли4 1,5 вовоздушной смеси завершается несколько позже 3 момента достижения максимального давления. За a окончание процесса сгорания принимают момент р, (угол поворота кривошипа), МПа 4,5 при котором сгорает примерно 99 % топливовоздушной смеси. Продолжи3,0 тельность сгорания топливовоздушной смеси в зави1,5 в симости от режима работы з (нагрузки, частоты вращения коленчатого вала) соб ставляет 20–60 ПКВ. Оптимальное значение Рисунок 10.11 – Осциллограммы изменения давления в надпоршневой полости угла опережения зажигания двигателя ВАЗ-2103 (S/D = 80/76) зависит от нагрузки (степена режимах внешней скоростной ни открытия дроссельной характеристики: заслонки), частоты вращеа – n = 5600 мин–1, ре = 0,71 МПа; –1 ния коленчатого вала, оргаб – n = 3000 мин , ре = 0,82 МПа; 1 – отметка момента зажигания; низации процессов смесе2 – отметка ВМТ; образования и сгорания 3 – отметка времени (=10–3с); (типа камеры сгорания и 4 – изменение давления в надпоршневой процесса смесеобразования, полости при отключении зажигания; характеристик системы заI – период стабилизации очага воспламенения; II – период интенсивного сгорания; жигания и т.д.). Отклонение III – период догорания; угла опережения зажигания з – угол опережения зажигания; от оптимального оказывает  – угол опережения воспламенения в

358

значительное влияние на изменение давления газов в надпоршневой полости, показатели рабочих процессов двигателя. В двигателе с непосредственным впрыском топлива в камеру сгорания физико-химические процессы сгорания топливовоздушной смеси практически те же, что и в двигателе с внешним смесеобразованием. Однако интенсивность ее выгорания зависит не только от степени турбулизации воздушного заряда, но и от особенностей образования топливовоздушной смеси (объемное, пленочное, объемно-пленочное смесеобразование). Например, при пленочном смесеобразовании (рис. 1.15), интенсивность сгорания топливовоздушной смеси определяется скоростью испарения топливной пленки на поверхности стенок вытеснителя и скоростью перемещения паров топлива в направлении очага сгорания потоком воздуха из-под вытеснителя. Непосредственный впрыск топлива позволяет также уменьшить время контакта углеводородов топлива с кислородом воздуха и поверхностями стенок надпоршневой полости с высокой температурой, уменьшить содержание в топливовоздушной смеси к моменту электрического разряда на электродах свечи зажигания промежуточных продуктов окисления. При этом заметно снижаются требования к детонационной стойкости топлива. Возможна организация бездетонационного сгорания при высоких значениях степени сжатия ( 10) керосина (ОЧ30), дизельного топлива (ОЧ10). Детонационное сгорание топливовоздушных смесей в двигателях с внешним смесеобразованием и искровым зажиганием возникает при недостаточной детонационной стойкости топлива на режимах внешней скоростной характеристики при пониженных частотах вращения коленчатого вала (рис. 10.12). Вначале процесс сгорания развивается нормально, скорость распространения фронта пламени не превышает 40–80 м/с, а затем происходит взрыв топливовоздушной смеси впереди фронта пламени. Например, в двигателе ВАЗ-2103 при n = 2000 об/мин и ре = = 0,87 МПа нормальный процесс сгорания (от момента начала интенсивного сгорания до момента взрыва) продолжается 32 ПКВ. Затем характер процесса сгорания резко изменяется, увеличивается скорость химических реакций окисления топлива, 359

скорость фронта пламени возрастает до 1500–2500 м/с. При недостаточной детонационной стойкости топлива 3,0 взрывной процесс сгорания II III I может начинаться и до момента достижения макси1,5 мального давления продуктов сгорания. Детонационная волна, достигая стенок надРисунок 10.12 – Осциллограмма изменения поршневой полости, вызывадавления в надпоршневой полости двигателя ВАЗ-2103 на режиме внешней ет их вибрацию, сопровождающуюся резким металлискоростной характеристики при –1 n = 2000 мин , ре = 0,87 МПа ческим стуком. Обычно де(расшифровка осциллограммы на тонирует 15–20 % топливорис.10.11) воздушной смеси, оставшейся впереди фронта пламени к моменту взрыва. При меньших количествах детонирующей топливовоздушной смеси прослушиваются лишь слабые металлические стуки. Детонационное сгорание сопровождается падением мощности, перегревом двигателя, а при длительной работе вызывает разрушение поршневых колец, перемычек между кольцами, разрушение поршней. В настоящее время общепринята теория детонационного сгорания, разработанная Н.Н.Семеновым, Л.Д.Ландау, Я.Б.Зельдовичем и другими исследователями 8. Причиной детонации по этой теории является накопление до определенной концентрации в несгоревшей топливовоздушной смеси под воздействием высокой температуры и давления промежуточных продуктов окисления углеводородов топлива (органических перекисей), образующихся в результате прямого присоединения молекулы активного кислорода к молекуле углеводорода по схеме, показанной на рис. 10.13 8. Молекула кислорода при взаимодействии с молекулой углеводорода может войти в цепь атомов углерода (а) или вклиниться между атомом углерода и атомом водорода (б). Затем, в процессе дальнейших реакций окисления образуются альдегиды, вода, углекислота и т.д. р, МПа 4,5

360

H

H R

R

H

H

C

C

H

H

C

O

O

R

R

a

H

H R

C

H

H

C

C

O

H

R

б

O H Рисунок 10.13 – Схема прямого присоединения молекулы активного кислорода к молекуле углеводорода

Детонационное сгорание происходит в две стадии. На первой стадии происходит образование и накопление в смеси промежуточных продуктов окисления. Она начинается при газообмене, когда молекулы углеводородов сталкиваются с молекулами продуктов сгорания и стенками надпоршневой полости с высокой температурой и заканчивается на такте сжатия. Вторая стадия характеризуется взрывным характером окисления промежуточных продуктов окисления, концентрация которых в топливовоздушной смеси впереди фронта пламени достигает критических значений. Скорость образования пероксидов зависит от свойств топлива, давления и температуры топливовоздушной смеси к концу такта сжатия, температуры поверхностей стенок надпоршневой полости, состава смеси, угла опережения зажигания. При обогащении смеси уменьшается концентрация в топливовоздушной смеси кислорода, понижается температура стенок надпоршневой полости, снижается скорость образования пероксидов. При обеднении смеси возрастает скорость образования пероксидов и максимальная интенсивность детонации обычно имеет место при коэффициенте избытка воздуха близком к единице. Большое влияние на возникновение детонационного сгорания оказывает угол опережения зажигания и частота вращения коленчатого вала. Поэтому в современных электронных системах 361

зажигания предусматривается корректировка угла опережения зажигания на режимах повышенных нагрузок по датчику детонации. Из конструктивных факторов, определяющих интенсивность детонации, являются степень сжатия, диаметр цилиндра, форма камеры сгорания, давление наддува, тип системы охлаждения и другие факторы. Радикальным средством устранения детонационного сгорания в двигателях с искровым зажиганием является переход с внешнего смесеобразования на непосредственный впрыск и глубокое расслоение топливовоздушной смеси, при котором резко снижается интенсивность образования на такте сжатия промежуточных продуктов окисления углеводородов топлива. Вследствие высокой температуры продуктов сгорания имеет место так же диссоциация продуктов сгорания. Диссоциация – распад молекул конечных продуктов сгорания углеводородных топлив (СО2, Н2О) при температуре продуктов сгорания превышающей 2000 С. Диссоциация сопровождается поглощением количества теплоты, равного количеству теплоты, выделяющейся при прямой реакции. Например, при диссоциации двуокиси углерода поглощается 405260 Дж/моль теплоты: С + О2  СО2 + 405260 Дж/моль; окиси углерода – 238300 Дж/моль: 2С + О2  2СО + 238300 Дж/моль; паров воды – 484360 Дж/моль: 2Н2 + О2  2Н2О + 484360 Дж/моль. Скорость диссоциации молекул продуктов сгорания углеводородных топлив возрастает с увеличением температуры и уменьшением давления (рис. 10.14) 14. С понижением температуры продуктов сгорания реакции смещаются вправо и теплота, поглощенная при диссоциации возвращается продуктам сгорания за ВМТ на такте расширения. Эффективность ее преобразования в механическую работу при расширении продуктов сгорания заметно снижается. Влияние диссоциации на показатели действительного цикла относительно незначительны, так как в надпорш362

невой полости при сгорании-расширении температура продуктов сгорания при составе смеси близком к стехиометрическому не превышает 2500 К. Важнейшими  Н2 О, СО2, характеристиками % % 30 30 процесса сгорания 1 гомогенных топли20 20 вовоздушных сме1 сей являются: мак10 10 2 2 симальное давление 1500 2500 Т, К 1500 2500 Т, К сгорания pz, степень предварительного Рисунок 10.14 – Влияние температуры и давления расширения , стена интенсивность диссоциации двуокиси пень повышения углерода и паров воды: давления , среднее 1 – р = 0,1 МПа; 2 – р = 1,0 МПа значение скорости нарастания давления на участке интенсивного сгорания (участок II на рис. 10.11, 10.12), индикаторный коэффициент выделения теплоты хi и коэффициент выделения теплоты х (закон сгорания), коэффициент эффективного выделения теплоты c-z: U   L xi  ; (10.15) Bц Qн x

 c z 

Q

;

(10.16)

U c  z  Lc  z , Bц Qн

(10.17)

Bц Qн

где U – изменение внутренней энергии рабочего тела от момента начала сгорания до текущего значения угла поворота коленчатого вала, Дж; L – работа газов от момента начала интенсивного сгорания до текущего значения угла поворота коленчатого вала, Дж; Q – количество теплоты, выделившееся к рассматриваемому углу поворота коленчатого вала, Дж; Uc-z, Lc-z – изменение внутренней энергии рабочего тела от точки с до точки z и работа газов на этом участке по расчетной индикаторной диаграмме при условии равенства давлений рабочего тела в конце 363

сжатия (точка с) и максимальных давлений рабочего тела (точка z) на расчетной и действительной индикаторных диаграммах; ВцQн – химическая энергия топлива, поступившего в надпоршневую полость за цикл. Максимальное давление сгорания в двигателях с внешним смесеобразованием вследствие отличия состава и колиa 2 1 чества смеси, изменения момента начала интенсивного сгорания и интенсивности сгорания 3 б смеси от цикла к циклу и в одном цилиндре как на режимах внешней скоростной характеристики (рис. 10.15, a, б, в), так и в на режимах частичных нагрузок (рис. 10.15, г) может отличаться более чем на 10 % от среднего г значения. Колебания значений степени повышеРисунок 10.15 – Осциллограммы изменения ния давления, среднего давления в надпоршневой полости двигателя ВАЗ-2103 (S/D = 80/76; z = 4): значения скорости нарас1 – давление газов в надпоршневой полости; тания давления несколько 2 – отметка ВМТ; 3 – отметка времени; меньше, так как опредеа – n = 5600 об/мин, ре = 0,84 МПа; ляются, в основном, соб – n = 4000 об/мин, ре = 0,87 МПа; ставом топливовоздушв – n = 2000 об/мин, ре = 0,80 МПа; г – n = 3000 об/мин, ре = 0,61 МПа ной смеси. Например, в двигателе ВАЗ-2103 на режимах внешней скоростной характеристики (рис. 10.10 – 10.12)  = 2,5–2,9; р/ = 0,09–0,12 МПа/ПКВ. С понижением нагрузки (вплоть до режима холостого хода) при сохранении состава смеси  и р/ изменяются незначительно. Степень предва-

364

р0

рс

рительного расширения  в зависимости от нагрузки и частоты вращения коленчатого вала изменяется в пределах 1,05–1,15. Оценка интенсивности сгорания топливовоздушной смеси по индикаторному коэффициенту выделения теплоты хi, коэффициенту выделения теплоты х в двигателях с искровым зажиганием по усредненным индикаторным диаграммам некорректна вследствие значительной поцикловой нестабильности процессов сгорания (рис. 10.15). Построение кривых хi и х для отдельных циклов в конкретном цилиндре многоцилиндрового двигателя также нереально вследствие невозможности экспериментально оценить состав и количество топливовоздушной смеси в надпоршневой полости для отдельного конкретного рабочего цикла в конкретном цилиндре. Более объективно интенсивность сгорания топливовоздушной смеси оценивать по степени предварительного расширения  и z р коэффициенту эффективного выделения теплоты с-z, значения которых определяются по индикаторной диаграмме условного расLi четного цикла (рис. 10.16) в c н предположении равенства средних значений максиe мального давления цикла b рz, давления конца сжатия a V рс, давления продуктов сгорания ре в момент открытия Vc Vh V выпускных клапанов, давления смеси рV в момент за- Рисунок 10.16 – Схема замены усредненной крытия впускных клапанов индикаторной диаграммы расчетной: и индикаторной работы, расчетная индикаторная диаграмма; определенных по нескольусредненная индикаторная диаграмма по нескольким десяткам ким десяткам индикатордействительных циклов ных диаграмм действительных циклов, и значений этих же параметров условного расчетного цикла. Среднее значение индикаторной работы газов с приемлемой погрешностью (до 5 %) может быть определено по 365

эффективной мощности Nе, мощности механических потерь и потерь мощности на процессы газообмена, которые определяются экспериментально. Определив по экспериментальным данным средние значения индикаторной работы газов Liэ, давление газов в узловых точках условной расчетной диаграммы (точки V, c, z, e), находим из уравнений политропы для участков индикаторной диаграммы а–с и z–b значения давления газов в точках а и b, а затем объем надпоршневой полости в конце интенсивного сгорания Vz ( точка z – рис. 10.16): Li э    Lc z  Lz b  La c  

  p  p p zVz  pbVb pcVc  paVa  z c   Vz  Vc   ln  p p   ln  p p   , 2 z e c V  1  1  ln Ve Vz  ln VV Vc  

(10.18)

где  = 0,97 – 0,99 – коэффициент полноты условной расчетной индикаторной диаграммы; Lc–z, Lz–b – работа расширения газов на участках индикаторной диаграммы c–z и z–b; Lа–с – работа сжатия смеси на участке индикаторной диаграммы а–с. Коэффициент полноты условной расчетной индикаторной диаграммы  учитывает отличие площади условной расчетной индикаторной диаграммы от площади действительной индикаторной диаграммы. По значениям Vz, pz, Mz, цикловой подаче находим из уравнения теплового баланса для участка индикаторной диаграммы c–z значение температуры продуктов сгорания в точке z, затем изменение внутренней энергии рабочего тела на этом участке и коэффициент эффективного выделения теплоты с–z. В двигателях с искровым зажиганием с–z = 0,80–0,90; степень предварительного расширения  = 1,05–1,15. Чем выше уровень доводки рабочих процессов двигателя, поцикловая стабильность процессов, тем выше коэффициент эффективного выделения теплоты и меньше степень предварительного расширения.

366

§ 4. Методы расчета процессов сгорания и расширения Расчет процессов в надпоршневой полости при сгорании и расширении используется для приближенного моделирования реальных явлений в рабочей полости при решении конкретных инженерных задач. Одной из таких задач является построение индикаторной диаграммы (изменение давления в надпоршневой полости на участках сгорания-расширения). Точное же воспроизведение процессов в надпоршневой полости двигателя с искровым зажиганием вследствие случайного характера изменения динамики сгорания топливовоздушной смеси в каждом из рабочих циклов не реально и не является столь необходимым при решении большинства практических задач. Метод построения индикаторной диаграммы, предложенный профессором МГТУ им. Баумана В.И. Гриневецким и впоследствии уточненный профессором Е.К. Мазингом, отличается наглядностью, простотой определения параметров рабочего тела в узловых точках индикаторной диаграммы (в точках а, V, c, z, e, b – рис. 10.16). На участке интенсивного сгорания c–z температура в точке z, соответствующая максимальному давлению цикла, определяется исходя из уравнения теплового баланса для этого участка без учета потерь теплоты от рабочего тела в стенки: с–z Вц Qн = Uс–z + Lс–z, (10.19) М с где Вц  – цикловая подача топлива; М с –  1   М 0  1  т  количество молей рабочего тела в точке с, кмоль;  – коэффициент остаточных газов;  – коэффициент избытка воздуха; М 0 – теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива, кмоль/кг; Qн – низшая теплота сгорания топлива, кДж/кг; т – молярная масса топлива кг/кмоль; U c  z    M c  сVmz t z  M c  сVmc tc – изменение внутренней энергии рабочего тела на участке с– z, кДж;  – коэффициент молекуb лярного изменения при сгорании смеси; сVmz  a z  z t z – 2 средняя молярная теплоемкость продуктов сгорания в точке z, 367

bс tс – средняя молярная теплоем2 кость топливовоздушной смеси в точке с, кДж/(кмольК); tz, tc – p p температура рабочего тела в точках с и z; Lc  z  z c Vz  Vc  – 2 работа расширения газов от точки с до точки z. Работу расширения газов на участке с–z преобразуем следующим образом:

кДж/(кмольК); cVmс  aс 

Lc  z 

1 2

Vz   p V  p  V  p  p V z z c c z c c     

1 1    M c R0 Tz   M c R0 Tc   M c R0 Tz  M c R0 Tc  2  

или Lc z 

  1 1  1  M c R0  t z 1    Т c   1    273 1   , 2      

(10.20)

где R0 = 8,314 кДж/(кмольК) – универсальная газовая постоянная;  – степень предварительного расширения. После преобразования уравнение (10.19) примет вид:  с  z Qн    cVmz t z   cVmc tc  1     М 0  1  т  1  1 R  R0  t z 1    0 2   2

  1  T    1     273 1    .  c    

(10.21)

Значения c–z и  принимаются по экспериментальным данным для двигателя-прототипа (c–z = 0,8–0,9;  = 1,05–1,15). Если на расчетном режиме значение коэффициента избытка воздуха меньше 1 следует учесть неполноту сгорания углеводородов топлива   22,4  Qн (co) , Qн  Qн  rco M пр.сг

(10.22)

где rсо – объемная доля оксида углерода в продуктах сгорания;  – количество молей продуктов сгорания, приходящихся на M пр.сг

368

1 кг топлива, кмоль/(кг топлива); Qн (со) = 12600 кДж/нм3 – низшая теплота сгорания оксида углерода. В уравнении (10.21) три неизвестных – с–z, tz и . Значения с–-z и  изменяются в относительно узких пределах (с–z = 0,80– 0,90;  = 1,05–1,15) и их значения принимаются по экспериментальным данным для подобных двигателей и подобных режимов работы. Определив из уравнения (10.21) tz, находим максимальное давление цикла по уравнению состояния для точки z, p z Vz   M c R0 Tz . (10.23) Температура продуктов сгорания в конце процесса расширения (в точке е – рис. 10.16) определяется из уравнения теплового баланса для участка индикаторной диаграммы от точки z до точки е,

1   c  z  We  Bц Qн  U z e  Lze ,

(10.24)

где Wе – относительные потери теплоты от газов в стенки вследствие теплоотдачи и неполноты сгорания на такте расширения (Wе = 0,07 – 0,15); U z  е   M c  сVmz t z   M c  cVmе tе – изменение внутренней энергии продуктов сгорания на участке z–е, кДж; p V  pеVе Lz-е  z z – работа расширения продуктов сгорания на n p 1 участке z–е, кДж; nр – среднее значение показателя политропы расширения на участке z–е. После преобразований уравнение (10.24) примет вид: Qн 1   c  z  We  R T  T   cVmz t z  cVmete  0 z e , (10.25)   M 0  1  т  1    np 1 где np – среднее значение показателя политропы расширения. В данном уравнении неизвестны две величины – tе и np, взаимосвязь которых определяется уравнением политропы для участка индикаторной диаграммы z–е: n p 1

T zV z

n p 1

 TeVe

(10.26)

или n 1

Te  Tz V z Ve n p 1  Tz 1  e p , 369

(10.27)

где  е  Ve Vz – степень последующего расширения. Среднее значение показателя политропы расширения np определяют методом последовательных приближений. Приняв в первом приближении значение np (в двигателях с искровым зажиганием np = 1,20–1,30) определяют по уравнению (10.27) значение tе. Затем проверяют соблюдается ли при этих значениях np и tе уравнение баланса теплоты (10.25). Подбор np продолжают до совпадения значений левой и правой части уравнения (10.25). Таким образом, для расчета процесса сгорания-расширения в двигателях с искровым зажиганием по методу ГриневецкогоМазинга необходимо принять по экспериментальным данным для подобных двигателей и подобных режимов работы три параметра: с–z, , We. Сопоставление расчетной индикаторной диаграммы с усредненной по нескольким десяткам действительных циклов в двигателях с искровым зажиганием условно и имеет смысл только для контроля уровня значений максимального давления цикла, степени предварительного расширения, индикаторной работы газов за цикл, индикаторного КПД, поскольку от цикла к циклу и на конкретном режиме работы двигателя давление газов на участке сгорания-расширения изменяется в значительных пределах (рис. 10.15). Подобный подход к оценке математического моделирования процессов в надпоршневой полости двигателя с искровым зажиганием сохранится и при моделировании процесса сгорания топливовоздушной смеси (закона сгорания), изменения давления и температуры продуктов сгорания в надпоршневой полости по углу поворота коленчатого вала, соответствующих усредненной индикаторной диаграмме для конкретного режима работы двигателя. Аналитическая зависимость доли сгоревшей топливовоздушной смеси от угла поворота коленчатого вала (закон сгорания) может быть представлена функцией, отвечающей следующим требованиям:  значение функции в начале интенсивного сгорания (10– 15 ПКВ до ВМТ) должно быть равным 0, а в конце сгорания равным 1 (0,999);  функция не должна иметь разрывов;  значение функции при угле поворота коленчатого вала, 370

соответствующем максимальному давлению цикла (точка z) должно быть не меньше с–z = 0,80–0,90. Этим требованиям отвечает, например, тригонометрическая функция     н  (10.28) x  0,5 1  cos        z  или функция, предложенная И.И. Вибе для моделирования процесса сгорания топлива в дизелях 16: x 1 e

  н  6, 908    z

  

m1

,

(10.29)

где  – текущее значение угла поворота коленчатого вала; н – угол поворота коленчатого вала, соответствующий началу интенсивного выделения теплоты (10–15 ПКВ до ВМТ); z – продолжительность сгорания (для двигателей с искровым зажиганием z = 20–60 ПКВ); m – показатель динамики сгорания (для двигателей с искровым зажиганием m = 2–3, для дизелей m = = 0,1–1,2). Обе эти зависимости для закона сгорания в двигателе с искровым зажиганием являются эмпирическими. Тем не менее, если известно для усредненной индикаторной диаграммы конкретного режима работы двигателя значение коэффициента эффективного выделения теплоты с–z, степень предварительного расширения  (угол поворота кривошипа z, соответствующий максимальному давлению цикла), то с помощью зависимостей (10.28) и (10.29) возможно оценить продолжительность сгорания топливовоздушной смеси. Например, для режима работы двигателя ВАЗ-2103 при n = 5600 об/мин и полностью открытой дроссельной заслонке (с–z  0,85; н = 345 ПКВ, z = 370 ПКВ – рис. 10.11) продолжительность сгорания топливовоздушной смеси z составляет по зависимости (10.28), примерно 35 ПКВ, по зависимости (10.29) при m = 2, z  33 ПКВ. Концу процесса сгорания топливовоздушной смеси в действительном цикле двигателя с искровым зажиганием примерно соответствует момент достижения фронтом пламени наиболее удаленной от электродов свечи зажигания поверхности стенки 371

надпоршневой полости. Зная расстояние от электродов свечи зажигания до наиболее удаленной поверхности стенки надпоршневой полости Lпл и продолжительность сгорания топливовоздушной смеси z возможно оценить и среднюю скорость распространения фронта пламени, м/с: Wпл 

Lпл  z 6 n

.

(10.30)

Для рассматриваемого выше примера (двигатель ВАЗ-2103, n = 5600 об/мин, угол поворота кривошипа, соответствующий максимальному давлению газов рz, равен 370 ПКВ, Lпл  70 мм, z = 33–35 ПКВ) среднее значение скорости распространения фронта пламени Wпл  67–70 м/с. Учитывая в значительной степени приближенный характер представления физико-химических процессов на участке сгорания-расширения при моделировании изменения давления газов в надпоршневой полости в зависимости от угла поворота коленчатого вала на этом участке (построение расчетной индикаторной диаграммы на участке сгорания-расширения), будем исходить из следующих предположений:  параметры рабочего тела в надпоршневой полости в каждой из зон (зона продуктов сгорания и зона топливовоздушной смеси, разделенные фронтом пламени) находятся в равновесном состоянии, но при различном значении температуры;  отношение объема зоны за фронтом пламени (объема продуктов сгорания) к надпоршневому объему в начале расчетного участка равно доле сгоревшей топливовоздушной смеси х к этому моменту;  потери теплоты от газов в стенки на расчетном шаге для каждой из зон принимаются пропорциональными их объемам в начале расчетного участка;  потери рабочего тела через зазор между поршнем и стенками цилиндра незначительны и в расчете не учитываются. Тогда зависимость (4.33) для определения изменения давления газов в надпоршневой полости на расчетном участке при сгорании-расширении, если исходить из двухзонной модели, примет вид: 372

p i 

к тi pi Vi

  к тi  1 Qxi  Qтi  Vпi  ,  Vмxi  к pi  тi 

(10.31)

где ктi – показатель адиабаты для продуктов сгорания в начале расчетного участка; рi – давление газов в надпоршневой полости; Vi  x(i ) Vi – объем продуктов сгорания; х(i) – доля топливовоздушной смеси, сгоревшей к началу расчетного участка; Vi – объем надпоршневой полоти в начале расчетного участка; Vмxi    1 Vi х(i ) – изменение объема продуктов сгорания, обусловленное реакциями окисления топлива;  – коэффициент молекулярного изменения; хi – доля топливовоздушной смеси, сгоревшей на расчетном участке; Qxi  Bц Qн х(i ) – количество теплоты, выделяющееся на расчетном участке в реакциях окисj

ления топлива; Qтi  x(i )   тi Fтj Ti  Tcтj  – потери теплоты от j 1

продуктов сгорания в стенки надпоршневой полости; Vпi – изменение объема надпоршневой полости на расчетном участке, обусловленное перемещением поршня. При этом объем зоны топливовоздушной смеси Vi  Vi в течение расчетного промежутка времени предполагается неизменным, а в конце расчетного промежутка времени уменьшается на величину Vi x(i ) . Давление и температура продуктов сгорания в конце расчетного участка (в начале следующего расчетного участка): рi+1 = рi +  рi; pi 1 Vi1 Ti 1  , R0 x(i 1) M н  где М н – количество молей рабочего тела в начале интенсивного сгорания топливовоздушной смеси. Исходными данными для данного расчета являются конструктивные параметры двигателя, определяющие изменение надпоршневого объема Vi по углу поворота коленчатого вала, ряд режимных параметров, определяющих количество теплоты, выделяющейся в реакциях окисления углеводородов топлива 373

( ВцQн ), коэффициент молекулярного изменения , количество рабочего тела и его параметры в начале интенсивного сгорания топливовоздушной смеси (в точке н – рис. 10.16). Начало интенсивного сгорания топливовоздушной смеси н, закон сгорания х, зависимость коэффициента теплоотдачи т от конструктивных параметров и параметров рабочего тела в расчетной зоне, средние значения температуры Тст j для отдельных участков поверхности стенок надпоршневой полости принимаются по экспериментальным данным для подобных двигателей и режимов работы близких по параметрам и показателям расчетному режиму. Таким образом, данный метод построения индикаторной диаграммы двигателя с искровым зажиганием на участке сгорания-расширения, как и метод Гриневецкого-Мазинга, только при наличии экспериментальных данных для подобных двигателей и подобных режимов работы, близких по параметрам и показателям расчетному, позволяет лишь с относительно невысокой степенью приближения определить изменение давления и температуру рабочего тела в надпоршневой полости при сгораниирасширении. Погрешность определения параметров и показателей рабочего цикла может достигать при этом 5–10 %, но на стадии проектирования двигателя погрешность этого уровня вполне приемлема. Контрольные вопросы и задания 1. Какие типы систем питания используются в двигателях с искровым зажиганием? 2. Как происходит образование топливовоздушной смеси при внешнем смесеобразовании? 3. Какие преимущества и недостатки карбюраторных систем питания в сравнении с системами впрыска? 4. Какие преимущества и недостатки системы распределительного впрыска по сравнению с системой моновпрыска? 5. Объясните процессы образования топливовоздушной смеси в двигателях с искровым зажиганием при внутреннем смесеобразовании.

374

6. Обоснуйте перспективы применения непосредственного впрыска в двигателях с искровым зажиганием и расслоением топливовоздушной смеси. 7. Объясните принцип работы батарейной системы зажигания. 8. Какие процессы происходят в зоне электрического разряда между электродами свечи зажигания. 9. Перечислите требования, предъявляемые к системе зажигания двигателя при внешнем смесеобразовании? 10. Какие процессы происходят во фронте пламени? 11. Объясните следующие понятия:  абсолютная скорость реакций;  энергия активации;  константы химических реакций. 12. Как влияет начальная температура топливовоздушной смеси и энергии активации на абсолютную скорость химических реакций? 13. Объясните основные положения теории цепных реакций применительно к реакциям во фронте пламени. 14. Объясните механизм образования токсичных и канцерогенных соединений при сгорании топливовоздушных смесей. 15. От каких факторов зависит скорость распространения фронта пламени при сгорании гомогенных топливовоздушных смесей? 16. От каких факторов зависит продолжительность интенсивного (видимого) сгорания в двигателях с искровым зажиганием? 17. Какие факторы определяют интенсивность диссоциации при сгорании топливовоздушных смесей? 18. Как влияет диссоциация на эффективность преобразования теплоты в механическую работу? 19. Объясните особенности детонационного сгорания топливовоздушных смесей. 20. Какие факторы определяют детонационное сгорание топливовоздушных смесей? 21. Какие факторы определяют цикловую нестабильность процесса сгорания топливовоздушных смесей?

375

22. Представьте основные характеристики процесса сгорания топливовоздушных смесей и методы их определения. 23. Объясните сущность метода расчета процессов сгораниярасширения Гринивецкого-Мазинга в двигателе с искровым зажиганием. 24. Объясните особенности математического моделирования процесса сгорания в двигателе с искровым зажиганием и его возможности. Список литературы к главе 10 1. Орлов В.А., Лосев В.Е. Автомобильные карбюраторы. – Л.: Машиностроение, 1977. – 246 с. 2. Greiner M., Romman P., Steinbrenner U. Bosch fuel injectors – new developments // SAE Technical Paper Series. – 1987. – № 87/0124. – Р. 1–11. 3. Scott D. Pneumatic fuel injection spurs two-stroke revival // Automotive Engineering. – 1986. – Vol. 94. – № 8. – P. 74–79. 4. Сандомирский М.Г. Перспективы применения аккумуляторных форсунок в автотракторных двигателях // Вісник ХДТУСТ «Механізація сільськогосподарського виробництва». – 2000. – Вип. 1. – С. 16–23. 5. Молчанов П.Н., Владимирский А.И., Бобровский В.А. Система впрыскивания бензина // Двигателестроение. – 1990. – № 3. – С. 21–23. 6. Астахов В.А. Разработка рабочих процессов бензинового двигателя с расслоением заряда в дополнительной камере сгорания: Автореф. канд. дисс. – Харьков: ХПИ, 1987. – 24 с. 7. Кадаков М. Будем непосредственнее! Новый двигатель Mitsubishi. // Авторевю. – 1996. – № 2. – С. 22–23. 8. Воинов А.Н. Сгорание в быстроходных поршневых двигателях. – М.: Машиностроение, 1977. – 275 с. 9. Глезер Г.Н., Опарин И.М. Автомобильные электронные системы зажигания. – М.: Машиностроение, 1977. – 144 с. 10. Дмитриевский А.В., Тюфяков А.С. Бензиновые двигатели. – М.: Машиностроение, 1986. – 209 с. 11. Бела Буна. Электроника на автомобиле. – М.: Транспорт, 1979. – 190 с. 376

12. Воеводский В.В., Налбалдян А.Б. Окисление водорода // Сб. трудов ин-та химической физики АН СССР «Кинетика цепных реакций окисления». – М.–Л.: АН СССР, 1950. – С. 11–37. 13. Чирков Н.М. Энтелис С.Г. Кинетика окисления этана // Сб. трудов ин-та химической физики АН СССР «Кинетика цепных реакций окисления». – М.–Л.: АН СССР, 1950. – С. 118–156. 14. Иноземцев Н.В. Основы термодинамики и кинетики химических реакций. – М.: Машгиз, 1950. – 210 с. 15. Звонов В.А. Токсичность двигателей внутреннего сгорания. – М.: Машиностроение, 1981. – 159 с. 16. Вибе И.И. Новое о рабочем цикле двигателей. – М.: Машгиз, 1962. – 271 с.

377

Глава 11 ПРОЦЕССЫ СМЕСЕОБРАЗОВАНИЯ, ВОСПЛАМЕНЕНИЯ, СГОРАНИЯ И РАСШИРЕНИЯ В ДВИГАТЕЛЯХ С ВОСПЛАМЕНЕНИЕМ ТОПЛИВА ОТ СЖАТИЯ § 1. Системы подачи топлива в камеру сгорания дизеля В первых конструкциях дизелей [1] подача топлива осуществлялась сначала в смесительную камеру форсунки, а подача топлива в надпоршневую полость (камеру сгорания) – сжатым воздухом. Сжатый воздух подавался в смесительную камеру форсунки при давлении большем на 1,5–2 МПа давления воздуха в надпоршневой полости в конце такта сжатия. Давление воздуха в надпоршневой полости к концу такта сжатия достигало 3,2– 3,5 МПа, температура – 550–600 С. Подача топлива в надпоршневую полость начиналась до ВМТ. Момент начала подачи топлива из смесительной камеры форсунки в надпоршневую полость определялся моментом открытия иглы форсунки. Подъем иглы форсунки осуществлялся с помощью кулачкового вала с приводом от коленчатого вала. Продолжительность открытия иглы форсунки не зависела от нагрузки. В качестве топлива использовался керосин. Применение сжатого воздуха для распыливания и подачи топлива в надпоршневую полость обеспечивало высокую дисперсность его распыла, интенсивное перемешивание мельчайших капель топлива с горячим воздухом, сокращение периода задержки воспламенения. Поэтому скорость сгорания топлива определялась в основном скоростью его поступления в надпоршневую полость. Процесс сгорания при этом происходил практически при постоянном давлении. Изобретение механической системы подачи топлива непосредственно в камеру сгорания значительно упростило конструкцию дизеля, систему управления, позволило повысить частоту вращения коленчатого вала дизеля. В современных дизелях используется несколько типов механических систем топливоподачи 378

на базе плунжерных насосов высокого давления: раздельные системы топливоподачи (насос и форсунки – отдельные узлы, соединенные трубопроводом высокого давления); насос-форсунки (плунжерный насос высокого давления и форсунка в общем корпусе); аккумуляторные системы топливоподачи с электронной системой управления перемещением иглы распылителя форсунки. Рассмотрим, в качестве примера, особенности процессов подачи топлива в камеру сгорания в дизеле с раздельной механической системой (рис. 11.1). Топливо из бака 1 под9 качивающим топливным на8 6 сосом 3 через фильтры гру1 бой 2 и тонкой 4 очистки 7 топлива подводится к корпусу топливного насоса высоко2 3 4 го давления 6 (рис. 11.1). 5 Давление в каналах подвода топлива к нагнетательным секциям насоса поддерживаРисунок 11.1 – Схема системы подачи ется на уровне 0,2–0,3 МПа топлива в автотракторном дизеле: 1 – топливный бак; 2 – фильтр грубой обратным клапаном 7. Нагнеочистки топлива; 3 – подкачивающий тательные секции соединены топливный насос; 4 – фильтр тонкой трубопроводами высокого очистки топлива; 5 – вентиль для удаления из системы воздуха; 6 – топливный давления 8 с форсунками 9. насос высокого давления; 7 – обратный Топливо, поступившее в поклапан; 8 – трубопровод высокого дав- лость пружины форсунки челения; 9 – форсунка рез зазор между иглой распылителя и корпусом распылителя, отводится в топливный бак 1. Нагнетательная секция топливного насоса высокого давления (рис. 11.2) содержит узел нагнетательного клапана 3, втулку плунжера 4 с каналами для подвода топлива в надплунжерную полость, плунжер 6 с отсечной канавкой 7, поворотную втулку 10, толкатель 11, пружину толкателя 12. Изменение цикловой подачи топлива в приведенной конструкции определяется изменением момента открытия кромкой отсечной канавки на плунжере 7 отверстия 5 во втулке плунжера 4. Этот момент зависит от угла поворота плунжера 6, осуществляемого через поворотную втулку 379

10 рейкой 9 топливного насоса, соединенной тягой с центральным регулятором. Перемещение плунжера 6 1 нагнетательной секции осуществляется через толкатель 11 кулач3 2 ковым валом. Максимальное дав4 ление в надплунжерной полости, 6 а соответственно и перед форсункой, в раздельных системах топ5 8 ливоподачи составляет 30 – 100 7 МПа. В насос-форсунках это дав10 ление может превышать и 150 9 МПа. В раздельных системах топ11 ливоподачи используются в ос12 новном закрытые форсунки с многодырчатым распылителем (рис. 11.3, а) или со штифтовым Рисунок 11.2 – Топливный насос распылителем (рис. 11.3, б) с раз(поперечный разрез): личной формой штифта. Форсун1 – корпус; 2 – каналы для топлива; 3 – узел нагнетательного кла- ки с многодырчатым распылитепана; 4 – втулка плунжера; 5 – лем применяются в дизелях с неканалы для топлива во втулке разделенными и полуразделенплунжера; 6 – плунжер; 7 – отсеч- ными камерами сгорания. Колиная канавка; 8 – штифт; 9 – рейка; 10 – поворотная втулка; 11 – тол- чество отверстий распылителя в зависимости от формы камеры катель; 12 – пружина толкателя сгорания и ее расположения по отношению к распылителю форсунки, диаметра горловины камеры сгорания и интенсивности тангенциального вихря в надпоршневой полости составляет 4–12; диаметр отверстий распылителя в зависимости от объема надпоршневой полости – 0,2–1 мм и более. Форсунки со штифтовым распылителем (диаметр штифта 1– 2 мм) используются в быстроходных дизелях с разделенными камерами сгорания (вихрекамерные и предкамерные дизели). Давление топлива в полости под иглой распылителя 5, соответствующее моменту начала подъема иглы распылителя, определяется предварительной затяжкой пружины форсунки 2 380

(рис. 11.3) и зависит от типа камеры сгорания и других особенностей организации процессов смесеобразования. В форсунках со штифтовым распылителем это 1 давление обычно не превышает 13 МПа, в форсунках с 2 многодырчатым распылителем давление начала подъе3 3 1 ма иглы распылителя со2 ставляет 17–30 МПа. 4 Рассмотрим для приме5 ра особенности процессов подачи топлива в вихрека4 6 мерном дизеле с топливным 5 насосом распределительного типа и штифтовой форсун6 кой при частоте вращения коленчатого вала 5000 мин–1 (рис. 11.4). Остаточное давб а ление в трубопроводе высокого давления рост составляРисунок 11.3 – Форсунки: ет примерно 0,6 МПа. Начаа – с многодырчатым распылителем; б – со штифтовым распылителем ло подъема иглы распыли1 – корпус форсунки; 2 – пружина; 3 – ка- теля форсунки по отношенал подвода топлива к распылителю; 4 – корпус распылителя; 5 – игла распылителя; нию к моменту начала повышения давления топлива 6 – накидная гайка перед форсункой смещается примерно на 15 ПКВ. По отношению к ВМТ поршня опережение начала подъема иглы распылителя форсунки впр составляет 17 ПКВ. В этот момент давление топлива перед форсункой достигает значения, соответствующего давлению затяжки пружины (рвпр  13 МПа). Продолжительность подъема иглы форсунки (hигл = 0,8 мм) составляет примерно 18,5 ПКВ, выстоя – 27 ПКВ, посадки иглы – 8,5 ПКВ. В течение этого промежутка времени (54 ПКВ или 1,8 мс) в камеру сгорания поступает 381

28,4 мм3 топлива. Максимальное давление топлива перед форсункой не превышает 19,5 МПа. В зависимости от частоты вращения коленчатого вала, величины цикловой подачи топлива эти параметры процесса топливоподачи будут изменяться. 4 2 р, МПа

впр =1

hигл

20

3

1

рост

рвпр

10

5  = 2 мс

Рисунок 11.4 – Осциллограмма изменения параметров топливоподачи в вихрекамерном дизеле ВАЗ-341 (S/D = 80/76) при частоте вращения коленчатого вала 5000 об/мин и цикловой подаче Вц = 28,4 мм3/цикл: 1 – давление топлива перед форсункой; 2 – подъем иглы форсунки (hигл = 0,8 мм); 3 – закон подачи топлива  = В /Вц (В –количество топлива, поступающего в камеру сгорания к углу поворота кривошипа ); 4 – отметка ВМТ поршня; 5 – отметка времени ( = 2 мс)

§2. Процессы смесеобразования Эффективность процесса сгорания топлива в дизелях в значительной степени зависит от тонкости и однородности распыла топлива, распределения топлива по объему камеры сгорания, взаимодействия факелов впрыснутого топлива со стенками камеры сгорания и потоками воздуха (продуктов сгорания) в камере сгорания. При повышенных цикловых подачах топлива подача топлива в камеру сгорания продолжается и после начала сгорания, то есть процессы смесеобразования и сгорания в дизелях протекают в течение некоторого времени одновременно. 382

Качество распыливания топлива определяется тонкостью и однородностью распыла топлива, дальнобойностью факела, структурой факела распыленного топлива. Тонкость распыливания топлива характеризуется величиной среднего диаметра капель топлива, а однородность распыливания топлива – предельными отклонениями диаметра капель топлива от среднего значения. Эти показатели качества распыливания топлива, как и дальнобойность факела, угол конуса факела, зависят от особенностей конструкции распылителей, давления топлива у отверстий распылителя (под иглой распылителя) и характера его изменения в течение впрыскивания, давления (плотности) среды (воздуха, продуктов сгорания), в которую осуществляется впрыскивание, интенсивности турбулизации среды. Впрыскивание топлива в камеру сгорания дизеля в зависимости от особенностей организации рабочих процессов, частоты вращения коленчатого вала начинается за 10–40 ПКВ до ВМТ и продолжается в зависимости от величины цикловой подачи топлива 10–60 ПКВ. Давление воздуха в камере сгорания к началу впрыскивания в дизелях без наддува достигает в зависимости от степени сжатия 3–6 МПа, в дизелях с наддувом – до 10 МПа, температура воздуха – 900–1100 К. В течение подачи топлива в камеру сгорания изменяется давление топлива перед сопловыми каналами распылителя, давление, температура и плотность воздуха (продуктов сгорания) в камере сгорания, а соответственно и перепад давления на сопловом канале распылителя. Перепад давления на сопловом канале распылителя зависит также и от местных сопротивлений канала (остроты кромок канала, шероховатости поверхности стенок канала). Действительная скорость истечения топлива из соплового канала, м/с: Wc  

2 р т  рпр  т

,

(11.1)

где  = 0,7–0,8 – скоростной коэффициент; рт, рпр – давление топлива перед сопловым каналом (под иглой) и воздуха в камере сгорания в Па; т – плотность топлива перед сопловым каналом в кг/м3. 383

Для примера (табл. 11.1) определим скорость истечения топлива из соплового канала при плотности топлива т = 850 кг/м3, скоростном коэффициенте  = 0,7, учитывающем уменьшение скорости истечения вследствие трения потока топлива о стенки и внутреннего трения, давлении воздуха в камере сгорания рпр = = 4 МПа. Таблица 11.1 – Изменение скорости истечения топлива из соплового канала в зависимости от перепада давления на сопловом канале (рт – рпр) 10–5, Па Wс, м/с

60 83

160 136

260 173

460 230

960 333

1460 410

Распад струи топлива на выходе из отверстия распылителя, образование факела распыленного топлива зависит от конструкции распылителя, скорости истечения топлива, давления и плотности газовой среды, определяющих аэродинамическое сопротивление среды, в которую осуществляется впрыскивание. На распад струи значительное влияние оказывают также начальные возмущения в сопловом канале, которые зависят от кромок отверстий соплового канала, отношения длины соплового канала к его диаметру, шероховатости стенок соплового канала, пузырьков паров топлива и воздуха в струе топлива, сжимаемости топлива. Центральная часть факела состоит из более крупных частиц топлива и отходящих от нее тонких нитей топлива, которые затем разрушаются под воздействием сил аэродинамического сопротивления газовой среды, образуя оболочку факела из мелких капель. Скорость капель топлива в оболочке факела вследствие аэродинамического сопротивления газовой среды по мере удаления от оси факела резко уменьшается. При впрыскивании топлива в вакуум распад струи на выходе из соплового отверстия зависит только от начального возмущения в сопловом канале. Если начальное возмущение в сопловом канале незначительно, на выходе из отверстия соплового канала образуется плотная струя (рис. 11.5, а) или рыхлая струя топлива (рис. 11.5, б, в) [2]. Замена цилиндрического штифта в 384

распылителе (рис. 11.5, а) на штифт с обратным конусом (рис. 11.5, г) увеличила начальное возмущение в канале распылителя [2]. На выходе из соплового отверстия струя топлива распадается на тонкие нити, которые затем разрываются, образуя отдельные капли. С повышением противодавления газовой среды (воздуха) в бомбе, в которую осуществляется впрыскивание топлива, с 30– 40 мм рт.ст. до атмосферного (760 мм рт.ст.) аэродинамическое сопротивление среды возросло примерно пропорционально увеличению плотности газовой среды и квадрату скорости частиц топлива, что увеличило скорость распада струи, дробление частиц топлива непосредственно на выходе из соплового канала (рис. 11.6, а). Образующиеся при этом вихри воздуха переносят мельчайшие частицы топлива на периферию факела, образуя его оболочку в форме конуса. Если начальное возмущение в сопловом канале незначительно (штифтовой распылитель с цилиндрическим штифтом – рис. 11.5, а), то при увеличении противодействия газовой среды до 1,6 МПа на выходе из соплового канала формируется плотная струя топлива, которая распадается на заметном удалении от отверстия канала распылителя (рис. 11.6, б).

a

б

в

г

Рисунок 11.5 – Впрыскивание топлива в вакуум (абсолютное давление газовой среды в бомбе, в которую осуществлялся впрыск, составляет 30 – 40 мм рт.ст.)

385

При впрыскивании топлива через сопловой распылитель (рис. 11.7, а) при постоянном давлении топлива в аккумуляторе, а соответственно и перед отверстием канала распылителя, и противодавлении 0,1 МПа по оси факела образуется более плотное ядро, состоящее из более крупных капель. Верб a шина этого ядра несколько Рисунок 11.6 – Впрыскивание топлива в отстает от переднего фронта газовую среду с противодавлением: факела. В ядре факела нахоа – рпр = 0,1 МПа, распылитель штифтовой дится основная масса впрысс обратным конусом – рис. 11.5, г; б – рпр = 1,6 МПа, распылитель штифтовой киваемого топлива [3]. Мельс цилиндрическим штифтом – рис. 11.5, а чайшие частицы топлива, образующиеся на поверхности ядра, вихрями воздуха выносятся из этой зоны на периферию факела. С повышением противодавления газовой среды до 1,4 МПа возрастает интенсивность образования мельчайших капель топлива в зоне ядра факела, интенсивность их переноса вихрями воздуха на периферию факела, увеличивается угол конуса факела, однородность распыливания топлива (рис. 11.7, б). Противодавление (плотность газовой среды, в которую осуществляется впрыскивания топлива) влияет и на дальнобойность Lф и на угол  ф конуса факела (рис. 11.8) [2]. С увеличением противодавления газовой среды дальнобойность факела уменьшается, а б увеличивается угол ко11.7 – Впрыскивание топлива в газовую нуса факела. На каче- Рисунок среду при постоянном давлении топлива в ство распыла топлива и аккумуляторе рак = 56 МПа и противодавледальнобойность факением рпр = 0,1 МПа (а) и рпр = 1,4 МПа (б): ла оказывает заметное распылитель дырчатый – рис. 11.5, б; dс = 0,56 мм 386

влияние диаметр сопловых каLф, 1 мм 2 налов дырчатого распылителя 160 (рис. 11.9, 11.10) [2]. С уменьшением диаметра соплового ка140 3 нала улучшается тонкость и однородность распыливания топли120 Lф ва – увеличивается относительный суммарный объем капель Vк 100 с меньшим диаметром d к и 80 уменьшаются предельные значеф ния диаметра капель (рис. 11.9). 60 30 ф Дальнобойность факела с уменьшением диаметра соплового ка40 20 В нала также уменьшается (рис. 10 20 11.10). На дальнобойность факеА ла, угол конуса факела и мелкость распыливания топлива оказывает , мс 2 1 влияние не столько диаметр соРисунок 11.8 – Влияние противодавплового канала, сколько соотноления газовой среды на дальношение между диаметром и длибойность факела Lф и на угол конуса факела  ф: ной соплового канала. Чем меньше отношение длины соплового распылитель многодырчатый с канала дырчатого распылителя dс = 0,8 мм; давление начала подъеиглы форсунки – 20 МПа; часто(толщины стенки распылителя) к ма та вращения кулачкового вала его диаметру, тем тоньше распы- nк = 800 об/мин; ливание топлива, больше угол ко- 1 – рпр = 0,1 МПа; 2 – рпр = 1 МПа; нуса факела. Дальнобойность фа- 3 – рпр = 2,1 МПа; А – рпр = 0,7 МПа; кела при этом уменьшается. Ми- В – рпр = 1,73 МПа нимальная толщина стенки дырчатого распылителя в зоне сопловых каналов обычно определяется механической прочностью стенки колодца под иглой распылителя. Скорость частиц топлива и их размер в факеле за фронтом факела изменяются незначительно, поскольку они перемещаются по трасам с пониженным сопротивлением за фронтальными частицами топлива. С потерей скорости каплями топлива во фронте факела следующие за ними капли топлива нагоняют их, сливаются с ними, сообщая им дополнительный импульс для 387

дальнейшего поступательного движения. Поэтому % диаметр капель топлива во 30 фронтальной зоне факела будет постепенно увеличи20 ваться. Достигнув поверхности стенок камеры сгора10 ния, капли топлива фрон1 0 2 тальной зоны факела расте0 каются по поверхности, об20 40 60 80 dк, мкм разуя тончайшую пленку. Рисунок 11.9 – Влияние диаметра соплового Скорость испарения топликанала дырчатого распылителя на ва с поверхности пленки качество распыливания топлива: зависит от температуры подавление впрыска постоянное, верхности стенки камеры рвпр = 17,5 МПа; 1 – dс = 0,203 мм; 2 – dс = 0,508 мм) сгорания, скорости потоков газа над пленкой. Взаимодействие факела Lф, впрыскиваемого топлива с пото2 мм ками газовой среды в надпоршне120 вой полости, интенсивность перемешивания паров топлива с воз100 душным зарядом зависит от типа 80 и формы камеры сгорания, на1 правления движения фронта факе60 ла и газовых потоков. В двигателях с неразделенными камерами 40 сгорания и объемным смесеобразованием (рис. 11.11), используе20 0,2 0,4 0,6 dс,мм мыми в основном в стационарных, тепловозных и судовых дизелях, Рисунок 11.10 – Влияние диаметра определяющее влияние на интен- соплового канала многодырчатого сивность процесса смешивания распылителя на дальнобойность паров топлива с воздушным заря- факела: дом оказывает интенсивность кру- давление начала подъема иглы распылителя рвпр = 20 МПа; противогового движения воздушного за- давление среды рпр= 1,5 МПа; ряда к концу такта сжатия. Круго- 1 – через 1 мс после начала впрыска; вое движение воздушного заряда 2 – через 3 мс после начала впрыска Vк ,

388

достигается тангенциальным направлением каналов подвода воздуха в головке цилиндров четырехтактных дизелей, заширмлением впускных клапанов или тангенциальным направлением продувочных окон в гильзе цилиндров двухтактных дизелей. При тангенциальной скорости воздушного заряда на периферии камеры сгорания до 20 м/с в направлении движения заряда смещается только внешняя оболочка факела с мельчайшими частицами топлива (рис. 11.11, а). При тангенциальной скорости воздушного заряда до 50 м/с – искривляется ось факела (рис. 11.11, б), а при тангенциальной скорости воздушного заряда свыше 50 м/с – происходит разрушение факела. Поэтому в дизелях с неразделенной камерой сгорания с дырчатым распылителем количество отверстий распылителя подбирают таким образом, чтобы на режиме работы дизеля при максимальной цикловой подаче топлива до начала воспламенения не происходило наложение факелов топлива. При наложении факелов распыленного топлива и повышенных цикловых подачах возникают зоны с переобогащением топливовоздушной смеси, что снижает эффективность использования воздушного заряда, полноту сгорания топлива, увеличивает выбросы твердых частиц и токсичных веществ с отработавшими газами.

Dк

a

б

Рисунок 11.11 – Схема взаимодействия факелов впрыскиваемого топлива с воздушным зарядом в неразделенной камере сгорания: а – тангенциальная скорость воздушного заряда на периферии камеры сгорания при Wт  20 м/с; б – 20 м/с  Wт  50 м/с

389

Для исключения наложения факелов впрыскиваемого топлива возможное смещение вершины факела за период задержки воспламенения топлива при повышенных цикловых подачах топлива должно быть меньше длины дуги по периферии камеры сгорания между осями факелов, т.е. Wт i 

 Dк , nс

(11.2)

где Wт – тангенциальная скорость воздушного заряда на периферии камеры сгорания, м/с; i – период задержки воспламенения, с; Dк –диаметр камеры сгорания (рис. 11.11, а), м; nc – количество сопловых отверстий в распылителе. С изменением частоты вращения коленчатого вала это соотношение практически не изменяется вследствие противоположного характера изменения Wт и i от частоты вращения коленчатого вала. В двигателях с полуразделенными камерами сгорания, используемых в основном в быстроходных автотракторных дизелях, камеры сгорания различных форм (тороидальных, цилиндрических, шаровых и т.п.) обычно размещают в днище поршня. Объем камеры сгорания в поршне составляет 75–80 % объема камеры сжатия Vc. При отношении диаметра камеры сгорания в поршне к диаметру цилиндра Dк /D > 0,5 используют объемное смесеобразование, при отношении Dк /D < 0,4 – объемнопленочное или пленочное. При пленочном смесеобразовании используют обычно однодырчатые или двухдырчатые распылители, при объемном и объемно-пленочном – многодырчатые распылители. Интенсивность смешивания паров топлива с воздушным зарядом определяется тангенциальной, радиальной и осевыми скоростями перетекания воздуха из надпоршневого объема в полость камеры сгорания в поршне, то есть, зависит от отношения диаметра горловины камеры к диаметру цилиндра, глубины камеры, надпоршневого зазора, частоты вращения коленчатого вала, направления и формы канала подвода воздуха к впускному клапану. Значительное увеличение тангенциальной составляющей скорости воздушного заряда на входе в камеру сгорания в поршне к концу такта сжатия достигается также выфрезеровкой спираль390

ных углублений на поверхности днища поршня, обеспечивающих интенсивную закрутку воздушного заряда. Рассмотрим для примера особенности процессов пленочного смесеобразования (М-процесс), реализованного в автотракторных дизелях фирмы МАН с полуразделенной камерой сгорания сферической формы (рис. 11.12) [4, 5]. Топливо впрыскивается форсункой с однодырчатым распылителем под небольшим углом к поверхности стенок камеры сгорания в направлении вра2 щения воздушного заряда в камере сгорания. Интенсивное вращение воздушного заряда в надпоршневой полости в камере сгорания достигается тангенциальным направлением впускного 1 канала и спиральными углубле2 ниями 2 на поверхности днища поршня. Направление оси факела 1 впрыскиваемого топлива под небольшим углом ( 15) к сферической поверхности стенки камеры сгорания в направлении вращения воздушного заряда обеспечивает равномерное Рисунок 11.12 – Схема взаимодействия растекание топлива по сферифакела впрыскиваемого топлива ческой поверхности стенки, обс воздушным зарядом в полуразразование тончайшей пленки деленной камере сгорания с пленочным смесеобразованием топлива. Скорость испарения топлива с поверхности пленки, интенсивность образования паровоздушной смеси определяется температурой поверхности стенки камеры сгорания ( 300– 350С), тангенциальной скоростью воздушного заряда (до 90 м/с). Вследствие относительно медленного испарения топлива с поверхности пленки температура воздушного заряда в камере сгорания снижается незначительно, что сокращает период задержки воспламенения, снижает скорость нарастания давления, уровень шума при сгорании. После воспламенения испарение топлива с 391

поверхности пленки происходит в основном за счет теплоты продуктов сгорания, излучения пламени. Полнота сгорания топлива при пленочном смесеобразовании не ниже, чем в двигателях с объемным смесеобразованием. При этом коэффициент избытка воздуха, соответствующий началу дымления, снижается до 1,1–1,2. В дизелях с разделенными камерами сгорания (вихревыми, предкамерами) степень сжатия в зависимости от диаметра цилиндра составляет 18–23. Каналы, соединяющие камеру сгорания с надпоршневой полостью выполнены во вставках 1 из жаропрочного материала (рис. 11.13). Температура этих вставок при повышенных нагрузках может достигать 600–700 С, что предопределяет повышение температуры воздушного заряда, перетекающего из надпоршневой полости в дополнительную камеру сгорания, быстрое испарение топлива, сокращение периода задержки воспламенения до 0,3–0,4 мс, снижение скорости нарастания давления, уровня шума при сгорании. Объем вихревых камер сгорания (сферических, цилиндрических) с направленным по касательной к поверхности стенок камеры сгорания движением потока воздуха из надпоршневой полости составляет 40–60 % от объема камеры сжатия, площадь поперечного сечения соединительного канала составляет 0,01–0,03 от площади поршня. Объем предкамер не превышает 30 % от объема камеры сжатия, площадь поперечного сечения соединительных каналов  0,01 от площади поршня. При этих соотношениях объемов дополнительных камер сгорания и объема камеры сжатия, площадей поперечного сечения соединительных каналов и площади поршня максимальная скорость перетекания воздуха из надпоршневой полости в дополнительную камеру сгорания может достигать 200–300 м/с. В вихревых камерах сгорания за один оборот коленчатого вала воздушный заряд совершает 30–50 оборотов, а за период задержки воспламенения – 2–5 оборотов. Потери энергии на перетекание воздушного заряда из надпоршневой полости в вихревую камеру сгорания достигают в быстроходных дизелях 5–10 Дж/цикл. В вихревых камерах сгорания факел топлива пересекает вращающийся воздушный заряд практически по диаметру вихревой камеры. В предкамерах пересекающиеся струи воздуха из от392

верстий в стенке 1 создают интенсивную беспорядочную турбулизацию воздушного заряда. Эффективное смесеобразование и в случае вихревых камер сгорания и в случае предкамер достигается благодаря большим скоростям потоков воздуха в камере сгорания. 2

2

1

1 3

а

б

Рисунок 11.13 – Схемы взаимодействия факелов впрыскиваемого топлива с воздушным зарядом в разделенных камерах сгорания: а – вихревая камера; б – предкамера 1 – вставка из жаропрочного сплава; 2 – форсунка; 3 – свеча накаливания

В дизелях с разделенными камерами сгорания обычно используются штифтовые распылители при давлениях начала подъема иглы распылителя форсунки 11,5–13 МПа. Максимальное давление впрыска топлива перед форсункой не превышает 30 МПа. Вихревые камеры сгорания применяются в дизелях с диаметром цилиндра до 150 мм, предкамеры – в дизелях с диаметром цилиндра до 300 мм. Коэффициент избытка воздуха в дизелях с разделенными камерами сгорания при максимальных нагрузках снижается до 1,1–1,2. §3. Процессы воспламенения, сгорания и расширения Процессы воспламенения и сгорания в двигателях с воспламенением топлива от сжатия происходят при значительной неоднородности по составу и температуре топливовоздушной смеси в отдельных зонах камеры сгорания. Капли впрыскиваемого топлива, перемещаясь с большой скоростью (до 400 м/с) в газовой 393

среде с высокой температурой ( 600 С) и давлением ( 3 МПа), разогреваются, испаряются, образуя в шлейфе капли смесь паров топлива и воздуха. Поскольку дизельное топливо имеет широкий фракционный состав с различной температурой кипения отдельных фракций (от 180 до 360 С), первоначально с поверхности капель испаряются легкие фракции с температурой самовоспламенения 350–500 С, затем более тяжелые фракции с более низкой температурой самовоспламенения ( 300 С). Поэтому пары легких фракций топлива прогреваются быстрее и до более высоких значений температуры. Однако воспламенение топлива начинается в тех зонах факела впрыскиваемого топлива, где концентрация тяжелых углеводородов с относительно более низкой температурой самовоспламенения достигает значений, при которых возможно самоускорение реакций окисления углеводородов топлива. Количество очагов воспламенения, от которых пламя распространяется на смежные зоны гетерогенной топливовоздушной смеси, невелико. Скорость распространения фронта пламени от очагов воспламенения в зависимости от состава топливовоздушной смеси, давления и температуры смеси, интенсивности ее турбулизации изменяется в пределах 100–300 м/с, тогда как при сгорании гомогенных топливовоздушных смесей углеводородных топлив скорость фронта пламени не превышает 80 м/с [4]. Процессы воспламенения и сгорания топлива в дизелях условно можно разделить в зависимости от особенностей протекания физико-химических процессов на несколько периодов [2, 4]:  период задержки воспламенения I;  период быстрого сгорания II;  период управляемого сгорания III (интенсивность сгорания определяется в основном скоростью подачи топлива в камеру сгорания);  период догорания IV (интенсивность сгорания определяется скоростью диффузии кислорода в зону сгорания топлива). Периоду задержки воспламенения (участок I) соответствует промежуток времени i от момента начала поступления топлива в камеру сгорания (момента начала подъема иглы распылителя) до момента начала видимого сгорания, соответствующего моменту 394

резкого повышения давления в камере сгорания (рис. 11.14, 11.15). Продолжительность периода задержки воспламенения зависит от температуры и давления воздушного заряда к моменту начала поступления в камеру сгорания топлива, температуры самовоспламенения топлива. Чем выше температура и давление воздушного заряда к концу сжатия и ниже температура самовоспламенения топлива (выше цетановое число), тем меньше период задержки воспламенения топлива. Например, в дизеле с полуразделенной камерой сгорания типа ЦНИДИ (S/D = 140/120;  = = 16,5; n = 1700 об/мин; впр = 20 ПКВ; топливо – дизельное летнее с температурой самовоспламенения порядка 310 С; ЦЧ  45) период задержки воспламенения i  1,3 мс (13 ПКВ) (рис. 11.14). При использовании вместо дизельного топлива бензина А-72 (температура самовоспламенения порядка 400–470 С, ЦЧ  10) период за4 р, держки воспламенения I II III IV МПа возрастает почти в 2 раза. В быстроходном 8 2 рт, МПа вихрекамерном авто3 мобильном дизеле на 6 50 1 режиме внешней ско4 30 ростной характеристики при n = 3000 об/мин  впр 2 10 i = 0,81 мс (14,5 ПКВ) 5 2 мс (рис. 11.15). С увели0 чением частоты вращения коленчатого ваРисунок 11.14 – Осциллограммы изменения ла до 5000 об/мин пепараметров рабочих процессов в дизеле риод задержки восплаСМД-14Н с камерой сгорания в поршне менения по времени типа ЦНИДИ при n = 1700 об/мин: несколько уменьшаетz = 4; S/D = 140/120;  = 16,5; диаметр ся, а по углу поворота плунжера dпл = 8,5 мм; впр  20 ПКВ;  = 1,5; ре  0,65 МПа; коленчатого вала воз1 – давление топлива рт перед форсункой; растает, процесс сго2 – подъем иглы форсунки; 3 – давление рания смещается от газов р в надпоршневой полости; 4 – отметка ВМТ на такт расширеВМТ; 5 – отметка времени ( = 2 мс) ния. 395

4 впр I II III IV

2

р, рт, МПа МПа

3

4 20

1 2 10

5

2 мс

Рисунок 11.15 – Осциллограммы изменения параметров рабочих процессов вихрекамерного дизеля ВАЗ-341 при n = 3000 об/мин: z = 4; S/D = 80/76;  = 23; впр  14,5 ПКВ; рвпр  13 МПа; ре  0,65 МПа; 1 – давление топлива рт перед форсункой; 2 – подъем иглы форсунки; 3 – давление газов р в надпоршневой полости; 4 – отметка ВМТ; 5 – отметка времени ( = 2 мс)

Молекулы углеводородов испарившегося с поверхности капель топлива сталкиваясь между собой или с молекулами азота, паров воды могут расщепляться на атомы или группы атомов, образуя химически более активные вещества с меньшей энергией активации, а сталкиваясь с молекулами кислорода, образуют по схеме неразветвленной цепной реакции продукты неполного окисления (спирты, альдегиды, формальдегиды, свободные радикалы, пероксиды и т.п. ). Эти реакции сопровождаются люминесцентным свечением без заметного выделения теплоты. Затем в реакцию с кислородом вступают альдегиды, свободные радикалы с образованием более активных перекисей и появлением вторичного холодного пламени. По мере накопления активных центров реакций окисления возрастают скорости реакций окисления, выделение теплоты, начинается тепловое самоускорение реакций, переходящее в сгорание с желтым пламенем в зоне реакций окисления. 396

Продолжительность периода задержки воспламенения слабо зависит от дисперсности распыливания топлива, так как в факеле впрыскиваемого топлива всегда имеются мелкие капли, предопределяющие образование зон с благоприятными условиями для возникновения очагов воспламенения паров топлива. Несколько большее влияние на период задержки воспламенения оказывает дальнобойность и направление факелов распыленного топлива. Подобный механизм воспламенения топлива характерен для дизелей с относительно невысокими степенями сжатия, соответствующими давлению конца сжатия рс = 3–4 МПа и температуре воздушного заряда 500–700 С. При более высоких значениях давления и температуры воздушного заряда, например, в дизелях с жаровыми накладками на поршне период задержки воспламенения сокращается до долей мс (до 0,1 мс), т.е. фазы предпламенных реакций окисления углеводородов дизельного топлива сглаживаются. Процесс воспламенения топлива становится практически одностадийным. Период задержки воспламенения топлива приближается к предельному значению, определяемому временем, необходимым для распада струи впрыскиваемого топлива и частичного испарения мельчайших капель топлива. С уменьшением периода задержки воспламенения все большая часть топлива поступает в зону сгорания с недостатком кислорода. При этом снижается скорость реакций окисления углеводородов, ускоряются процессы термического расщепления углеводородов с выделением свободного углерода, образованием сажи. Вследствие сложных взаимосвязей факторов, определяющих скорости протекания предпламенных реакций окисления углеводородов топлива, продолжительность периода задержки воспламенения оценивают по экспериментальным данным или по эмпирическим зависимостям определения продолжительности задержки воспламенения для подобных схем организации процессов сгорания. Пример определения периода задержки воспламенения в дизелях с различными схемами организации рабочих процессов по осциллограммам изменения параметров рабочих процессов представлен выше (рис. 11.14 и 11.15). Период быстрого сгорания (период II на рис. 11.14, 11.15) сопровождается резким нарастанием давления и температуры рабочего тела. Это397

му периоду сгорания топлива соответствует промежуток времени от начала воспламенения до момента достижения максимального давления газов в надпоршневой полости. Для рассматриваемых, например, режимов работы дизеля с полуразделенной камерой сгорания (рис. 11.14) и вихревой камерой сгорания (рис. 11.15) при работе на дизельном топливе продолжительность периода быстрого сгорания составляет соответственно 1,2 мс (12,3 ПКВ) и 0,33 мс (6 ПКВ) скорость нарастания давления рII  II = = 0,33 и 0,22 МПа ПКВ . При использовании вместо дизельного топлива бензина (ЦЧ  10) продолжительность периода быстрого сгорания уменьшается в 2–3 раза, возрастает в несколько раз скорость нарастания давления. Здесь рII – повышение давления газов в надпоршневой полости в течение второго периода сгорания и II – продолжительность второго периода сгорания в ПКВ. Высокие скорости нарастания давления газов в надпоршневой полости в период быстрого сгорания обусловлены высокими скоростями распространения фронта пламени ( 100 м/с) от очагов сгорания, образующихся к началу периода быстрого сгорания. Первоначально сгорает смесь паров испарившегося топлива и воздуха. Чем больше испарится топлива в течение периода задержки воспламенения топлива, тем выше будет скорость нарастания давления. Реакции окисления перекисей, образовавшихся в течение периода задержки воспламенения, и углеводородов испарившегося топлива во фронте пламени, распространяющемся от очагов воспламенения, как и в двигателе с искровым зажиганием (см. подраздел 10.3) являются многостадийными, развивающимися по схеме разветвленных цепных реакций. Более высокие температура и давления топливовоздушных смесей в дизелях, многоочаговый характер их самовоспламенения, интенсивная турбулизация топливовоздушных смесей предопределяют высокие скорости реакций окисления топлива, высокие скорости распространения фронта пламени от очагов воспламенения. Скорость нарастания давления в период быстрого сгорания определяет «жесткость» процесса сгорания, уровень динамических нагрузок на детали кривошипно-шатунного механизма, уровень шума процесса сгорания. Жесткость процесса сгорания, а 398

соответственно и динамические нагрузки на детали кривошипношатунного механизма, могут быть существенно снижены применением двухфазной подачи топлива 6. В начале подается на такте сжатия (за 60–120 ПКВ до ВМТ) небольшая часть цикловой подачи топлива (до 20 %), затем основная. К моменту начала подачи основной части цикловой подачи топлива, ранее впрыснутое на такте сжатия топливо практически полностью испарится и в топливовоздушной смеси образуется значительное количество продуктов распада молекул углеводородов, промежуточных продуктов их окисления. Поэтому период задержки воспламенения уменьшится в несколько раз и скорость нарастания давления будет определяться в основном скоростью поступления топлива в надпоршневую полость. Периоду управляемого сгорания (участок III на рис. 11.15) соответствует промежуток времени от момента достижения в надпоршневой полости максимального давления газов до момента посадки иглы распылителя (прекращения подачи топлива). Скорость сгорания топлива в этот промежуток времени определяется в значительной степени скоростью подачи топлива. Этим и обусловлено название данного периода. На осциллограмме, представленной на рис. 11.14, этот период практически отсутствует, так как период быстрого сгорания продолжается почти до момента посадки иглы форсунки на седло. В течение третьего периода происходит догорание топлива, поступившего в надпоршневую полость в течение I и II периода сгорания и сгорание значительной части топлива, поступившего в надпоршневую полость в третьем периоде процесса сгорания. Поскольку в этот период реакции окисление углеводородов топлива происходят при значительном избытке кислорода и высокой температуре газов, процессы испарения топлива и интенсивность турбулизации не лимитируют скорость реакций окисления углеводородов топлива. Процесс воспламенения поступающего топлива происходит по одностадийной схеме, сопровождается вследствие высокой температуры разрывом внутримолекулярных связей, образованием активных радикалов со свободными валентными связями, которые могут взаимодействовать непосредственно с молекулами кислорода. Как и при сгорании гомо399

генных топливовоздушных смесей, процесс окисления углеводородов топлива в гетерогенных топливовоздушных смесях дизелей является многостадийным, сопровождается образованием разветвленных цепей, распространяющихся от начальных очагов реакций окисления по всему объему надпоршневой полости. В дизелях с пленочным смесеобразованием основная часть топлива (80–95 % от цикловой подачи) поступает на поверхность стенки камеры сгорания, образуя топливную пленку. Скорость сгорания топлива в этом случае определяется не скоростью поступления топлива в надпоршневую полость, а интенсивностью испарения топлива с поверхности пленки топлива на стенках камеры сгорания. Механизм воспламенения и сгорания паров топлива, поступающего в камеру сгорания с поверхности топливной пленки практически тот же, что и в случае объемного смесеобразования. Началу периода догорания (замедленного сгорания топлива) соответствует момент посадки иглы распылителя форсунки на седло корпуса распылителя (рис. 11.14, 11.15). К этому моменту сгорает 70–85 % цикловой подачи топлива, значительно снижаются средние и локальные значения концентрации кислорода в газовой смеси. Скорости реакций окисления углеводородов топлива снижаются и могут продолжаться при повышенных цикловых подачах и относительно невысоких начальных значениях коэффициента избытка воздуха (  1,5) до момента начала открытия выпускных клапанов. Чем дольше длится догорание топлива на такте расширения, тем ниже эффективность преобразования теплоты в механическую работу, ниже экономичность двигателя. Организация интенсивной турбулизации газов в надпоршневой полости (разделенные и полуразделенные камеры сгорания) значительно сокращает период догорания топлива. Например, в дизелях с предкамерой, обеспечивающей высокую турбулизацию продуктов сгорания на такте расширения, полнота сгорания достигается и при значениях коэффициента избытка воздуха  = = 1,1–1,2. Полнота сгорания топлива в дизелях с разделенными камерами сгорания, более низкие максимальные значения температуры продуктов сгорания и предопределяют пониженные выбросы токсичных веществ с отработавшими газами. 400

Процессы сгорания топлива в надпоршневой полости сопровождаются интенсивной потерей теплоты в стенки. Значительная доля потерь теплоты в стенки (до 25 %) обусловлена излучением пламени. После завершения процесса сгорания сохраняется только конвективный теплообмен между продуктами сгорания и стенками надпоршневой полости, интенсивность которого зависит от разности температуры между продуктами сгорания и поверхностью стенок надпоршневой полости, интенсивности турбулизации продуктов сгорания на такте расширения. В отличие от двигателей с искровым зажиганием процессы сгорания в дизелях характеризуются высокой стабильностью параметров цикла (рс, рz, , Li, pe), что обусловлено, прежде всего, высокой стабильностью процессов топливоподачи. Поэтому оценка показателей процессов сгорания в дизелях по действительным индикаторным диаграммам, снятым электропневматическим индикатором, достаточно достоверна. Процессы сгорания топлива в дизелях, как и в двигателях с искровым зажиганием (см. подраздел 10.3), характеризуются максимальным давлением сгорания рz, степенью повышения давления при сгорании , скоростью нарастания давления на участке II индикаторной диаграммы (рис. 11.14, 11.15), индикаторным коэффициентом выделения теплоты х i, коэффициентом выделения теплоты х (законом сгорания), коэффициентом эффективного выделения теплоты с–z. Индикаторный коэффициент выделения теплоты хi определяется по индикаторной диаграмме, снятой электропневматическим индикатором, или усредненной индикаторной диаграмме, построенной по нескольким десяткам осциллограмм, и параметрам цикла. При этом необходима корректировка индикаторных диаграмм (корректировка положения линии ВМТ) по индикаторной работе цикла Li и «сглаживание» кривой давления по кривой изменения температуры в надпоршневой полости по углу поворота кривошипа. В дизелях различной размерности, с различными камерами сгорания интенсивное выделение теплоты начинается за 0–10 ПКВ до ВМТ и продолжается 40–50 ПКВ (рис. 11.16, а). В течение этого промежутка времени сгорает 70–85 % цикловой по401

дачи топлива. С увеличением частоты вращения коленчатого вала возрастает интенсивность турбулизации рабочего тела в надпоршневой полости, интенсивность процесса сгорания по времени (рис. 11.16, б), что позволяет сохранить интенсивность сгорания по углу поворота коленчатого вала (рис. 11.16, а), эффективность преобразования теплоты сгорания топлива в механическую работу газов. Благодаря именно этому обстоятельству индикаторный КПД дизелей с частотой вращения коленчатого вала от 500 до 5000 об/мин при соответствующей доводке рабочих процессов поддерживается на уровне 0,47–0,53. хi 0,9

е е

0,8

хi 0,9 е

0,8

0,7

0,7

0,6

0,6

0,5

0,5

0,4

0,4

0,3

0,3

0,2

0,2

0,1

0,1 360 380 400 420 440 460 480 ,ПКВ

a

2

4

6

8

е

10 12 , мс

б

Рисунок 11.16 – Изменение индикаторного коэффициента выделения теплоты по углу поворота коленчатого вала (а) и в функции времени (б): ○ – дизель 16ЧН24/27;  = 13; dпл = 18 мм; рs = 0,25 МПа; ts = 65С;  = 2,05; ре = 1,35 МПа; n = 1000 об/мин; ● – дизель СМД-14Н с камерой сгорания ЦНИДИ; z = 4; S/D = 140/120;  = 16,5; dпл = 8,5 мм;  = 1,5; ре = 0,65 МПа; n = 1700 об/мин;

Разность (1– хi) к моменту открытия выпускных органов газораспределения (точка е на рис.11.16, 11.17) характеризует долю теплоты (от теплоты сгорания цикловой подачи топлива Вц Qн), теряемую в стенки надпоршневой полости вследствие теплообмена и неполноты сгорания. При значениях коэффициента из402

бытка воздуха превышающих 1,5 потеря теплоты вследствие неполноты сгорания топлива не превышает 1–2 %, в зависимости от уровня доводки процессов смесеобразования и сгорания. Кривая закона сгорания топлива может быть построена, если расчетом (см. подраздел 4.3) определить долю потерь теплоты от газов в стенки т вследствие теплообмена по углу поворота коленчатого вала от момента начала сгорания: х = х i + т(н-), – относительные потери теплоты в стенки Вц Qн надпоршневой полости вследствие теплообмена; Qт(н-) – потеря теплоты в стенки вследствие теплообмена от точки н (рис.11.17) до текущего угла поворота кривошипа. Коэффициент эффективz z ного выделения теплоты определяется, как и в двигателе с искровым зажиганием (раздел 10.3), путем замены усредненной действительной индикаторной диаграммы, откорректированной по индикаторной с работе цикла Li, расчетной [7, 8]. Так как в дизелях степень Li н предварительного расширения  значительно больше ( > 1,2), чем в двигателях с искровым зажиганием ( = 1,05–1,15) e b схема замены усредненной V a действительной индикаторной Vh Vc V диаграммы расчетной несколько изменяется (рис. 11.17). Рисунок 11.17 – Схема замены Предполагается, что часть проэкспериментальной индикаторной цесса сгорания в расчетной индиаграммы дизеля расчетной дикаторной диаграмме (участок диаграммы с–z) происходит при постоянном объеме, а часть – при постоянном давлении (участок диаграммы z–z). Догорание pc

pz

где  т ( н) 

Qт (н)

403

топлива (25–15 % от цикловой подачи топлива) осуществляется после точки z. Параметры расчетного цикла (цикловая подача топлива, состав, давление, масса и температура рабочего тела) в узловых точках цикла (точки V, c, z, z, e) соответствуют действительному циклу. Объем надпоршневой полости Vz, соответствующий точке z (рис. 11.17) определяется из условия равенства индикаторной работы газов по усредненной действительной индикаторной диаграмме и расчетной: Li э   Li р   Lc  z  Lz b  La c  

   p zVz  pbVb pcVc  paVa     p z Vz  Vc    . lg p p lg p p z e c  1  1   lg Ve Vz lg V Vc

(11.3)

V

V

Коэффициент полноты индикаторной диаграммы  при данной схеме замены усредненной действительной индикаторной диаграммы расчетной составляет 0,95–0,98. В дизелях с неразделенными и полуразделенными камерами сгорания при   1,5 коэффициент эффективного выделения теплоты с–z = 0,8–0,85, в дизелях с разделенными камерами сгорания – 0,75–0,8. §4. Методы расчета процессов сгорания и расширения в двигателях с воспламенением топлива от сжатия Конечной целью расчета процессов сгорания и расширения в двигателях с воспламенением топлива от сжатия, как и в двигателях с воспламенением топливовоздушной смеси от искры, является построение индикаторной диаграммы на участке сгорания-расширения [9]. Для приближенного определения параметров рабочего тела в узловых точках расчетной индикаторной диаграммы дизеля на участке сгорания-расширения (точки z, z, е) также используется метод Гриневецкого-Мазинга. В качестве исходных данных расчета принимаются экспериментальные данные для двигателя-прототипа: значение коэффициента эффективного 404

выделения теплоты с–z и степень повышения давления при сгорании . В дизелях с разделенной камерой сгорания с–z = 0,75– 0,80,  = 1,3–1,5; в дизелях с неразделенной и полуразделенной камерами сгорания с–z = 0,80–0,85,  = 1,5–2. Значение температуры рабочего тела в точке z определяем из уравнения теплового баланса для участка процесса сгорания от точки с до точки z (рис. 11.17):  с z Вц Qц  U с z  Lс  z  U z  U с  p z V z  V z  . (11.4) После преобразований уравнение (11.3) приводится к виду:  с z Qн  с mz t z  с mc t c   R0Tz  R0Tc . М 0 1    V

V

(11.5)

Определив из уравнения (11.4) значение температуры рабочего тела tz (в точке z), из уравнения состояния (10.23) находим объем рабочего тела в точке z (Vz). Метод приближенного расчета процесса расширения, определение среднего показателя политропы расширения nр, давления и температуры рабочего тела в точке е, соответствующей моменту начала открытия выпускных органов (выпускных клапанов или окон) тот же, что и при расчете процесса расширения в двигателе с искровым зажиганием (см. подраздел 10.4). При использовании приближенного метода расчета параметров рабочего тела в узловых точках расчетной индикаторной диаграммы дизеля на участке сгорания (точки z, z, е) необходимо принять по данным экспериментальных исследований двигателяпрототипа также 3 параметра: , с–z и Wе. Использование же уточненного метода расчета изменения состава и параметров рабочего тела в надпоршневой полости по углу поворота кривошипа на участке индикаторной диаграммы от момента воспламенения топлива (точка н на рис. 11.17) до момента открытия выпускных органов (точка е на рис. 11.17) требует знания значительно большего количества параметров, значения которых также принимаются по экспериментальным данным двигателя-прототипа. Применительно к двигателям с воспламенением топлива от сжатия при расчете процессов в надпоршневой полости на участках сгорания и расширения обычно используются зависимость для 405

закона сгорания (10.29), предложенная И.И. Вибе, и зависимость для коэффициента теплоотдачи (4.43), предложенная Г. Вошни. В качестве примера рассмотрим особенности уточненного метода определения изменения параметров рабочего тела в надпоршневой полости на участке от момента закрытия впускных органов газораспределения до момента открытия выпускных органов газораспределения в дизеле с неразделенной камерой сгорания. Применительно к двигателям с неразделенными и полуразделенными камерами сгорания будем исходить из однозонной модели процессов в предположении равновесного состояния рабочего тела на каждом расчетном участке, состоящего из воздуха и продуктов сгорания, соотношения объемов которых изменяется на каждом расчетном участке. В действительности же система будет находиться не в равновесном состоянии. В зоне каждого очага воспламенения и сгорания, у каждого элемента поверхности стенок надпоршневой полости состав и параметры рабочего тела будут различны. Образование очагов воспламенения и сгорания топлива, их исчезновение в отдельных зонах надпоршневой полости в каждом цикле является случайным явлением. Поэтому использование многозонных моделей расчета процессов в надпоршневой полости многократно усложняет вычисления без заметного повышения точности определения конечных показателей цикла. Как и при расчете процессов газообмена в надпоршневой полости для вычисления изменения давления рабочего тела в надпоршневой полости на участках индикаторной диаграммы, соответствующих процессам сжатия, сгорания и расширения используем дифференциальное уравнение изменения давления для открытой термодинамической системы (4.28). Если не учитывать потери рабочего тела через поршневые кольца (в технически исправном двигателе они незначительны), то для конечного значения продолжительности расчетного промежутка времени i (угла поворота кривошипа  i) уравнение (4.28) для участка сжатия (от точки V до точки н на рис. 11.17) примет вид: pi 

кi pi Vi

 кi  1  Qтi     V пi  ;  к p  i i  406

(11.6)

для участка сгорания-расширения (от точки н до точки е на рис.11.17) p i 

к i pi Vi

  кi  1  Qхi   Qтi V    1   х    V пi  .  i к p  i i 

(11.7)

Условные обозначения параметров, исходные данные для расчета представим в форме таблицы (табл. 11.2), приняв, в основном, те же условные обозначения, что и при расчете процессов газообмена (табл. 6.2). Таблица 11.2 – Условные обозначения параметров № п/п

Параметры и расчетные зависимости

Принятые обозначения

1

2

3

Диаметр цилиндра D, м Ход поршня S, м Длина шатуна L, м Рабочий объём цилиндра Vh , м3 Степень сжатия  Объём камеры сжатия Vс , м3 Частота вращения коленчатого вала n, мин–1 Средняя скорость поршня Сm , м/с Тангенциальная составляющая скорости рабочего тела относительно поверхности стенок цилиндра Ст , м/с 10 Углы поворота коленчатого вала в ПКВ, соответствующие:  закрытию впускных органов 4  открытию выпускных органов 1  началу сгорания н  продолжительности сгорания z  концу процесса сгорания z 11 Элементарный состав топлива: С Н О 1 2 3 4 5 6 7 8 9

407

D S L VH E VC N0 CM СТ

FS2 FB1 FN DFZ FZ С Н О

Таблица 11.2 – Продолжение 1

2

3

12 Содержание кислорода в воздухе rO2 Теоретически необходимое количество воздуха для 13 сгорания 1 кг топлива М 0 , кмоль/кг 14 Коэффициент избытка воздуха  15 Цикловая подача топлива Вц, кг/цикл 16 Универсальная газовая постоянная R0, кДж/кмоль 20 Низшая теплота сгорания топлива Qн, кДж/кг 21 Параметры и состав рабочего тела в надпоршневой полости в точке v:  рv, Па  Vv, м3  M v , кмоль  Тv = p vVv R0 M v , К  М ц s v  М v 1    , кмоль  М  v  М ц s v   , кмоль

RO2 М0 LB ВС R0 QN

РV VV МV ТV MCSV МGV

 rv  M v M v 22 Текущее значение параметров рабочего тела:  рi, Па  Vi, м3  M i , кмоль  М  i , кмоль

RGV

 r i  М  i M v 1    1 xi    23 Доля сгоревшего топлива от цикловой подачи:  к началу расчетного участка

RGI ВМ

m1   i  н     xi  1  exp  6,908      z 

 в течение расчетного промежутка времени х(i) 24 Показатель динамики сгорания m 25 Удельные молярные теплоемкости, кДж/(кмольК):  для воздуха сVbi = ab + bb ti  для продуктов сгорания сVтi = aт + bт ti 408

РI VI МI МGI

Х(I) DX(I) M МСVВI МСVТI

Таблица 11.2 – Продолжение 1

2

3

26 Коэффициенты ab, bb, aт, bт :  ti  1000 С: ab bb aт bт  ti  1000 С: ab bb aт bт 27 Значение показателя адиабаты на расчетном участке кi 1 

8,314

АВ1 ВВ1 АТ1 ВТ1 АВ2 ВВ2 АТ2 ВТ2 КI





ab 1  r i   a т r i  bb 1  r i   bт r i Т i  273

28 Коэффициент теплоотдачи тi, Дж/(м2с):  при i  н

LTI





2,28  0,308Ст





 Ст   C m   2,28  0,308 C  m 

 т i  128  D 0, 2 105 pi

0 ,8

0 ,8

C m  C m  Ti 0

 при i  н  т i  128  D 0, 2 10 5 pi

 3,24  10 3

0 ,8

к   Vv  с  Ti Vh  pi  p v    piVi   Vi  

  

0, 8

Ti 0,53

29 Средние значения температуры поверхности, К  поршня Тп  головки цилиндра Тг  цилиндра Тц 30 Площадь поверхности стенок надпоршневой полости, м2  4

 днища поршня Fп  D 2

ТП ТГ ТС

FП

 4 S  цилиндра Fцi  D  0,5S 1  cos i  1  cos2i  8L  

 головки цилиндра Fг  D 2   D  z

409

FГ FCI

Таблица 11.2 – Продолжение 1

2

3

31 Надпоршневой зазор при положении поршня в ВМТ z, м 32 Количество теплоты, передаваемой от стенок к рабочему телу или от рабочего тела к стенкам надпоршневой полости, Дж:  на расчетном участке Qтi  к началу расчетного участка Qтi 33 Объем надпоршневой полости Vi, м3: S   Vi  Vc  0,5 Vh 1  cos i  1  cos2i  8L  

34 Изменение объема надпоршневой полости на расчетном участке Vпi, м3 35 Шаг расчета:  , ПКВ   =

 ,с 6n

к i pi Vi

DQTI QTI VI DVI DF DT

36 Изменение давления рабочего тела на расчетном участке, Па: при i  н p i 

DZ

DРI

 кi  1 Qт i     V пi   кi pi  

 при i  н p i 

кi pi Vi

  кi  1 Qхi  Qтi  Vпi  Vi   1 хi  к pi  i 

37 Среднее значение показателя политропы: ln  pн pv  ln Vv Vн  ln  pz pe   на участке расширения n p  ln Ve Vz 

 на участке сжатия nc 

410

NС NR

Таблица 11.2 – Продолжение 1

2

3

38 Работа сжатия Lc  Lc1  Lc 2 , Дж:

LC

iN

 0,5 pi  pi 1 Vi1  Vi  i 1 Lc 2  Lc (a v )   pvVv  paVa  nc  1 Lc1  Lc vc  

LC1

39 Работа расширения L p  L p1  L p 2 , Дж:

LC2 LR

i N

L р1  L р  z е    0,5 pi  pi 1 Vi1  Vi 

LR1

i 1

L p 2  L p eb    peVe  pbVb  n p  1

40 Коэффициент полноты индикаторной диаграммы  41 Индикаторная работа газов Li =  (Lр – Lс), Дж L 42 Среднее индикаторное давление pi  i , Па Vh

43

Индикаторный КПД i 

Li Вц Qн

LR2 КР LI РIS КРDI

Коэффициент полноты индикаторной диаграммы  и в этом случае составляет 0,95 – 0,98. Условные обозначения параметров двигателя и различных физических величин упрощают составление алгоритма вычислений (рис. 11.18) и программы расчета. В предлагаемой схеме алгоритма расчета параметров и состава рабочего тела на участках индикаторной диаграммы, соответствующих процессам сжатия, сгорания и расширения, вычисления разбиты на ряд блоков (I – XIII), используемых в определенной последовательности. Приняв значения исходных данных (блок I на рис. 11.18), вычисляем значение параметров, которые не изменяются в течение всего цикла вычислений (блок II). Затем вычисляем изменения объема надпоршневой полости в течение расчетного промежутка времени, площадь поверхности стенок цилиндра (блок III), количество теплоты, передаваемое на расчетном участке от стенок надпоршневой полости к рабочему телу или от рабочего тела к стенкам Qтi (блок IV), показатель адиабаты для рабочего тела в начале расчетного участка (блок V), 411

изменение давления рабочего тела к концу расчетного участка рi, параметры рабочего тела в конце расчетного участка, количество теплоты Qт(i+1), работу сжатия Lс1(i+1) – блок VI. Результаты расчетов выводятся на печать и цикл вычислений повторяется до момента, когда конец последнего расчетного участка совпадет с углом поворота кривошипа н, соответствующим моменту начала сгорания. На этом завершается вычисление параметров рабочего тела на участке сжатия от точки v до точки н (рис. 11.17). Состав рабочего тела на этом участке индикаторной диаграммы, характеризуемый коэффициентом остаточных газов  и объемной долей продуктов сгорания в смеси газов r, постоянны. На участке сгорания-расширения от точки н до точки е индикаторной диаграммы (рис. 11.17) последовательность вычислений примерно та же, что и на участке сжатия, но цикл вычислений дополняется блоками вычисления количества теплоты Qх i (блок IХ), сообщаемой рабочему телу на расчетном участке вследствие реакций окисления топлива, и изменения состава рабочего тела (блок Х) вследствие увеличения количества продуктов сгорания Мi. В блоках ХI и ХII вычисляются в зависимости от температуры рабочего тела значения показателя адиабаты рабочего тела кi на расчетном участке. Завершается цикл вычислений (блок ХIII) определением: изменения давления рабочего тела на расчетном участке рi и параметров рабочего тела в конце расчетного участка (р(i+1), V(i+1), M(i+1), T(i+1)); количества теплоты, подведенной к рабочему телу Qх (i+1), и отведенной от рабочего тела в стенки надпоршневой полости Qт(i+1); работы расширения рабочего тела Lр1(i+1) к концу расчетного участка. При достижении угла поворота кривошипа z, соответствующего окончанию процесса сгорания, в блоке вычислений IХ значения хi будут постоянны (хi = хz), а при достижении угла поворота кривошипа 1, соответствующего моменту открытия выпускных органов, вычисляются индикаторные показатели двигателя (блоки ХIV – ХVI).

412

Н I Исходные данные: D; S; L; E; N0; LB; DZ; FП; FГ; TП; ТГ; ТС; FB1; FS2; FN; DFZ; М; DF; PV; VV; TV; MV; G; R0; АВ1; BB1; AT1; BT1; AB2; BB2; AT2; BT2; C; H; O; QN; КР II Вычисление постоянных величин: VH 

3,14 2 D S; VC = VH/(E-1); 4

FП =

3,14 2 D ; 4

3,14 2 D +3,14DDZ; CM = SN0/30; DT = DF/(6N0); 4 MSCV = MV 1  G  ; MGV = MSCVG; RGV = MGV MV ;

FГ =

1 C 12  H 4  O 32  ; RO2 H 4  O 32 BC  MSCV LB  M0  ; BХ  1  ; LB  M0 BM = BХ  G  1  G  ; FZ = FN + DFZ M0 

III

a FI = F1 = FS2; VI = V1 = VV; F(I+1) = FI + DF;

S  1  cos2 FI  DF ; VI  1  VC  0,5 VH 1  cos FI  DF  8L   DVI = V(I+1) – VI; S  1  cos2 FI  FCI  р  D  0,5 S 1  cos FI   8L  

b

Рисунок 11.18 – Блок-схема алгоритма расчета процессов сжатия, сгорания и расширения

413

b  FN F(I+1)

 FN

IV FI = F1 = FS2;

TI = T1 = TV;

FB1

PI = P1 = PV;

F(I+1)

FB1

0 ,8

 CT  LTI  128  D 10  PI TI  2,28  0,308 CM CM  ;    DQTI = LTI[FП(TI–TП)+FГ(TI–TГ)+FCI(TI–TCI)] DT; -0,2



5



0,8

0,53 

c V RGI = RGV; 8,314 KI  1  AB11  RGV   AT1  RGV  BB11  RGV   BT1  RGV  TI  273

VI

KI  PI  KI  1 DQTI     DVI ; F(I+1) = FI + DF; VI  KI PI  V(I+1) = VI + DVI; P(I+1) = PI + DPI; M(I+1) = MV; T(I+1) = PI  1  V I  1 R0  MV  ; QT(I+1) = QTI + DQTI; DPI =

DLC1(I) = 0,5[P(I+1) + PI]DVI; LC1(I+1) = LC1(I) + DLC1(I)

a

Рисунок 11.18 – Продолжение

414

d

c VII F(I+1) = FN = F1; V(I+1) = VFN = V1; P(I+1) = PFN = P1; T(I+1) = TFN = T1; K(I+1) = KFN = K1; QT(I+1) = QTFN = QTC; ln PN PV  NC  ln VV VN  LC1(I+1) = LC1N = LC1;

VIII QTI = QTFN = QT1 = 0; F(I+1) = FI + DF;



LTI  128  D -0,2 10 5 PI  3,24  10 3



0,8

 CT  TI 0,53  2,28  0,308  CM  CM  





TI   VH  PI  PV  VV VI NC  PI  VI 

0 ,8

;

DQTI  LTI  FПTI  TП   FГTI  TГ   FCITI  TC   DT IX X(I) = XFN = X(1) = 0; QX(I) = QXN = QX(1) = 0; M 1    FI  FN  XI  1  1  exp  6,908  ;   DFZ   

DX(I) = X(I+1)-X(I); DQX(I) = BCQNDX(I) X MGI = MGFN = MG1 = MGV; RGI = RGFN = RG1 = MGV MV ; MG(I) = MGV + MVBMX(I); RGI  MG(I) MV1  BM  1  X I 

c

Рисунок 11.18 – Продолжение

415

с

 1000C

 1000C

TI-273

XI

XII KI = 1  8,314 AB1 1  RGI  

KI = 1  8,314 AB2 1  RGI  

 AT1  RGI  BB1 1  RGI  

 AT2  RGI  BB2 1  RGI  

 BT1  RGI  TI  273

 BT2  RGI TI  273

XIII DPI =

KI  PI  KI  1 DQX I  - DQTI   VI  BM  1  DXI    DVI ; VI  KI PI  F(I+1) = FI + DFI; P(I+1) = PI + DPI; V(I+1) = VI + DVI; M(I+1) = MV[1 + (BM-1)X(I)]; T(I+1) = PI  1  V I  1 R0  MI  1 ; QT(I+1) = QTI + DQTI; QX(I+1) = QX(I) + DQX(I); DLR1(I) = 0,5[P(I+1) + PI]DVI; LR1(I+1) = LR1(I) + DLR1(I) LR1(Е) = LR1

a

Рисунок 11.18 – Продолжение

416

d XIV

NC  PA 

ln PN PV  ln VV VN  PV

VH  VC VVNC

LC2 

;

PA  VA  PV  VV ; NC - 1

LC = LC1 + LC2; QT(I+1) = QTFN = QTC; XV P(I+1) = PE;

V(I+1) = VE;

PFZ = PZ;

NR  PFB  PB 

LR2 

VB = VC + VH;

VFZ = VZ;

ln PZ PE  ln VE VZ PE

VH  VC VE NP

;

PE  VE  PB  VB ; NR - 1

LR = LR1 + LR2; XVI LI = KP(LR – LC);

PIS  LI VH ;

KPDI  LI BC  QN 

Рисунок 11.18 – Продолжение

417

Контрольные вопросы и задания 1. Охарактеризуйте основные типы систем подачи топлива

дизелей. 2. Перечислите основные элементы систем топливоподачи дизелей. 3. Какие типы форсунок используются в системах топливоподачи дизелей? 4. Какие параметры и показатели характеризуют процессы топливоподачи дизелей? 5. Объясните особенности процесса распыливания топлива при впрыске. 6. Как влияет тип распылителя на процессы распыливания топлива? 7. Как влияет давление топлива перед форсункой и противодавление среды на процессы распыливания топлива? 8. Назовите основные типы камер сгорания в дизелях. 9. Объясните особенности процессов смесеобразования в дизелях с неразделенными и полуразделенными камерами сгорания. 10. Объясните особенности процессов смесеобразования в дизелях с разделенными камерами сгорания. 11. Объясните особенности протекания процессов:  воспламенения топлива в дизелях;  сгорания топлива в дизелях;  расширения продуктов сгорания. 12. Какие параметры и показатели характеризуют процесс сгорания в дизелях? 13. Как приближенно определяются основные параметры процессов сгорания и расширения в дизелях? 14. Объясните цель и задачи уточненного расчета процессов сгорания и расширения в дизелях. 15. Объясните назначение блок-схемы математического моделирования процессов сжатия, сгорания и расширения в дизелях.

418

Список литературы к главе 11 1. Гюльднер Г. Двигатели внутреннего сгорания. Т.2 / Пере-

вод с немецкого Калиша Г.Г. и Алексеева С.И. – М.: МАКИЗ, 1928. – 864 с. 2. Брилинг Н.Р., Вихерт М.М., Гутерман И.И. Быстроходные дизели. – М.: Машгиз, 1951. – 520 с. 3. Файнлейб Б.Н. Топливная аппаратура автотракторных дизелей. Справочник – Л.: Машиностроение, 1990. – 349 с. 4. Воинов А.Н. Сгорание в быстроходных поршневых двигателях. – М.: Машиностроение, 1977. – 277 с. 5. Беттгер И.И. Анализ бесшумного горения в дизелях // Труды лаборатории двигателей АН СССР «Сгорание и смесеобразование в дизелях». – М.: АН СССР, 1960. – С. 18–31. 6. Дьяченко В.Г., Сандомирский М.Г. Двухфазная подача топлива с независимым регулированием момента и количества топлива, подаваемого в каждой из фаз // Респ. межвед. научнотехн. сб. «Двигатели внутреннего сгорания». – Харьков: ХГУ, 1966. – № 3. – С. 3–8. 7. Глаголев Н.М. Способы повышения КПД тепловозных двигателей. Индикаторный КПД // Труды ХПИ «Тепловозные и судовые двигатели». – Харьков: ХГУ, 1961. – Т. XXXII. – С. 5–24. 8. Дьяченко В.Г. Резервы улучшения экономичности двигателя с высоким газотурбинным наддувом при понижении его быстроходности // Труды ХПИ: Серия «Энергомашиностроение». – Харьков: ХГУ, 1963. – Вып. 3.– Т. XLIII. – С. 114–125. 9. Методические указания к курсовой работе «Расчет рабочих процессов в двигателях внутреннего сгорания» по дисциплине «Теория двигателей внутреннего сгорания» / Дьяченко В.Г. – Харьков: ХНАДУ, 2001. – 36 с.

419

Глава 12 ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ §1. Индикаторные показатели Источниками определения индикаторных показателей двигателя являются индикаторная диаграмма (расчетная или экспериментальная) и цикловая подача топлива. При экспериментальных исследованиях цикловая подача определяется прямыми измерениями, а при моделировании рабочих процессов – по величине свежего заряда надпоршневой полости и коэффициенту избытка воздуха. Основными индикаторными показателями являются индикаторная работа газов за цикл, индикаторная мощность, индикаторный коэффициент полезного действия, удельный индикаторный расход топлива. Индикаторная работа газов за цикл по индикаторным диаграммам определяется как разность работы расширения Lр и работы сжатия Lсж: Li = Lр – Lсж . (12.1) По экспериментальным индикаторным диаграммам работа расширения и сжатия определяется обычно как сумма элементарных работ, соответствующих углу поворота кривошипа в пределах 5–10 ПКВ. Индикаторная работа газов за цикл (в Дж) по расчетным индикаторным диаграммам определяется по параметрам рабочего тела в узловых точках диаграммы:  двигатель с искровым зажиганием (индикаторная диаграмма представлена на рис. 10.15):  p z  pc p zVz  pbVb pcVc  paVa  Li    Vz  Vc     ; (12.2) 2 n  1 n  1 p c    двигатель с воспламенением от сжатия (индикаторная диаграмма представлена на рис. 11.17):  p zV z  pbVb pcVc  paVa  Li    p z V z  Vc    ; n  1 n  1 p c   420

(12.3)

Здесь nc и nр – средние значения показателей политропы сжатия и расширения, соответствующие параметрам рабочего тела в точках V, c, z и e расчетных индикаторных диаграмм (рис. 10.15, 11.17): ln pc pV nc  , (12.4) ln VV Vc nр 

ln p z pe . ln Ve Vz

(12.5)

Значения параметров в условных точках a и b расчетных индикаторных диаграмм определяются в предположении, что политропы сжатия V-c и расширения z-e продолжены до НМТ, то есть paVanc  pcVcnc ; (12.6) pbVbnc  p zVznc ;

(12.7)

pa  pс  nc ;

(12.8)

или

pb  p z 

np

.

(12.9)

Вследствие приближенного представления на расчетных индикаторных диаграммах процессов в надпоршневой полости индикаторная работа газов, определенная по этим диаграммам, отличается от экспериментальных данных. Это отличие учитывается коэффициентом полноты диаграммы  = 0,95–0,98. Если индикаторную работу газов за цикл определять через параметры расчетных индикаторных диаграмм, то в случае двигателя с искровым зажиганием Li 

 pcVh  1

  1     1    1  n1p 1    np 1    2  

1  1  1  nc 1  ; nc  1   

в случае дизеля 421

(12.10)

 pcVh    1  Li  1  n 1      1    1  np 1   p  

1  1  1  nc 1  . nc  1   

(12.11)

Определив индикаторную работу газов за цикл, вычисляем:  удельную индикаторную работу (Дж/м3, Дж/см3) и среднее индикаторное давление (Па, МПа) li  pi  Li Vh ;

(12.12)

 индикаторную мощность (кВт) N i  к Li ;

(12.13)

 индикаторный КПД i 

Li 3600 N i  ; Bц Qн Bч Qн

(12.14)

 удельный индикаторный расход топлива (кг/(кВтч)) gi 

Bч . Ni

(12.15)

Здесь, как и ранее (глава 1), к – число рабочих циклов за 1 с; Вц – цикловая подача топлива; Qн – низшая теплота сгорания топлива; Вч – часовой расход топлива. Индикаторные показатели двигателей зависят от тактности, способа смесеобразования и воспламенения, наддува, вида топлива, условий окружающей среды и изменяются в широких пределах (табл. 12.1). Использование наддува позволяет в несколько раз повысить удельную индикаторную работу li и среднее индикаторное давление рi. Индикаторный КПД при этом изменяется значительно меньше. При использовании газообразного топлива (природного газа, сжиженного газа, биогаза) удельный индикаторный расход топлива оценивается в нм3/(кВтч). Удельная индикаторная работа (среднее индикаторное давление), индикаторная мощность при переводе двигателя на газообразное топливо снижается на 422

10–20 % вследствие увеличения объемной доли газообразного топлива в смеси газа и воздуха. Таблица 12.1 – Индикаторные показатели различных двигателей, работающих на топливах из нефти Показатели Тип двигателя Двигатели с искровым зажиганием:  без наддува  с наддувом Дизели:  без наддува  с наддувом

li, Дж/см3

рi, МПа

0,7–1,2 1,2–1,8

0,7–1,2 1,2–1,8

0,30–0,40 0,205–0,270 0,35–0,40 0,205–0,235

0,6–0,9 1,2–2,5

0,6–0,9 1,2–2,5

0,45–0,50 0,170–0,190 0,45–0,55 0,170–0,190

i

gi, кг/(кВтч)

Влияние различных факторов на индикаторную работу газов за цикл может быть оценено по зависимости (12.14):  в случае двигателя с внешним смесеобразованием и искровым зажиганием Li  B ц Qн i 

 vs  s Vh Qн i ;  M 0 1 т

(12.16)

 в случае двигателя с внутренним смесеобразованием, например, дизеля Li  B ц Qн i 

vs  s Vh Qн i . M0

(12.17)

Таким образом, определяющими факторами по влиянию на индикаторную работу газов за цикл являются:  коэффициент наполнения Vs, характеризующий степень совершенства процессов газообмена;  плотность воздуха (топливовоздушной смеси) s перед впускными клапанами, зависящая в двигателях с наддувом от давления наддува рк и температуры воздуха после воздухоохладителя Тs; 423

 рабочий объем цилиндра (диаметр цилиндра D и ход поршня S);  коэффициент избытка воздуха ;  низшая теплота сгорания топлива Qн;  индикаторный КПД, характеризующий степень совершенства процессов смесеобразования и сгорания. Оказывают некоторое влияние на индикаторную работу газов за цикл и характеристики топлива (Qн, М0, т). Индикаторный КПД двигателя в свою очередь также зависит от ряда других факторов:  КПД термодинамического цикла  t, зависящего в общем случае от отношения степени расширения рабочего тела р к степени сжатия д и степени повышения давления  (см. §2 главы 1);  свойства рабочего тела (состава, теплоемкости), характеризуемого относительным коэффициентом с;  полноты сгорания топлива и эффективности использования теплоты сгорания топлива, характеризуемой коэффициентом эффективного выделения теплоты c-z или относительным коэффициентом ;  потерь теплоты от газов в стенки We на участке расширения рабочего тела или относительным коэффициентом W. Неточности представления реальных процессов в надпоршневой полости в схематизированных циклах, в которых последовательно учитываются свойства рабочего тела, полнота сгорания и эффективность использования теплоты топлива, потери теплоты от рабочего тела в стенки надпоршевой полости, учитываются относительным коэффициентом полноты расчетной индикаторной диаграммы  =  = 0,95–0,98. Таким образом, индикаторный КПД двигателя может быть представлен как произведение термического КПД цикла на ряд относительных коэффициентов (относительных КПД): i =  t  c  W .

(12.18)

Значения относительных КПД определяют путем последовательного перехода сначала от термодинамического цикла с идеальным рабочим телом (сV = const) к циклу с реальным рабочим телом (сV = f(t), c-z = 1, We = 0), затем без теплообмена со 424

стенками надпоршt невой полости (сV = 0,7 0,55 1,0 = f(t), c-z < 1, We = 0)  и, наконец, к дейст0,5 0,50 0,8 вительному циклу з  t c з, ПКВ 0,45 (сV = f(t), c-z < 1, 25 р, рz We > 0). Примеры  t c МПА последовательного 15 0,40 4 перехода от термоi= t c 0,35 динамического цикрc 2  ла к действительно3  0,30 му для двигателя с искровым зажигани2 0,25 ем и различных че8,5 7,5  8,5  7,5 тырехтактных дизеРисунок 12.1 – Влияние степени сжатия на параметры лей представлены на и показатели действительного цикла рис. 12.1, 12.2 и карбюраторного двигателя ВАЗ-2103 12.3. (z = 4; S/D = 80/76, n = 3000 об/мин) Как в двига теле с искровым  vs  vs зажиганием и 0,85 0,68 t внешним смесеоб- 0,81 0,64 р, разованием так и в р z МПА дизелях отличие 0,60 6   t c р c свойств реального 4 0,56 рабочего тела от   t c идеального газа 1,6 0,52   снижает КПД цик- 2,0 1,4 0,48  ла на 11–16 %. c-z i= t cw Неполнота сгора- 1,2 c-z 0,44 0,9 We,% ния топлива (в We 17 0,7 0,40 двигателе с искро0,36 вым зажиганием 13 1,5 2,0 2,5  1,5 2,0 2,5    1) и смещение подвода теплоты Рисунок 12.2 – Влияние коэффициента избытка воздуха на параметры и показатели действительного сгорания топлива цикла вихрекамерного дизеля СМД-14А: от ВМТ на линию z = 4; S/D = 140/120;  = 16,5; n = 1700 об/мин V

V





W

425

расширения снижарs, ts,C ts ет эффективность рs t МПА 0,60 преобразования теп0,25 55 лоты в механичес0,58 35 0,15 кую работу газов,  s s  КПД цикла умень0,56 2,5 0,90  шается еще на 13– 0,85 0,54 26 % (рис. 12.1). В 1,5 р,  t c рz дизелях (  1) МПА 0,52 12 влияние эффектив  t c 0,50 ности преобразова 1,4 10 ния теплоты, подве 0,48 денной к рабочему 1,2 1,5  c-z телу, в механичес0,46 1,3 0,85 c-z кую работу газов на We,% i= t c 0,44 КПД цикла состав0,75 10 We ляет 6–14 %, и чем 0,42 8 выше , тем меньше 800 900 n, об/мин 800 900 n, об/мин это влияние (рис. 12.2, 12.3). Потери Рисунок 12.3 – Влияние частоты вращения коленчатого вала на параметры и части подведенной показатели действительного цикла теплоты к рабочему дизеля Д-70 при рz = const и Ne = const телу в стенки над(16ЧН 24/27,  = 13, Ne = 2200 кВт) поршневой полости снижает КПД цикла в двигателе с искровым зажиганием на 15– 23, в дизеле – на 5–15 % (рис. 12.1, 12.2). Использование высокого наддува оказывает незначительное влияние на соотношение влияния этих факторов на КПД действительного цикла. Возможности влияния на свойства рабочего тела, теплообмен между рабочим телом и стенками надпоршневой полости крайне ограничены. Поэтому основные резервы повышения КПД действительного цикла (индикаторного КПД) будут предопределяться возможностью повышения КПД термодинамического цикла, например, использованием в двигателях с искровым зажиганием цикла с продолженным расширением (д  10, р > 15) и совершенствованием процессов смесеобразования и сгорания. 

V

V

W

426

§2. Механические потери Индикаторная работа газов за цикл или за 1 с (индикаторная мощность) не могут быть полностью использованы на выходном валу для выполнения полезной работы (для привода различных устройств, агрегатированных с двигателем, перемещения транспортных средств и т.п.). Часть индикаторной работы газов необходимо затратить на собственные нужды двигателя:  на преодоление сил трения в подвижных сопряжениях двигателя – Lтр;  на привод вспомогательных агрегатов – Lвсп (водяного насоса, масляного насоса, топливного насоса, механизма газораспределения, генератора и т.п.);  на преодоление аэродинамического сопротивления воздуха вращению или перемещению деталей двигателя – Lаэр (коленчатого вала, маховика. шатунов и т.д.);  на осуществление в четырехтактном двигателе процессов газообмена – Lн.п (насосные потери – потери на удаление из надпоршневой полости продуктов сгорания и создание в ней разрежения для ее заполнения свежим зарядом);  на привод нагнетателя – Lн (в двигателе с механическим приводом нагнетателя). Как и индикаторную работу газов за цикл, составляющие потерь индикаторной работы на собственные нужды за цикл следует представлять в Джоулях. Сумму потерь индикаторной работы газов за цикл на преодоление трения в подвижных сопряжениях, привод вспомогательных агрегатов, преодоление аэродинамического сопротивления вращению или перемещению деталей двигателя принято называть механическими потерями в двигателе за цикл: Lтр + Lвсп + Lаэр = Lмд.

(12.19)

В суммарных механических потерях индикаторной работы газов за цикл (без насосных потерь) на долю потерь в поршневой группе (поршень – цилиндр, поршневые кольца – цилиндр) приходится 60–70 %, на трение в подшипниках – 1–5 %, на привод 427

вспомогательных агрегатов, включая и механизм газораспределения – 25–35 %, на преодоление аэродинамического сопротивления воздуха движению деталей – 1–2 %. Механические потери в механизмах двигателя, как и мощность механических потерь (Nмд = к Lмд), по абсолютной величине зависят от диаметра цилиндра D, хода поршня S, частоты вращения коленчатого вала n, способа организации рабочих процессов и ряда других факторов, то есть они не могут характеризовать степень совершенства конструкции различных двигателей по уровню механических потерь. Более универсальными показателями, характеризующими степень совершенства конструкции двигателя по уровню механических потерь, являются удельная работа механических потерь lмд [Дж/см3] или среднее давление механических потерь рмд [МПа]: lмд  рмд  Lмд Vh .

(12.20)

Эти показатели не зависят от диаметра цилиндра и хода поршня. Вследствие большого количества факторов, влияющих на механические потери, значения lмд (рмд) для проектируемого двигателя принимаются по экспериментальным данным для двигателя-прототипа. Примерные пределы изменения lмд (рмд) для различных типов двигателей на режимах номинальной мощности представлены в табл. 12.2. В двухтактных двигателях, рабочий цикл в которых осуществляется в течение двух тактов (одного оборота коленчатого вала), удельная работа механических потерь и среднее давление механических потерь меньше, чем в четырехтактных примерно в 1,5–2 раза, но мощность механических потерь изменяется незначительно (если сравнивать двухтактный и четырехтактный двигатели с одинаковым литражом). В конкретном двигателе определяющим фактором изменения рмд (lмд) является частота вращения коленчатого вала (рис. 12.4). Изменение нагрузки в двигателях без наддува от режима холостого хода до максимальной при неизменных частоте вращения коленчатого вала и тепловом режиме двигателя оказывает незначительное влияние на удельные механические потери (до 10 %), в двигателях с высоким наддувом – до 15 %.

428

Таблица 12.2 – Удельная работа механических потерь на режимах номинальной мощности в двигателях различных типов lмд [Дж/см3] ( lмд  рмд ) Сm = 7–11 м/с Сm = 11–15 м/с

Тип двигателя Двигатели с искровым зажиганием:  четырехтактные  двухтактные Дизели:  четырехтактные  двухтактные

0,14–0,21 0,08–0,12

0,21–0,26 0,12–0,18

0,18–0,25 0,10–0,14

0,25–0,35 0,14–0,20

При конвертации карМПА бюраторного двигателя на (lм д, 1 вихрекамерный дизель Дж/см3) 3 удельные механические по0,20 тери вследствие гидравли0,16 ческих потерь на перетекание рабочего тела из над0,12 поршневой полости в дополнительную камеру сго0,08 рания и наоборот, потерь 0,04 индикаторной работы на 4 n10–3,об/мин 1 2 3 привод топливного насоса, Рисунок 12.4 – Влияние частоты вращения увеличения потерь на треколенчатого вала на удельную работу ние в поршневой группе (среднее давление) механических потерь: возрастают на 0,04–0,06 1 – двигатель с искровым зажиганием Дж/цикл (рис. 12.4). С ВАЗ-2103 (z = 4; S/D = 80/76,  = 8,5); уменьшением хода поршня 2 – вихрекамерный дизель ВАЗ-341 (z = 4; S/D = 80/76,  = 23); 3 – дизель СМД-14 (отношения S/D) при прочих (z = 4; S/D = 140/120,  = 16,5); 4 – дизель равных условиях удельные Д-70 (z = 16; S/D = 270/240,  = 13) потери индикаторной работы на трение в поршневой группе практически не изменяются, так как эти потери, как и рабочий объем цилиндра Vh, пропорциональны ходу поршня S. Остальные составляющие механических потерь (потери на привод вспомогательных механизмов, на рм д ,

4

2

429

трение в подшипниках, на аэродинамическое сопротивление движению деталей) сохраняются по абсолютной величине практически постоянными, но удельные значения этих составляющих возрастают примерно обратно пропорционально уменьшению хода поршня. Например, при неизменной частоте вращения коленчатого вала уменьшение хода поршня в одноцилиндровом четырехтактном дизеле с неразделенной камерой сгорания (S/D = = 140/125,  = 16) со 140 до 90 мм [1] и в четырехцилиндровом четырехтактном карбюраторном двигателе (S/D = 80/76,  = 8,5) с 80 до 49,5 мм [2] практически не повлияло на значение удельной работы механических потерь в поршневой группе. Остальные составляющие удельных механических потерь при этом несколько возросли вследствие уменьшения рабочего объема цилиндра [1]. По экспериментальным данным для различных типов четырехтактных двигателей [1, 2, 3] зависимость среднего давления механических потерь в МПа (удельной работы механических потерь за цикл в Дж/цикл) для режимов номинальной мощности может быть представлена уравнением: рмд  a  b

n , nн

(12.21)

где a, b – постоянные коэффициенты для определенного типа двигателя:  для двигателей с искровым зажиганием с частотой вращения коленчатого вала 4000–6000 об/мин a  0,08; b 0,15; nн  5000 об/мин;  для дизелей легковых автомобилей с частотой вращения коленчатого вала 4000–5000 об/мин a  0,10; b 0,15; nн  4000 об/мин;  для автотракторных дизелей с неразделенной камерой сгорания и частотой вращения коленчатого вала 1500–3000 об/мин a  0,06; b 0,15; nн  2000 об/мин; (для автотракторных дизелей с разделенной камерой сгорания a = 0,08);  для дизелей с частотой вращения коленчатого вала 500– 1500 об/мин a  0,08; b 0,15; nн  1000 об/мин. Эти зависимости могут быть использованы при выполнении курсовых и дипломных проектов для предварительной оценки 430

уровня значений среднего давления механических потерь. Затем полученные значения рмд (lмд) уточняются по данным экспериментальных исследований двигателей-прототипов, которые были поставлены на производство в течение последнего десятилетия, так как развитие двигателестроения характеризуется непрерывным совершенствованием конструкции деталей и двигателей в целом, технологии их производства, использованием новых материалов, покрытий, масел и т.д. §3. Эффективные показатели К эффективным показателям двигателя относятся:  эффективная работа на выходном валу двигателя за цикл, Дж/цикл: Le = Li – (Lмд + Lн.п + Lн); (12.22)  удельная эффективная работа на выходном валу двигателя (эффективная работа на выходном валу двигателя в Дж, отнесенная к единице рабочего объема, обычно к 1 см3 рабочего объема) или среднее эффективное давление в МПа: lе  ре  Lе Vh ;

(12.23)

 эффективная мощность, развиваемая двигателем на выходном валу в кВт: N е  к Lе 10 3 , (12.24) n 1 где к  z – количество рабочих циклов в цилиндрах двига60  теля за 1 с;  – коэффициент тактности (для двухтактных двигателей  = 1, для четырехтактных – 2);  эффективный КПД (доля теплоты топлива, преобразованная в полезную работу) е 

Lе 3600 N е 3600   ; Bц Qн Bч Qн g e Qн

(12.25)

где Вц, Вч – подача топлива за цикл и часовой расход топлива; g e  Bч N e – удельный эффективный расход топлива, кг/(кВтч).

431

Важным показателем, характеризующим эффективность преобразования индикаторной работы газов в цилиндрах двигателя в работу на валу двигателя, является механический КПД двигателя р  рн.п  рн N к pe Vh м  e   1  мд , (12.26) N i к p i Vh рi N н 103 где рн  lн  – среднее давление механических потерь к Vh (удельная работа механических потерь) на привод нагнетателя, Па. Механический КПД зависит от уровня механических потерь, насосных потерь, потерь на привод нагнетателя (в двигателях с механическим наддувом) и нагрузки. На режиме холостого хода (Ne = 0, м = 0) индикаторная работа газов полностью расходуется на собственные нужды:

Li = Lмд + Lн.п + Lн

(12/27)

Ni = Nмд+ Nн.п + Nн,

(12/28)

или N н 10 3 где Lн  – потеря индикаторной работы газов на привод нак

гнетателя, приходящаяся на 1 цикл, Дж/цикл; Nмд, Nн.п, Nн – мощность, расходуемая на механические потери, насосные потери и на привод нагнетателя. Эффективный КПД характеризует степень совершенства рабочих процессов двигателя (через индикаторный КПД) и степень совершенства конструкции двигателя по уровню механических потерь (через механический КПД): е 

3600 N е 3600 N i м   i м ; Bч Qн Bч Qн

(12.29)

Поскольку в условиях эксплуатации двигатель обычно работает в широком диапазоне изменения частоты вращения коленчатого вала и нагрузки, в зоне определяющих (по расходу топлива) режимов работы двигателя эффективный КПД должен быть близким к максимальному значению. 432

В зависимости от типа двигателя эффективные показатели двигателя изменяются в широких пределах (табл. 12.3). Таблица 12.3 – Эффективные показатели различных двигателей на режимах номинальной мощности

Тип двигателя Четырехтактные с искровым зажиганием Четырехтактные дизели:  без наддува  с наддувом Двухтактные дизели:  с наддувом

lе, Дж/см3

Показатели ре, е МПа

gе, кг/(кВтч)

0,7–0,9

0,7–0,9

0,25–0,30 0,272–0,325

0,6–0,7 1,0–2,3

0,6–0,7 1,0–2,3

0,30–0,40 0,215–0,285 0,35–0,45 0,190–0,245

0,6–1,2

0,6–1,2

0,40–0,50 0,170–0,190

В современных тихоходных двухтактных дизелях с газотурбинным наддувом достигнуты значения индикаторного КПД 0,50–0,55, эффективного КПД – 0,45–0,50. Повышение эффективного КПД в автотракторных двигателях до значений 0,40–0,45 возможно только при использовании нетрадиционных решений по организации рабочих процессов и конструкции. Например, при использовании цикла с продолженным расширением, в котором степень расширения продуктов сгорания в 1,5–2,5 раза больше действительной степени сжатия, эффективный КПД двигателя с искровым зажиганием может быть повышен до 0,40–0,45. §4. Составляющие теплового баланса Тепловой баланс двигателя характеризует распределение теплоты, выделяющейся при сгорании топлива, поступившего в двигатель, на отдельные составляющие. В качестве граничной поверхности при составлении теплового баланса принимают поверхности стенок надпоршневой полости (внутренний тепловой баланс) или поверхность, ограничи433

вающую объем, в котором находится двигатель со всеми вспомогательными агрегатами (внешний тепловой баланс). Абсолютные значения тепловых потоков через граничные поверхности, соответствующие определенному режиму работы двигателя в течение 1 часа или 1 с, определяют в кДж. Внутренний тепловой баланс обычно используют при расчетных исследованиях рабочих процессов двигателя для определения температуры отработавших газов. Уравнение теплового баланса по внутреннему контуру надпоршневой полости представляет собой равенство подведенных и отведенных потоков теплоты через граничную поверхность стенок надпоршневой полости за 1 час работы двигателя:  (12.30) Qт.х  Qт.ф  Qs  Qi  Qт  Qо.г или

  Qт.ф  Qs , Qт.х  Qi  Qт  Qо.г

(12.31)

где Qт.х = Вч Qн – теплота сгорания топлива, подведенного в цилиндр двигателя за 1 час, кДж/час; Qт.ф = Вч ст tт – физическая теплота топлива, кДж/час; ст, tт – теплоемкость топлива и температура топлива на входе в надпоршневую полость (ст   2 кДж/(кгград); tт = 40–60 С); Qs = Gв сpms ts – теплота воздуха, поступившего в цилиндр за 1 час, кДж/час; Gв – часовой расход воздуха через цилиндр, кг/час; сpms – средняя удельная массовая теплоемкость воздуха при постоянном давлении, кДж/(кгК); ts – температура воздуха на входе в надпоршневую полость, С; Qi = = 3600Ni – индикаторная работа газов в одном цилиндре двигателя за 1 час, кДж/час; Qт = Wт Вч Qн – потери теплоты от рабочего тела в стенки надпоршневой полости за 1 час, кДж/час; Wт – относительные потери теплоты от рабочего тела в стенки надпорш  Gв  Вч  с рm о.г t о.г – теплота отневой полости (0,09–0,25); Qог работавших газов, ушедших из надпоршневой полости за 1 час, кДж/час; срmо.г – средняя удельная массовая теплоемкость отработавших газов при постоянном давлении, кДж/(кгК); tо.г – температура отработавших газов на выходе из надпоршневой полости, С. Значение относительных потерь теплоты от рабочего тела в стенки надпоршневой полости Wт обычно принимается по опыт434

ным данным для подобных двигателей и подобных режимов работы или определяется расчетом при численном моделировании рабочих процессов в надпоршневой полости. Определив из уравнения (12.30) потери теплоты с Qохл  , наотработавшими газами Qо.г 5 ходим температуру отработавших газов на выходе из надQs Qо.г 3 4 2 Qs поршневой полости. Qт.х+Qт.ф Уравнение теплового ба1 Qо.г ланса по внешнему контуру также представляет собой раQe венство подведенных и отвеQв Qм денных потоков теплоты через Рисунок 12.5 – Схема распределения граничную поверхность (потепловых потоков в комби- верхность объема, в котором нированном двигателе: находится двигатель со всеми 1 – двигатель; 2 – редуктор; 3 – тур- вспомогательными агрегатами – бина; 4 – нагнетатель; 5 – воздухоох- рис. 12.5) за 1 час работы двигаладитель теля: или

  Qв  Qм  Qохл  Qост Qт.х  Qт.ф  Qs  Qe  Qо.г

(12.32)

  Q ф  Qs   Qв  Qм  Qохл  Qост Qт.х  Qe  Qо.г т. 

(12.33)

Qо.г

где Qе = 3600Ne – эффективная работа на выходном валу двигателя за 1 час, кДж/час; Q в  G вод с вод t в  t  в  – отвод теплоты в систему охлаждения двигателя в час, кДж/час; Gвод – расход воды через двигатель в час, кг/час; свод – теплоемкость воды, кДж/(кгК); t в , t в – температура воды в системе охлаждения двигателя на входе и выходе, С; Q м  G м с м t м  t м  – отвод теплоты в систему смазки двигателя за 1 час, кДж/час; Gм – расход масла через двигатель в час, кг/час; см – теплоемкость масла, кДж/(кгК); t м , t м – температура масла в системе смазки двигателя на входе и выходе из двигателя, С; Qохл – отвод теплоты от охладителя наддувочного воздуха в час, кДж/час; Qост – остаточный член теплового баланса, кДж/час. 435

Остаточный член теплового баланса включает в себя потери теплоты в окружающую среду от наружных поверхностей стенок двигателя и его агрегатов, неполноту сгорания топлива вследствие недостатка кислорода (  1) или несовершенства процессов смесеобразования и сгорания (в дизелях с   1,5). В двигателях с искровым зажиганием остаточный член теплового баланса включает в себя и отвод теплоты в систему смазки двигателя Qм поскольку в этих двигателях не предусматривается специальная система охлаждения масла. Масло охлаждается в поддоне картера набегающим потоком воздуха (автомобильные двигатели) или потоком воздуха, создаваемого вентилятором. Если левую и правую части уравнения (12.33) разделить на теплоту сгорания топлива, поступившего в двигатель за 1 час работы (ВчQн), то правая часть уравнения будет представлять распределение потоков теплоты через граничную поверхность в относительных величинах: 1 = qе + qо.г + qм + qв + qохл + qост ,

(12.34)

где qе = е – доля теплоты топлива, преобразованная в эффективную работу на выходном валу двигателя; qо.г, qв, qм, qохл, qост – относительные потери теплоты с отработавшими газами, в системы охлаждения и смазки двигателя, в воздухоохладителе, в окружающую среду и вследствие неполноты сгорания. Составляется тепловой баланс по внешнему контуру по данным экспериментальных исследований на режимах максимальных нагрузок и используется для расчета параметров агрегатов системы охлаждения и смазки двигателя. Тепловой баланс двигателя по внешнему контуру позволяет также оценить эффективность преобразования теплоты топлива в механическую работу на выходном валу двигателя, оценить возможные резервы повышения эффективного КПД двигателя. Распределение тепловых потоков через граничную поверхность (внешний тепловой баланс) зависит от типа двигателя, особенностей его конструкции, режима работы и ряда других факторов (рис. 12.6, 12.7). Например, в двигателях с количественным регулированием мощности с уменьшением нагрузки (уменьшением коэффициента наполнения v, цикловой подачи Вц) относительные потери теплоты в систему охлаждения qв возрастают более интенсивно, чем в дизеле. Это обусловлено, прежде всего, 436

более высокими абсолютными значениями температуры рабочего тела в надпоршневой полости в течение цикла, более высокой температурой отработавших газов tо.г, которые в двигателе с искровым зажиганием слабо зависят от нагрузки (рис. 12.6). В дизелях же температура рабочего тела в надпоршневой полости, температура отработавших газов с уменьшением нагрузки от режима максиq,%   мальной мощqост  90 0,7 1,0 ности до режи 0,8 0,5 ма холостого 80 Вц,мг/цикл qо.г рz,МПа хода снижается 20 70 6 Вц в несколько раз. 10 60 4 Следует также рz 3 l , Дж/см i tо.г,С li обратить вни0,8 50 900 tо.г мание и на тот qв 0,4 40 700 факт, что час м м тота вращения 30 0,5 i коленчатого ваi 0,3 20 0,38 ла существенно qе= е не повлияла на 10 0,34 относительные 0 0,30 0,2 0,4 0,6 рe, МПа 0,2 0,4 0,6 рe,МПа потери теплоты в систему охРисунок 12.6 – Влияние нагрузки на показатели рабочих лаждения двипроцессов и составляющие теплового баланса гателей, сущедвигателя с искровым зажиганием ВАЗ-2103 ственно отлипри n = 5600 об/мин (z = 4; S/D = 80/76,  = 8,5) чающихся и по организации рабочих процессов и по конструкции (в двигателе с искровым зажиганием n = 5600 об/мин, в дизеле – 1700 об/мин). В двигателях с искровым зажиганием значительное влияние на распределение потоков теплоты в тепловом балансе по внешнему контуру оказывают также потери теплоты вследствие неполноты сгорания топлива (при   1), входящие в остаточный член теплового баланса. Эффективность преобразования теплоты топлива в механическую работу может быть заметно повышена (на 5–6 % от теплоты сгорания топлива) в комбинированном двигателе с силоV

V

437

вой турбиной – рис. 12.5 [3]. 70 0,83 Дальнейшее поВц 0,79 50 84 вышение степеtо.г,С qо.г рz,МПа рz ни использова7 76 500 tо.г ния теплоты 5 300 68 топлива достиi i li,Дж/см3 qм гается утилиза0,48 0,9 60 цией теплоты 0,7 0,44 52 отработавших li qв м 0,5 44 газов, теплоты, м отводимой в 0,65 36 lе,Дж/см3 lе систему охлаж28 04 0,45 дения двигатеqе= е ля. 20 0,2 1,5 2,0 2,5  1,5 2,0 2,5  Примерное распределение Рисунок 12.7 – Влияние коэффициента избытка воздуха тепловых потона показатели рабочих процессов и составляющие ков по внешнетеплового баланса дизеля СМД-14Н (z = 4; му контуру в S/D = 140/120;  = 16,5; n = 1700 об/мин; двигателях разкамера сгорания в поршне) личных типов и назначения на режимах номинальной мощности представлено в табл. 12.4. V

V

В ц,

qост

мг/цикл

q, % 92

Таблица 12.4 – Составляющие внешнего теплового баланса в двигателях различных типов Составляющие теплового баланса Тип двигателя qе qв qм qохл qог qост Двигатели – – 0,25–0,40 0,08–0,30 с искровым 0,20–0,30 0,20–0,30 зажиганием Дизели: – 0,20–0,35 0,04–0,10  без наддува 0,30–0,40 0,20–0,30 0,03–0,05  с высоким 0,45–0,50 0,15–0,20 0,03–0,05 0,04–0,06 0,15–0,30 0,04–0,06 наддувом

438

Возможности преобразования теплоты, отводимой в систему охлаждения двигателя (qв = 0,15–0,30), в механическую работу крайне ограничены и связаны со значительным усложнением конструкции силовой установки. Более существенные резервы повышения эффективного КПД двигателей внутреннего сгорания, особенно двигателей с искровым зажиганием, представляют потери теплоты с отработавшими газами (qог = 0,20–0,40). Наиболее реальный путь снижения потерь теплоты с отработавшими газами без существенного усложнения конструкции двигателя – использование цикла с продолженным расширением (степень расширения продуктов сгорания в 2–2,5 раза больше действительной степени сжатия). В этом случае потери теплоты с отработавшими газами могут быть снижены на 40–50 %. Несколько снизятся при этом и потери теплоты в стенки вследствие снижения средней температуры цикла. Контрольные вопросы 1. Какие параметры характеризуют действительный цикл

двигателя? 2. Какие факторы определяют индикаторную работу газов за цикл? 3. Что характеризует индикаторный КПД двигателя? 4. Как влияют свойства реального рабочего тела на преобразование теплоты топлива в механическую работу? 5. Как влияют процессы сгорания и теплообмена на индикаторный КПД? 6. Обоснуйте пути повышения индикаторного КПД двигателя. 7. Как определяется индикаторная мощность двигателя? 8. Какие составляющие определяют механические потери в двигателе? 9. Как определяются составляющие механических потерь? 10. Как определяется эффективная работа газов на валу двигателя (за цикл, за 1 с)? 11. Объясните отличие понятий удельная эффективная работа газов на валу двигателя и среднее эффективное давление. 439

12. Как определяются:  эффективная мощность двигателя;  механический КПД двигателя;  эффективный КПД и удельный эффективный расход

топлива;  уровень значений среднего эффективного давления и

эффективного КПД в двигателях различных типов. 13. Обоснуйте:  пути повышения эффективного КПД двигателей с искровым зажиганием;  пути повышения эффективного КПД дизелей. 14. Какие факторы определяют эффективную мощность двигателя? 15. Как определяются составляющие теплового баланса по внутреннему контуру (поверхности стенок надпоршневой полости) и по внешнему контуру (поверхность объема, в котором находится двигатель со всеми агрегатами)? 16. Какие факторы влияют на изменение составляющих теплового баланса по внешнему контуру? Список литературы к главе 12 1. Сахаревич В.Д. Влияние отношения хода поршня к диа-

метру цилиндра на основные показатели тракторного дизеля: Автореф. канд. дисс. –Харьков: ХИМЭСХ, 1971. – 21 с. 2. Коржов М.А. Исследование и выбор основных параметров двигателей легковых автомобилей: Автореф. канд. дисс. – Харьков: ХИИТ, 1978. – 21 с. 3. Дьяченко В.Г. Влияние числа оборотов на основные показатели комбинированного двигателя: Автореф. канд. дисс. – Харьков: ХПИ, 1963. – 20 с.

440

Глава 13 ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ §1. Режимы работы Двигатели внутреннего сгорания используются в различных силовых установках с различным характером изменения внешней нагрузки, параметров и показателей рабочих процессов. Режимы работы двигателя характеризуются совокупностью значений параметров и показателей рабочих процессов. Условно они могут быть разделены на установившиеся (значения параметров и показателей неизменны) и неустановившиеся (если с течением времени изменяется хотя бы один из параметров рабочих процессов). Совокупность режимов работы с определенной закономерностью изменения параметров и показателей рабочих процессов называется характеристикой двигателя. Характеристики ДВС можно разделить на 3 группы:  регулировочные (изменение параметров и показателей рабочих процессов определяется изменением, при прочих равных условиях, регулировочного параметра);  эксплуатационные (изменение параметров и показателей рабочих процессов определяется особенностями нагружения двигателя в реальных условиях эксплуатации);  специальные (изменение параметров и показателей рабочих процессов определяется особыми условиями нагружения двигателя, например, условиями нагружения, соответствующими режимам ездового цикла, холостого хода и т.п.). §2. Регулировочные характеристики Регулировочные характеристики снимаются обычно в условиях стендовых испытаний с целью определения оптимального значения регулировочного параметра для конкретного режима работы двигателя. В качестве критерия выбора оптимального значения регулировочного параметра принимается один или не441

сколько важнейших показателей рабочих процессов – удельный эффективный расход топлива, мощность, дымность, выбросы оксидов азота и т.п. Рассмотрим несколько регулировочных характеристик ДВС – регулировочные характеристики по углу опережения подачи топлива, по углу опережения зажигания и по составу смеси. Регулировочная характеристика дизеля по углу опережения подачи топлива. При снятии регулировочной характеристики по углу опережения подачи топлива п частота вращения коленчатого вала n, цикловая подача топлива Вц, часовой расход топлива Вч, параметры воздуха на впуске, тепловой режим дизеля поддерживаются на каждом из значений п неизменными. Угол опережения подачи топлива регистрируется по углу начала подъема иглы распылителя (моменту отрыва запорного конуса иглы распылителя от седла распылителя). С изменением угла опережения подачи топлива закон подачи топлива  (отношение количества топлива В, поступившего в цилиндр к определенному углу поворота кривошипа, к цикловой подаче Вц) практически не изменяется (рис. 13.1, в). Закон сгорания х (отношение количества теплоты, подведенной к рабочему телу Q к определенному углу поворота кривошипа, к теплоте, эквивалентной химической энергии топлива, поступившего в цилиндр за цикл) также изменяется незначительно. Поэтому при значениях угла опережения подачи топлива, меньших оптимального (п   п ), процесс сгорания смещается на такте расширения от ВМТ (рис. 13.1, а и 13.1, в), эффективность использования теплоты, подведенной к рабочему телу, снижается, индикаторная работа газов, а соответственно и мощность двигателя уменьшаются, удельный эффективный расход топлива возрастает (рис. 13.1, б). При углах опережения подачи топлива п   п эффективная мощность также уменьшается, а удельный эффективный расход топлива (рис. 13.1, б) возрастает. В данном случае уменьшение индикаторной работы и эффективной мощности дизеля обусловлено увеличением давления в надпоршневой полости до ВМТ (рис. 13.1, а), а соответственно и работы сжатия.

442

N e (в )

z р

N e (а )

Ne z

N e (б )

z

а

б п п п

в g e (в )

ge g e (а )

g e (б )

 п

в ВМТ

,ОКВ

 пбопт 

 паопт 

п,  пвопт  ОКВ

=1, х=1  х

в п п п в



,ОКВ

Рисунок 13.1 – Изменение параметров и показателей рабочих процессов дизеля в зависимости от угла опережения подачи топлива: n(б)< n(а)< n(в);  п – угол опережения начала подачи топлива;  = В /Вц – закон подачи топлива; х = Q /ВцQн – закон сгорания; в – угол запаздывания начала воспламенения;   – период задержки воспламенения топлива

Оптимальному углу опережения подачи топлива п(опт) (по максимальной мощности или минимальному удельному эффективному расходу топлива – рис. 13.1, б) соответствует угол опережения воспламенения 3–10 град. поворота коленчатого вала (ПКВ) до ВМТ (рис. 13.1, а), значения которого практически не зависят от частоты вращения коленчатого вала n. Однако оптимальный угол опережения подачи топлива с увеличением частоты вращения коленчатого вала возрастает, так как возрастает в градусах поворота коленчатого вала период задержки воспламенения . При неизменной частоте вращения коленчатого вала нагрузка (величина цикловой подачи) практически не влияет на оптимальное значение угла опережения подачи топлива.

443

В автотракторных дизелях с гидромеханической системой подачи топлива для корректировки угла опережения подачи топлива используются центробежные муфты опережения подачи топлива, а в случае аккумуляторных систем впрыска высокого давления с электронными системами управления – микропроцессор со специальной программой корректировки п по частоте вращения коленчатого вала. Диапазон изменения оптимального угла опережения подачи топлива зависит от особенностей организации рабочих процессов и конструкции дизеля, системы топливоподачи, условий эксплуатации и составляют 10–40 ПКВ. Регулировочная характеристика ДВС с искровым зажиганием по углу опережения зажигания. При снятии регулировочной характеристики по углу опережения зажигания з частота вращения коленчатого вала n, положение дроссельной заслонки (разрежение за дроссельной заслонкой), состав смеси, тепловой режим двигателя поддерживаются на каждом из значений з неизменными. С изменением угла опережения з изменяется и угол опережения начала видимого сгорания (рис. 13.2, а). Закон сгорания х при этом изменяется незначительно, так как при сохранении частоты вращения коленчатого вала n, разрежения за дроссельной заслонкой и состава смеси, время стабилизации очага сгорания у электродов свечи зажигания и скорость распространения фронта пламени сохраняются практически без изменений. Поэтому изменение давления в надпоршневой полости по углу поворота кривошипа, эффективной мощности, удельного эффективного расхода топлива в зависимости от угла опережения зажигания (рис. 13.2, а; рис. 13.2, б) определяется теми же факторами, что и при изменении угла опережения подачи топлива в дизеле (рис. 13.1, а; рис. 13.1, б). Оптимальному углу опережения зажигания (по максимальной мощности или минимальному удельному эффективному расходу топлива) соответствует угол опережения начала видимого сгорания 3–10 ПКВ до ВМТ (рис. 13.2, а; рис. 13.2, в). С увеличением частоты вращения коленчатого вала з (опт) возрастает (рис. 13.2, б), так как возрастает в градусах ПКВ период стабилизации очага сгорания  (угол поворота кривошипа от момента электрического разряда на электродах свечи зажигания (точка з) 444

до момента начала видимого сгорания (точка в). При увеличении разрежения за дроссельной заслонкой при неизменной частоте вращения коленчатого вала з(опт) также будет возрастать, так будет возрастать количество остаточных газов в смеси, время стабилизации очага сгорания в, продолжительность сгорания (скорость распространения фронта пламени с увеличением количества остаточных газов уменьшается). z р

N e (а )

Ne

z z

N e в 

N e (б )

б

а з з

в з

з

ge

 з

g e (б )

g e (а ) g e (в )

в ВМТ

в

,ОКВ

х=1

 в  з,ПКВ   заопт  збопт   з опт  

х з з з

в 

,ОКВ

Рисунок 13.2 – Изменение параметров и показателей рабочих процессов двигателя с искровым зажиганием в зависимости от угла опережения зажигания: n(б)< n(а)< n(в)

В карбюраторных ДВС с традиционной системой зажигания для корректировки угла опережения зажигания в зависимости от частоты вращения коленчатого вала и разрежения за дроссельной заслонкой предусмотрены центробежный регулятор и вакуумкорректор. В ДВС с электронной системой впрыска и электронной системой управления корректировка угла опережения зажигания осуществляется по частоте вращения коленчатого вала, разрежению за дроссельной заслонкой, началу детонации и другим параметрам. Диапазон корректировки з(опт) может достигать 445

5–30 ПКВ в зависимости от особенностей организации рабочих процессов и конструкции двигателя, системы впрыска, условий эксплуатации. Регулировочная характеристика ДВС с искровым зажиганием по составу смеси. В традиционных карбюраторных ДВС мощность, экономичность, уровень выбросов токсичных компонентов с отработавшими газами на каждом из режимов работы в значительной степени определяются составом смеси. Регулировочная характеристика для конкретного режима работы двигателя, например для режима номинальной мощности, определяется при неизменных частоте вращения коленчатого вала, положении дроссельной заслонки (количества поступающего в цилиндр воздуха) и тепловом режиме работы двигателя. Состав смеси изменяется путем изменения площади проходного сечения канала главного топливного жиклера или с помощью регулировочной иглы. С увеличением площади проходного сечения канала главного топливного жиклера увеличивается количество топлива, поступающего по каналам к диффузору карбюратора, топливовоздушная смесь обогащается, мощность двигателя возрастает (рис. 13.3). Максимального значения мощность двигателя достигает при соотношении топливо/воздух 1/12,5 (  0,85–0,9). Увеличение мощности двигателя Nе, при обогащении топливовозкВт душной смеси обусловлено Nе 45 увеличением химического коэффициента молекулярного 40 изменения рабочего тела (увеgе , личением объема рабочего тела кг кВт  ч  gе 0,36 в результате химических реакций окисления углеводородов 0,28 топлива) и увеличением скоро 0,8 1,2 1,0 сти распространения фронта пламени. Однако при этом вследствие роста неполноты Рисунок 13.3 – Регулировочная характеристика по составу сгорания топлива удельный смеси (двигатель ВАЗ-2103: эффективный расход топлива S/D = 80/76; zVh = 1,45 л; возрастает. Минимальному  = 8,5; n = 5000 мин–1) 446

удельному эффективному расходу топлива соответствует незначительное обеднение смеси ( = 1,05–1,10). При дальнейшем обеднении топливовоздушной смеси снижается скорость распространения фронта пламени, эффективность использования теплоты сгоревшего топлива. Поэтому возможны два варианта регулировки карбюратора – мощностная ( = 0,85–0,9) и экономичная ( = 1,05–1,10). Мощностная регулировка необходима на режимах повышенных значений крутящего момента (мощности), экономичная – на режимах частичных нагрузок. На режимах холостого хода для обеспечения устойчивой работы двигателя, исключения пропусков воспламенения топливовоздушной смеси, карбюратор также должен обеспечивать обогащение топливовоздушной смеси ( = 0,8–0,9). Поддержание на эксплуатационных режимах работы двигателя рационального состава смеси (соотношение топливо – воздух) достигается путем использования в конструкции карбюратора ряда систем корректировки состава смеси (главные дозирующие системы, системы мощностных режимов, переходная система, система холостого хода, система пуска и т.д.). В ДВС с электронной системой впрыска топлива на впуске и каталитическим нейтрализатором тройного действия необходимый состав смеси поддерживается микропроцессором системы управления по сигналам от нескольких датчиков (датчик разрежения за дроссельной заслонкой, датчик частоты вращения коленчатого вала, датчик скорости потока воздуха, датчик температуры охлаждающей жидкости, датчик контроля содержания кислорода в отработавших газах). На подавляющей части эксплуатационных режимов работы двигателя для обеспечения оптимальных условий работы нейтрализатора отработавших газов микропроцессор поддерживает состав топливовоздушной смеси с точностью до 0,5 % ( = 0,995–1,005). §3. Эксплуатационные характеристики двигателей Характер изменения режимов работы двигателя в реальных условиях эксплуатации зависит от типа энергетической установки. Один и тот же двигатель возможно использовать в различных 447

типах энергетических установок с различным характером нагружения. В зависимости от особенностей изменения режимов работы эксплуатационные характеристики можно разделить на нагрузочные, регуляторные, скоростные, винтовые, генераторные. Схематично условия нагружения можно представить кривыми изменения мощности или крутящего момента в зависимости от частоты вращения коленчатого вала (рис. 13.4). Nе А

Nе н

Рисунок 13.4 – Эксплуатационные характеристики: точка А – режим номинальной мощности (Nе = Nе н; n = nн); АВ – нагрузочная характеристика; АС – внешняя скоростная характеристика; АD – винтовая характеристика; АЕ – регуляторная характеристика; АF – генераторная характеристика

C

F D

nн В

Е n

При работе двигателя на привод генератора, компрессора, насоса и т.п. частота вращения коленчатого вала поддерживается постоянной. Изменение параметров и показателей рабочих процессов определяется внешней нагрузкой (рис. 13.5). С увеличением внешней нагрузки возрастает часовой расход топлива Вч, но удельный эффективный расход топлива gе снижается, что обусловлено, в основном, увеличением механического КПД. Характер изменения коэффициента наполнения V и коэффициента избытка воздуха в зависимости от внешней нагрузки определяется способом регулирования мощности. В карбюраторном двигателе (количественное регулирование мощности) количество смеси, поступающей в цилиндр, определяется положением дроссельной заслонки. С увеличением открытия дроссельной заслонки разрежение за дроссельной заслонкой рдр уменьшается, возрастает коэффициент наполнения, количество топливовоздушной смеси, поступающей в цилиндр. Состав смеси, характеризуемый коэффициентом избытка воздуха , изменяется незначительно (рис. 13.5, а). В дизеле (качественное регули448

рование мощности) количество воздуха, поступающего в цилиндр, а соответственно, и коэффициент наполнения изменяются незначительно. Количество топлива, поступающего в двигатель практически пропорционально нагрузке. Коэффициент избытка воздуха с увеличением нагрузки снижается от 9 – на режиме холостого хода, до 1,3 – при максимальной нагрузке (рис. 13.5, б). n = 2500 мин–1 v 0,8

рдр

0,6  1,0

рдр, v кПа 50

30

кг кВт  ч 

gе

0,42

Вч

v 0,8

Вч, кг/ч 8

0,26 24 Nе, кВт

а

0,22

Вч, кг/ч 25 20



15

1 gе, 0,27

4 16

Вч

2

кг кВт  ч 

8

v

0,7  3



0,8 gе ,

n = 1600 мин–1

i

i, е 0,4

е

0,2

gе 0,2

0,4

0,6 ре, МПа

б

Рисунок 13.5 – Нагрузочные характеристики: а – карбюраторный двигатель М412: zVh = 1,5 л;  = 8,5; б – дизель ЯМЗ-238: zVh = 14,9 л;  = 16,5

Транспортный двигатель (например, автомобильный) работает на режимах скоростных характеристик (положение органа управления подачей топлива или топливовоздушной смеси неизменно). Частота вращения коленчатого вала определяется при этом внешней нагрузкой – затратами мощности на трение в трансмиссии (5–10 %), на сопротивление перекатыванию колес (20–60 %), на преодоление сопротивления воздуха (15–65 %). Величина затрат мощности, структура их распределения, резерв мощности двигателя Nр зависят от скорости движения транспортного средства и подъема дороги (рис. 13.6). Чем больше 449

подъем, тем меньше запас мощности, тем меньше максимально возможная скорость движения автомобиля. Ne

 = 15 %

А

=0%

Nр Nаэ

Nf С nн

nхх 0

Nтр n, мин–1

Рисунок 13.6 – Структура затрат мощности автомобильного двигателя: точка А – режим номинальной мощности; АС – внешняя скоростная характеристика; Nтр – потери мощности в трансмиссии; Nf – затраты мощности на сопротивление перекатыванию колес; Nаэ – затраты мощности на аэродинамическое сопротивление; Nр – резерв мощности;  – подъем (отношение высоты подъема к пройденому пути в %)

Vmax V, км/ч

Максимальной скорости движения автомобиля на ровной дороге с твердым покрытием соответствует максимальная (номинальная) мощность двигателя (точка А). Если орган управления подачей топлива или топливовоздушной смеси находится в промежуточном положении (между положениями, соответствующими режиму холостого хода и режиму максимальной мощности), то такие характеристики называются частичными скоростными, а если орган управления подачей топлива или топливовоздушной смеси находится в положении, соответствующем максимальной мощности, то такие характеристики называются внешними скоростными (рис. 13.7). Крутящий момент на валу двигателя на режимах внешней скоростной характеристики в Нм Ме 

 1 1 Qн Вц Qн 103 z е  z V 0 Vh i м , 2 2 М0 

(13.1)

где М0 – теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива;  – коэффициент тактности (для четырехтактных двигателей  = 2, для двухтактных двигателей  = 1); Вц – цикловая подача, кг/цикл; Qн – низшая теплота сгорания топлива (кДж/кг); z – число цилиндров; Vh – рабочий объем ци450

линдра (л); 0 – плотность атмосферного воздуха (кг/м3); V – коэффициент наполнения; і – индикаторный КПД;  – коэффициент избытка воздуха; м – механический КПД. Таким образом, изменение крутящего момента двигателя на режимах внешней скоростной характеристики при прочих равных условиях зависит от частоты вращения коленчатого вала, коэффициента наполнения, отношения индикаторного КПД к коэффициенту избытка воздуха, характеризующего степень совершенства рабочих процессов на конкретном режиме, механического КПД. За исходный режим на внешней скоростной характеристике принимается режим номинальной мощности (точка А на рис. 13.7). С понижением частоты вращения коленчатого вала крутящий момент Ме на валу двигателя на режимах внешней скоростной характеристики возрастает вследствие увеличения коэффициента наполнения V, отношения i  и механического КПД. В автомобильных дизелях увеличение крутящего момента по отношению к моменту на режиме максимальной мощности составляет 10–15 %, в карбюраторных двигателях – 15–25 %. v 0,8  Ne

Ne, кВт 120

А Мe

В

1,5 0,7 Me, Нм Ne, 1000 кВт

30 800 А В , кг/ч ч 10 35 ge , 30 кг кВт  ч 

Вч

кг кВт  ч 

ge

0,23 0,21

v 0,8

2,5

0,6

90 ge,



v

1400

1800

0,35 n, мин–1

0,31

а

v

 1,0

 Ne Мe

В

Вч

0,9 А Me, Нм 110 А 90 Вч, кг/ч 15 10 5

ge

4500 n, мин–1

2500

б

Рисунок 13.7 – Внешние скоростные характеристики автомобильных двигателей: а – дизель ЯМЗ-238; б – карбюраторный двигатель ВАЗ-2103; точка А – режим номинальной мощности; точка В – режим максимального крутящего момента

451

Отношение максимального крутящего момента на режимах внешней скоростной характеристики (точка В) к крутящему моменту на режиме номинальной мощности (точка А) называется коэффициентом приспособляемости, к

М е max . М ен

(13.2)

В автомобильных дизелях к = 1,05–1,15, в двигателях с искровым зажиганием к = 1,15–1,25. Чем выше коэффициент приспособляемости, тем больший подъем может преодолевать транспортное средство без переключения передачи, тем легче его управление. Изменение эффективной мощности на режимах внешней скоростной характеристики определяется крутящим моментом и частотой вращения коленчатого вала. При работе двигателя на генератор нагрузка на двигатель зависит от силы взаимодействия магнитных полей якоря и статора (от электрической нагрузки на генератор). Предельное значение мощности, которая требуется для вращения вала генератора, примерно пропорционально частоте вращения вала: Ne = кг n,

(13.3)

где кг – коэффициент пропорциональности, значения которого зависят от электромагнитных характеристик генератора. При работе двигателя на винт изменение нагрузки на двигатель зависит от мощности, которая требуется для вращения винта при определенной частоте вращения, N e  кв n3 ,

(13.4)

где кв – коэффициент пропорциональности, значения которого зависят от шага винта Нв, его диаметра Dв и плотности среды, в которой работает винт (воздух, вода), т.е. к в  f H в D в ,   . Для более полного использования мощности двигателя при различных частотах вращения винта используются винты с регулируемым шагом.

452

§4. Специальные характеристики Специальные характеристики строят по данным стендовых испытаний двигателя или по данным регистрации параметров и показателей двигателя в реальных условиях эксплуатации конкретной машины с р 3,40 14,48 13,77 27,32 целью оценки опре- р е ge = 0,95geн 0,07 ен 1,34 0,38 А деленных качеств 1,0 0,92geн 0,24 0,03 0,02 0,05 0,26 0,31 или показателей дви0,07 0,06 0,27 4,61 0,03 0 0,11 0,59 6 7,98 0,10 гателя (например, 0,02 0,02 6 0,8 0,94рzн эксплуатационной 0,07 1,53 0,05 0,39 0,01 6 6 экономичности, оп0,6 0,39 1,61 6,14 ределяющей по вре6 0,04 0,12 мени частоты вращения коленчатого 0,4 1,1geн 0,30 0,42 2,63 0,08 0,21 1,39geн вала и т.п.). Приме0,04 0,37 0,27 0,40 1,49 рами специальных 0,2 0,01 0,04 6 характеристик могут быть различные мно- 0 0,08 0,26 0,60 0,97 1,00 0 гопараметровые характеристики (рис. -0,2 1,83 0,93 0,42 0,15 13.8, 13.9, 13.10), из0,56 1,07 менение параметров n/nн 1,0 0,8 0,6 0,4 и показателей работы комбинированноРисунок 13.8 – Распределение режимов работы го двигателя с сило- дизеля ЯМЗ-238 в % по времени на вой газовой турби- автопоезде КрАЗ-257 за пределами ной в зависимости от пригородной зоны: масса поезда – 37,5 т; дорога с твердым давления газов перед покрытием; местность слабохолмистая; турбиной (рис. 12.5, nн = 2100 об/мин; Nен = 176 кВт рис. 13.11). Многопараметровая характеристика двигателя в конкретных условиях работы автомобиля, трактора позволяет определить не только среднеэксплуатационный удельный эффективный расход топлива i n

i n

g е э   N e i g e i i i 1

 Nei  i , i 1

453

(13.5)

определяющую частоту вращения коленчатого вала, но и уровень доводки рабочих процессов в зоне основных эксплуатационных режимов работы двигателя, степень согласованности характеристик двигателя с характеристиками трансмиссии и движителя машины (рис. 13.8, 13.9) [1]. При использовании дизеля ЯМЗ-238 как на автопоезде (рис. 13.8), так и на тракторе (рис. 13.9) в зоне режимов работы, соответствующих минимальным значениям удельных эффективных расходов топлива, дизель практически не работает. Для совмещения зоны режимов работы дизеля, соответствующих минимальА ным удельным эф2,92 43,3 Nе рz= 8,0 N ен фективным расходам МПа 26,8 9,95 топлива, с основной 2,79 ge =160 зоной эксплуатацион0,8 1,18 0,01 г/(кВтч) 0,02 0,25 ных режимов работы рz= 7,5 0,03 МПа ge =155 дизеля необходимо не 0 0,02 г/(кВтч) 0 0,04 только совершенство0,09 0,6 0,01 вание рабочих про0,02 0,03 0,03 0,01 0 цессов дизеля на ре3,45 0 0,01 жимах, близких к ре0,22 0,4 0,05 жиму номинальной 0,23 0 0,09 мощности, но и суще0,38 0,01 ственная корректи0,23 4,5 0,7 0,2 ровка характеристик 0,34 0,02 трансмиссии и дви0,38 жителя (количества 0,04 0,05 передач и шага пере0 0,06 0,12 0,44 0,03 дач коробки переме0 0 0 ны передач в случае 0 механической короб-0,2 0,05 0,07 0,03 ки передач, переда0,03 точного числа главной передачи, радиуса -0,4 0,4 0,6 0,8 1,0 n/nн ведущих колес и т.д.). МногопараметРисунок 13.9 – Распределение режимов работы ровые характеристики дизеля ЯМЗ-238НБ в % по времени на тракторе К-700А на пахоте: двигателя по выброфон – стерня; nн = 1700 об/мин; Nен = 147 кВт сам токсичных ве454

ществ с отработавшими газами (рис. 13.10) позволяют установить режимы с повышенными выбросами отдельных токсичных компонентов, оценить уровень доводки рабочих процессов на этих режимах и примерный уровень выбросов токсичных компонентов с отработавшими газами в г/(кВтч) или г/км на различных скоростных режимах движения транспортного средства или для условий ездовых циклов. Для данной комплектации и регулировки двигателя повышенные выбросы оксида углерода СО, углеводородов CnHm имеют место на режимах повышенных нагрузок и в зоне режимов холостого хода, оксидов азота – в зоне повышенных нагрузок и частот вращения коленчатого вала. Снижение выбросов токсичных веществ с отработавшими газами в данном двигателе до уровня регламентируемых требований ездовых циклов возможно только при использовании вместо карбюратора электронных систем впрыска и регулирования с обратной связью по датчику содержания кислорода в отработавших газах. Характеристика комбинированного двигателя с силовой газовой турбиной по давлению газов перед турбиной (рис. 13.11) позволяет установить оптимальное значение давления газов перед силовой турбиной по эффективному КПД установки (е у) [2]. При отношении давления газов перед турбиной рт к давлению воздуха за нагнетателем рн, равном примерно 0,75, мощность турбины Nтурб равна мощности на привод нагнетателя Nн (рис. 13.11). С увеличением давления газов перед турбиной возрастает количество остаточных газов в надпоршневой полости, потери индикаторной работы газов на удаление из надпоршневой полости продуктов сгорания (увеличивается среднее давление насосных потерь рн.п). Коэффициент наполнения V, отнесенный к условиям окружающей среды, снижается с 2,17 (на турбокомпрессорном режиме, турб = н) до 1,98 при отношении рт рн = 1,3. Индикаторный КПД i дизеля в исследуемом диапазоне изменения отношения рт рн ( рт рн = = 0,75 – 1,3) изменяется незначительно. Доля работы турбины турб в тепловом балансе силовой установки увеличивается с 8,3 % (на турбокомпрессорном режиме) до 14,7 % (от теплоты топлива, поступившего в дизель) при отношении рт рн = = 1,3. 455

СО, г/(кВтч)

СО, %

ре , МПа

ре , МПа 2,0

0,8

0,8

80

3,5

0,6

0,6

2,5

1,0

0,4 0,2

80

0,4

1,4

1,0

50

110

0,2

1,0

140 170

3,0 2

1

2000

n, мин–1

4000

СnHm, млн–1

ре , МПа

n, мин–1

4000

СnHm, г/(кВтч) ре , МПа

550

0,8

2000

0,8 8

0,6

0,6

300 400

0,4

10

0,2

700

2000

n, мин–1

4000

NOx, млн–1

ре , МПа 0,8 0,6

0,4

800

450

350

0,2

8

700

2000

NOx, г/(кВтч)

5000

8

0,6

4000 2000

0,4

1000

0,2

4,5

7

5 6

3

0,2 300

n, мин–1

ре , МПа

200

400

4000

0,8

3000

0,4

12

10 2

400 1,5

2000

4000

n, мин–1

2000

4000

n, мин–1

Рисунок 13.10 – Характеристики карбюраторного двигателя ВАЗ-2103 (z = 4; S/D = 80/76;  = 8,5) по выбросам токсичных веществ с отработавшими газами

456

Избыточная доля работы турбины (турб – н) с увеличением давления газов перед турбиной не только компенсирует увеличение доли работы насосных потерь (н.п), но позволяет заметно снизить долю эффективv i, ной работы дизеля v % 2,1 i мд, е д. При этом эффек2,0 47 %  46  тивный КПД уста2,0 мд 4 н.п, 1,95 новки е у возрастает рмд, % рi,МПа р , н.п 6 рi 3 1,8 с 42,2 % до 45 % МПа рмд н.п 1,6 (примерно на 6,6 %). 0,2 1 рн.п Оптимальному эф0 ед, ред, ед н, фективному КПД усМПа %  турб, 1,6 41 ред тановки соответст% ртурб, рн, 39 вуют отношения 1,4 13 ртурб МПа турб рт рн  1,2–1,3. 11 0,4 реу, рн МПа При экспери9 0,2 еу, 1,8 н ментальной доводке реу % 1,6 7 рабочих процессов и 45  еу tт,С конструкции двига43 630 tт телей используются и 41 590 ряд других специаль0,6 0,8 1,0 1,2 рт /рн 0,6 0,8 1,0 1,2 рт /рн ных характеристик Рисунок 13.11 – Влияние давления газов перед для оценки, наприсиловой турбиной на показатели мер, температурных комбинированного двигателя Д70Б –1 (16ЧН24/27, Nеу = 2206 кВт; n = 850 мин ; условий работы детарн = 0,255 МПа; ts = 65С): лей двигателя, мнор турб  N турб к Vh  ; к  n z 60  ; рн  N н к Vh  ; гопараметровых хареу = ред + ртурб – рн;  мд  3600 N мд Вч Qн  ; рактеристик по углу  н.п  3600 N н.п Вч Qн  ; ед  3600 N ед  Вч Qн  ; опережения зажига турб  3600 N турб Вч Qн  ;  н  3600 N н Вч Qн  ; ния, углу опережения подачи топлива и т.п. еу  3600 N еу  Вч Qн  Контрольные вопросы и задания 1. Объяснить понятия: режим работы, характеристика ДВС. 2. Представьте классификацию характеристик ДВС. 457

3. Как определяются параметры и показатели двигателя на режимах регулировочных характеристик по углу опережения подачи топлива и по углу опережения зажигания? 4. Как определяется оптимальный состав смеси? 5. Представьте классификацию эксплуатационных характеристик. 6. Как определяются параметры и показатели двигателя на режимах нагрузочных и скоростных характеристик? 7. Как влияет коэффициент приспособляемости на условия работы автомобильного двигателя? 8. Какие характеристики ДВС относят к специальным? Список литературы к главе 13 Терещук А.Г. Исследование эксплуатационных режимов работы и топливной экономичности автомобильного дизеля: Автореф. канд. дисс. – Харьков: ХИИТ, 1980. – 20 с. 2. Дьяченко В.Г. О возможности понижения быстроходности двигателя 16ЧН24/27 при сохранении номинальной мощности // Труды ХПИ: Серия «Энергомашиностроение». – Харьков: ХГУ, 1963. – Т. XLIII – Вып.3. – С. 170–177. 1.

458

Глава 14 ВЫБОР ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ КОНСТРУКЦИИ И РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ ДВИГАТЕЛЯ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ §1. Требования, предъявляемые к двигателю В основе требований, предъявляемых к двигателю внутреннего сгорания как энергетической установки конкретного назначения (судовой, тепловозной, автомобильной, тракторной) в отношении КПД, срока службы, удельной массы и т.д., должно быть достижение наилучших технико-экономических показателей в целом по установке за весь период его эксплуатации. Одним из важнейших технико-экономических показателей является общая сумма затрат на единицу работы (кВтчас, ткм, га условной пахоты и т.п.). В затратах на единицу работы находят отражение и суммарную оценку различные качества не только двигателя, но и установки в целом: КПД (через расходы на горючесмазочные материалы), долговечность и надежность (через расходы на ремонты и технические уходы), мощность (через расходы на горюче-смазочные материалы, оплату труда обслуживающего персонала, возобновление), масса и сложность конструкции (через расходы на возобновление и ремонты) и т.д. Анализ структуры затрат на единицу работы энергетических установок различного типа и назначения показывает, что основным видом затрат на единицу работы является затраты на горюче-смазочные материалы, ремонты и технические уходы. Затраты на возобновление не превышают, как правило, 3–7 % от суммарных затрат на единицу работы, то есть, стоимость производства не является определяющим фактором при выборе параметров двигателя [1, 2]. Общей тенденцией развития двигателестроения является повышение параметров рабочих процессов путем применения наддува и более высокого уровня доводки рабочих процессов, частоты вращения коленчатого вала с тем, чтобы максимально снизить массу энергетической установки, уменьшить ее габариты. Однако к вопросу повышения параметров рабочих процессов и в особен459

ности быстроходности двигателя необходимо подходить с учетом конкретных условий производства и эксплуатации, определяющих в конечном итоге стоимость единицы работы. При повышении частоты вращения коленчатого вала двигателя снижается его масса, габариты, соответственно уменьшаются затраты на производство, но повышение быстроходности двигателя снижает его надежность и долговечность, а зачастую и экономичность. В настоящее время в двигателестроении не существует непреложных положений, ограничивающих выбор параметров рабочих процессов, основных параметров конструкции двигателя (диаметра цилиндра, отношения хода поршня к диаметру цилиндра, средней скорости поршня, числа цилиндров и т.д.), но нет и абсолютной свободы в их выборе. Для каждого типа двигателей (автомобильных, тракторных, тепловозных, судовых, стационарных) приняты определенные ограничения в выборе параметров рабочих процессов и численных соотношений величин частоты вращения коленчатого вала на режиме номинальной мощности, диаметра цилиндра, отношения хода поршня к диаметру цилиндра, средней скорости поршня и т.д. Вместе с тем на мировом рынке имеется огромное количество однотипных двигателей, существенно отличающихся по параметрам рабочих процессов и конструкции. В подавляющем большинстве случаев это не только не оправдано, но и является общим злом, тормозящим развитие двигателестроения. Еще в начале прошлого столетия по этому поводу известный немецкий инженер Г. Гюльднер писал [3]: «Наиболее опасным препятствием для внутреннего развития всякого рода машин является слишком большое разнообразие их конструктивных форм. Вытекая не из действительной потребности, а из честолюбия беспокойных изобретателей эти формы в 9 случаях из 10 противоречат самым элементарным правилам конструирования. Если такого рода произведения и мстят за себя сами своей недолговечностью, то в то же время они являются общим злом, тормозящим правильный ход развития данной отрасли промышленности и набрасывая тень сомнения на действительно правильные и целесообразные конструкции». Удачно созданные конструкции двигателей выдерживают конкуренцию на протяжении десятилетий, непрерывно совершенствуясь, не уступают лучшим образцам вновь создаваемых. 460

Примером удачной конструкции из отечественных двигателей может служить дизель В-2, созданный на заводе им. В.А. Малышева в тридцатых годах прошлого столетия. Модификации этого дизеля находятся в производстве свыше 60 лет и в настоящее время не уступают по технико-экономическим показателям лучшим образцам зарубежных дизелей этого типа. Перспективны также конструкции тепловозных дизелей завода им. В.А. Малышева, автомобильных дизелей Ярославского моторного завода, тракторных дизелей Минского моторного завода, автомобильных двигателей АвтоВАЗа и др. Первые попытки обоснования выбора параметров рабочих процессов, основных параметров конструкции двигателя относятся к началу развития двигателестроения. В последующие годы теория, конструкция и расчет двигателей внутреннего сгорания получили дальнейшее развитие в трудах Н.Р. Брилинга, А.С. Орлина, В.Т. Цветкова, Н.М. Глаголева, В.А. Ваншейдта, М.Г. Круглова и др. При проектировании двигателя наряду с таким важнейшим критерием оценки выбора основных параметров двигателя как стоимость единицы работы, учитывается ряд других техникоэкономических показателей, исходя из конкретных условий производства и эксплуатации двигателя. Эти показатели условно могут быть разделены на две группы. Первая группа представляет собой технико-экономические показатели, определяющие качества двигателя как энергетической установки конкретного назначения: мощность (кВт); масса (кг, т), габаритный объем (м3) или габаритные размеры (длина  ширина  высота в м), срок службы до капитального ремонта (час). Вторая группа – технико-экономические показатели, определяющие удельные показатели двигателя: литровая мощность (кВт/л), среднее эффективное давление (МПа), удельная литровая масса двигателя (кг/л), удельная масса двигателя (кг/кВт), удельный эффективный расход топлива (кг/(кВтч)) или эффективный КПД. Необходимость в разработке нового двигателя возникает, когда выпускаемые двигатели не отвечают уровню развития двигателестроения или при изменении требований, предъявляемых к двигателю потребителем. Последнее обстоятельство определяет461

ся изменением требований в отношении производительности машин, выпускаемых потребителем, требований в отношении мощности, экономичности и экологических характеристик энергетических установок к ним. Вполне очевидно, что прежде, чем приступить к разработке нового двигателя следует провести анализ выпускаемых двигателей с целью оценки возможности их модернизации, повышения их показателей до необходимого уровня. Модернизация двигателя требует несоизмеримо меньших капитальных затрат, чем разработка и постановка на производство нового двигателя. Постановка на производство нового двигателя будет оправдана только в случае, если невозможно выполнить требования, выдвигаемые развитием техники и производства, на базе выпускаемых двигателей путем их модернизации. Создание нового двигателя включает несколько этапов: составление проектного задания, разработка эскизного и технического проектов, создание экспериментальных отсеков и доводка рабочих процессов, создание опытных образцов двигателя и отработка элементов конструкции, эксплуатационные испытания и проверка соответствия показателей двигателя требованиям проектного задания. Обоснование требований проектного задания, которым должны удовлетворять технико-экономические показатели нового двигателя, имеет принципиальное значение. Требования, предъявляемые к новому двигателю, определяют не только уровень технико-экономических показателей двигателя как энергетической установки конкретного назначения (автомобильной, тракторной, тепловозной и т.д.), но и перспективы его дальнейшего совершенствования. Поэтому составление проектного задания требует всестороннего анализа существующих конструкций двигателей, уровня научных разработок, технологии производства, условий эксплуатации двигателя в отрасли или на предприятиях, для которых он разрабатывается, возможного характера изменений, а соответственно и изменения требований, предъявляемых к двигателю, в течение предполагаемого периода его выпуска. Мощность двигателя зависит от назначения энергетической установки. Этот показатель в значительной степени определяет 462

как особенности конструкции двигателя, так и уровень ряда удельных технико-экономических показателей. В энергетических установках автотракторного типа используются в основном четырехтактные дизели мощностью до 200 кВт, в энергетических установках железнодорожного транспорта – четырехтактные и двухтактные дизели мощностью от нескольких сот киловатт до нескольких тыс. кВт, в судовых и стационарных энергетических установках – дизели от нескольких десятков до нескольких десятков тысяч кВт. Нижний предел значений мощностей четырехтактных дизелей соответствует нескольким кВт, верхний предел – более чем 10 тысяч кВт. Дизели большей мощности – обычно двухтактные крейцкопфные. Габаритные размеры, масса двигателя, как и мощность, зависят от назначения энергетической установки и в значительной мере определяют выбор компоновки двигателя, число и расположение цилиндров. Срок службы двигателя до капитального ремонта (моторесурс) определяется типом энергетической установки, ее мощностью. С увеличением мощности двигателя все более высокие требования предъявляются к сроку службы двигателя до капитального ремонта. Для автомобильных двигателей с искровым зажиганием срок службы до капитального ремонта составляет 2000–4000 моточасов, для дизелей автотракторного типа в условиях нашей страны экономически целесообразный срок службы до капитального ремонта должен быть не меньше 10 тыс. часов, для тепловозных, судовых, стационарных двигателей мощностью свыше 1000 кВт – 20–30 тыс. часов. Срок службы двигателя до капитального ремонта, общий срок службы двигателя, как правило, соответствуют сроку службы до капитального ремонта, общему сроку службы автомобиля, трактора, тепловоза и т.д. Таким образом, технико-экономические показатели первой группы практически полностью определяются назначением силовой установки. Технико-экономические показатели второй группы являются более универсальными и могут быть использованы как для оценки качеств двигателя конкретного назначения, так и для сравнительной оценки различных по конструкции и назначению двигателей (автомобильных, тракторных, тепловозных и т.п.). 463

§2. Частота вращения коленчатого вала Частота вращения коленчатого вала двигателя на режиме номинальной мощности является одним из основных факторов, определяющих параметры конструкции, рабочих процессов, моторесурс двигателя и, в конечном итоге, технико-экономические показатели двигателя [2]. Уровень таких важнейших техникоэкономических показателей двигателя как удельная литровая мощность, удельная масса практически однозначно (при одном и том же уровне форсирования по среднему эффективному давлению, одинаковом числе цилиндров, одинаковых материалах основных деталей) определяется частотой вращения коленчатого вала. Удельная литровая мощность, кВт/л: 10 7 N л  N е z V h   pe n ; 6

(14.1)

удельная масса, кг/кВт: g  M Ne  gл Nл ,

(14.2)

где ре – среднее эффективное давление, Па;  – коэффициент тактности (для четырехтактных двигателей  = 2, для двухтактных – 1); Vh – рабочий объем одного цилиндра, л; z – число цилиндров; g л  M z Vh – удельная литровая масса, кг. Поэтому при прочих равных условиях, чем выше частота вращения коленчатого вала, тем больше литровая мощность, ниже удельная масса. С этой точки зрения частоту вращения коленчатого вала на режиме номинальной мощности проектируемого двигателя следует выбирать возможно большей. Этим обстоятельством объясняется также и тенденция неуклонного повышения номинальной частоты вращения коленчатого вала двигателей внутреннего сгорания различного типа, начиная с первых лет их производства и до настоящего времени. Уровень форсирования по частоте вращения коленчатого вала вновь создаваемых двигателей на каждом конкретном историческом этапе их развития лимитировался двумя факторами. Во-первых, с увеличением номинальной частоты вращения коленчатого вала двигателя сокращается время, отводимое на осу464

ществление рабочих процессов, возрастают трудности их доводки. Во-вторых, с увеличением частоты вращения коленчатого вала возрастает интенсивность износа основных сопряжений двигателя, сокращаются межремонтные сроки службы. Поэтому темпы роста номинальной частоты вращения коленчатого вала вновь создаваемых двигателей определялись и определяются в настоящее время темпами совершенствования конструкции и технологии производства двигателей, применяемыми материалами, изменением требований к межремонтным срокам службы двигателей. Последнее обстоятельство объясняется тем фактом, что, с одной стороны, неуклонный рост темпов технического прогресса сокращает экономически целесообразный срок службы машин (в том числе и энергетических установок к ним – двигателей), с другой стороны, неуклонный рост парка машин сокращает среднегодовую загрузку машин, продолжительность работы машины (двигателя) в часах за период службы. Для достигнутого уровня развития технологии производства двигателей, используемых материалов, современных требований в отношении моторесурса двигателей примерное соотношение между сроком службы и определяющей частотой вращения коленчатого вала в реальных условиях эксплуатации для двигателей различного назначения представлено в табл. 14.1 [2]. Определяющая частота вращения коленчатого вала двигателя зависит от условий эксплуатации машины. Например, для двигателей легковых автомобилей определяющая частота вращения коленчатого вала в зависимости от дорожных условий в 1,5–2 раза ниже, чем частота вращения коленчатого вала на режиме номинальной (максимальной) мощности; для двигателей грузовых автомобилей и тепловозов определяющая частота вращения коленчатого вала составляет 0,7–0,8 от номинальной; для судовых дизелей – 0,8–0,9 от номинальной; для тракторных и стационарных двигателей – примерно равна частоте вращения коленчатого вала на режиме номинальной мощности. Среднеэксплуатационная нагрузка (среднеэксплуатационное значение ре ), уровень форсирования двигателя по наддуву оказывают относительно незначительное влияние на интенсивность износа деталей цилиндро-поршневой группы, подшипников, а соответственно и на межремонтные сроки службы [2]. Поэтому, приняв, исходя из назна465

чения и условий эксплуатации двигателя, определяющую частоту вращения коленчатого вала, в первом приближении устанавливают частоту вращения коленчатого вала для режима номинальной мощности, которая обычно принимается кратной 100. Таблица 14.1 – Соотношения между сроком службы до капитального ремонта и определяющей частотой вращения коленчатого вала Определяющая частота № вращения п/п коленчатого вала 1 4000 – 5000

Срок службы до капитального ремонта, час 1000 – 2000

2

3000 – 4000

2000 – 4000

3

1500 – 3000

4000 – 10000

4

1000 – 1500

10000 – 30000

5

500 – 1000

30000 – 50000

Преимущественная область использования Мототехника Двигатели для легковых автомобилей Автотракторные дизели Стационарные, судовые, тепловозные дизели Стационарные, судовые дизели

Влияние частоты вращения коленчатого вала на показатели процессов газообмена (коэффициент наполнения, среднее давление насосных потерь) сказывается через изменение гидравлических потерь в клапанах, оптимальных значений фаз газораспределения, условий теплообмена между свежим зарядом и стенками цилиндра. Если рассматривать влияние частоты вращения коленчатого вала на показатели процессов газообмена различных по размерности двигателей при оптимальных значениях фаз газораспределения, то оно незначительно. Например, коэффициент наполнения при условиях на впуске Vs дизеля Д-70 (n = 1000 об/мин; S/D = 270/240; pe = 1,4 МПа; ps = 0,25 МПа) равен 0,91 (рис. 12.3); дизеля СМД-14 (n = 1700 об/мин; S/D = 140/120; pe = = 0,6 МПа) – 0,84 (рис. 12.7); карбюраторного двигателя ВАЗ2103 (n = 5600 об/мин; S/D = 80/76;  = 8,5; pe = = 0,8 МПа) – 0,82 466

(рис. 12.6). Влияние же частоты вращения коленчатого вала на показатели процессов газообмена конкретного двигателя с конкретными газовоздушными системами при неизменных условиях на впуске и выпуске, оптимальных значениях фаз газораспределения на каждом из скоростных режимов определяется изменением средней скорости поршня, условий теплообмена между свежим зарядом и стенками цилиндра. Изменение же конструкции и параметров газовоздушных систем двигателя оказывает значительно большее влияние не только на характер зависимости показателей процессов газообмена от частоты вращения коленчатого вала, но и на абсолютное значение показателей газообмена (рис. 8.19). Зависимость показателей индикаторных процессов от частоты вращения коленчатого вала определяется изменением процессов топливоподачи, смесеобразования и сгорания, условий теплообмена. Фактор времени при этом является одним из основных. Уменьшение продолжительности рабочих процессов с повышением частоты вращения коленчатого вала требует все больших затрат времени и материальных средств на их доводку. Однако значение важнейшего показателя индикаторных процессов двигателя (индикаторного КПД) определяется не столько выбором номинальной частоты вращения коленчатого вала (в пределах достигнутых значений для определенного типа двигателя), сколько выбором способа организации процессов смесеобразования и сгорания и уровнем их доводки. Доводка рабочих процессов конкретного двигателя осуществляется, как правило, на режиме номинальной мощности, и отклонение частоты вращения коленчатого вала от номинальной, при прочих равных условиях, вызывает снижение индикаторного КПД. Значения индикаторного КПД различных по быстроходности и размерности дизелей при одинаковом способе организации процессов смесеобразования и сгорания, достаточно высоком уровне их доводки находятся примерно на одном уровне. Среднее давление суммарных механических потерь характеризует удельную (отнесенную к литражу двигателя) работу трения в подвижных сопряжениях деталей двигателя, работу насосных потерь и работу привода вспомогательных механизмов за цикл. Поэтому при одинаковой индикаторной работе за цикл, 467

одинаковой средней скорости поршня и одинаковом отношении площади проходных сечений клапанов к площади поршня, одинаковом температурном режиме работы сопряжений и вязкости масла среднее давление суммарных механических потерь различных по размерности и номинальным частотам вращения коленчатого вала дизелей отличается незначительно (см. §2 главы 12). Среднее давление суммарных механических потерь дизеля определенной размерности с повышением частоты вращения коленчатого вала возрастает как вследствие увеличения насосных потерь, так и потерь на трение, привод вспомогательных механизмов. Соответственно уменьшается механический КПД при неизменном значении среднего индикаторного давления. Эффективные показатели двигателя (ре, е) определяются при прочих равных условиях изменением в зависимости от частоты вращения коленчатого вала коэффициента наполнения, индикаторного и механического КПД. Влияние частоты вращения коленчатого вала на параметры и показатели рабочих процессов двигателя зависит от особенностей его конструкции, особенностей организации рабочих процессов и от уровня их доводки. Поэтому количественная оценка влияния частоты вращения коленчатого вала на параметры и показатели рабочих процессов двигателя может быть дана только применительно к конкретному двигателю. §3. Ход поршня и отношение хода поршня к диаметру цилиндра Выбор хода поршня проектируемого двигателя практически однозначно зависит от максимальной частоты вращения коленчатого вала в эксплуатации и допустимых значений напряжений в деталях от сил инерции возвратно-поступательного движения деталей кривошипно-шатунного механизма. Максимальная частота вращения коленчатого вала на режимах холостого хода принимается на 5–10 % больше частоты вращения коленчатого вала на режиме номинальной мощности. Допустимые напряжения зависят от материала и технологии обработки деталей кривошипношатунного механизма. 468

Рассмотрим для примера зависимость напряжения растяжения или сжатия в деталях кривошипно-шатунного механизма, от сил инерции поступательно движущихся деталей: р  Р j F ,

(14.3)

где Pj  M п R  2 1    – максимальное значение силы инерции; Мп – масса поступательно движущихся деталей; R – радиус кри1 вошипа ( R  S );  – угловая скорость кривошипа (    n 30 ); 2   R L – отношение радиуса кривошипа к длине шатуна; F – площадь поперечного сечения рассматриваемой детали. Если выразить площадь поперечного сечения рассматриваемой детали F и массу поступательно движущихся деталей М в функции линейного размера (хода поршня S), угловую скорость – как функцию частоты вращения коленчатого вала, то для геометрически подобных двигателей [2, 4] р 

к1 S 4 n 2 к2 S

2

 к3 S 2 n 2  к 4 Cm2 ,

(14.4)

где к1, к2, к3, к4 – коэффициенты пропорциональности. Аналогичные зависимости имеют место и для напряжений изгиба и кручения, то есть, у геометрически подобных двигателей напряжения, вызываемые силами инерции поступательно движущихся деталей, пропорциональны квадрату средней скорости поршня. Если исходить из условий сохранения напряжений, вызываемых силами инерции поступательно движущихся деталей (напряжения соответствуют условию надежности конструкции), то для геометрически подобных двигателей, детали которых выполнены из одинакового материала, средняя скорость поршня должна быть одной и той же (Cm = idem), то есть, изменение хода поршня, других линейных размеров деталей кривошипно-шатунного механизма должно быть обратно пропорционально частоте вращения коленчатого вала. Например, для дизелей со средней скоростью поршня 9 м/с (Cm = S n 30 ) ход поршня вм S  270 n–1, (14.5) 469

для двигателей с искровым зажиганием со средней скоростью поршня 13 м/с S  390 n–1. (14.6) Более высокие средние скорости поршня (до 15 м/с) в двигателях с искровым зажиганием обусловлены значительно меньшими нагрузками от сил давления газов на детали кривошипношатунного механизма, а соответственно значительно меньшей их массой. В реальных конструкциях двигателей зависимости хода поршня от частоты вращения коленчатого вала на режиме номинальной мощности несколько отличаются от приведенных выше вследствие ряда других факторов, определяющих выбор параметров конструкции двигателя (срока службы до капитального ремонта, способа организации рабочих процессов, характеристик транспортного средства, для которого проектируется двигатель). Например, обработка методами математической статистики данных по параметрам конструкции только базовых моделей четырехтактных дизелей более чем 500 фирм и предприятий с частотой вращения коленчатого вала на режимах номинальной мощности до 3000 об/мин дает следующую зависимость хода поршня от частоты вращения коленчатого вала (в м) [2]: S  130 n–0.9.

(14.7)

Для реальных автомобильных двигателей с искровым зажиганием с частотой вращения коленчатого вала на режиме номинальной мощности до 6000 об/мин ход поршня примерно равен значениям: S  170 n–0.9, (14.8) то есть, ход поршня соответствует значениям средней скорости поршня 12–14 м/с. При этих значениях хода поршня и соответствующих им частотах вращения коленчатого вала на режиме максимальной мощности напряжения в деталях кривошипношатунного механизма от сил инерции поступательно движущихся деталей не превышают допустимых. Отношение хода поршня к диаметру цилиндра в реальных конструкциях двигателей с искровым зажиганием изменяется в пределах 0,8–1,1; в четырехтактных дизелях S D = 1–1,2; в тихо470

ходных стационарных и судовых дизелях отношение S D увеличивают до 4,5. Столь широкий диапазон изменения отношения S D в двигателях различного типа и назначения обусловлен следующими факторами [2, 5, 6, 7].  Отношение S D незначительно влияет на удельные габаритные и удельные массовые показатели двигателя (в пределах 5–10 %) при прочих равных условиях (одинаковых значениях частоты вращения коленчатого вала, числа цилиндров, одинаковых материалах) [2].  Показатели процессов газообмена при сохранении средней скорости поршня и прочих равных условиях (сохранении отношения площади проходных сечений клапанов к площади поршня, оптимальных фаз газораспределения, условий на впуске и выпуске) практически не зависят от отношения S D .  Удельные механические потери двигателя при сохранении средней скорости поршня и прочих равных условиях (сохранении материалов и технологии обработки подвижных деталей, температурного режима, вязкости масла) также слабо зависят от отношения S D [2, 7].  Отношение S D оказывает незначительное влияние и на относительные потери теплоты от газов в стенки надпоршневой полости. Например, при снижении отношения S D в быстроходном дизеле с 1,2 до 0,8 относительные потери теплоты от газов в стенки надпоршневой полости снижаются на 10–20 % [2, 6, 7]. Это снижение относительных потерь теплоты от газов в стенки надпоршневой полости может оказать влияние на индикаторный КПД двигателя в пределах 0,5–1 %.  Индикаторные показатели двигателя также слабо зависят от отношения S D . Только в дизелях при уменьшении отношения S D до значений меньших 1 заметно возрастают трудности в доводке процессов смесеобразования и сгорания [2, 7]. Основным фактором, определяющим выбор отношения S D в двигателях для наземных транспортных средств, являются ограничения по высоте двигателя. Так как в стационарных и судовых энергетических установках высота двигателя не лимитирована, то чем больше будет ход поршня при сохранении цилинд471

ровой мощности, тем ниже будет номинальная частота вращения коленчатого вала, меньшими будут механические потери, большими будут межремонтные сроки службы двигателя. В быстроходных двигателях транспортного типа с достаточно жесткими требованиями к высоте двигателя отношение S D   1,2. Нижний предел значений S D в быстроходных дизелях обычно принимается не меньшим 1, так как чем меньше отношение S D , тем меньше высота камеры сгорания, тем сложнее доводка процессов смесеобразования и сгорания в двигателях с неразделенной камерой сгорания. В двигателях с искровым зажиганием уменьшение отношения S D до 0,8 оказывает значительно меньшее влияние на эффективность процессов сгорания. Это позволяет в значительно больших пределах варьировать значениям отношения S D , значениями номинальной частоты вращения коленчатого вала, а, соответственно, и значениями рабочего интервала изменения частоты вращения коленчатого вала. §4. Число и расположение цилиндров Выбор числа и расположения цилиндров зависит не только от назначения двигателя, его компоновки на транспортном средстве, но и ряда других факторов, в частности от требований по удельным массовым и габаритным показателям двигателя, уравновешенности от сил инерции поступательно-движущихся деталей. Возможности снижения, например, удельной литровой массы путем использования более легких материалов (алюминиевых и магниевых сплавов, пластмассы) или материалов с более высокими механическими характеристиками вполне очевидны. Установить же влияние числа цилиндров, их расположения на удельные габаритные и массовые показатели возможно, в основном, только по данным реальных конструкций двигателей с различным числом цилиндров и различным их расположением при условии сохранения преемственности конструкции, технологии производства, применяемых материалов, то есть, сравнивая данные по двигателям одной и той же фирмы (предприятия) с различным числом цилиндров и различным их расположением [2].

472

Влияние расположения цилиндров на удельный габаритный объем двигателя (отношение габаритного объема к литражу двигателя), а соответственно и на удельную литровую массу, может быть оценено в первом приближении, если рассматривать только основной объем, образуемый цилиндрами, головкой блока, картером, зависимость которого от расположения цилиндров может быть представлена достаточно простыми аналитическими зависимостями [2]. Для двигателей с одинаковым расстоянием между осями цилиндров и числом цилиндров 4–10 отношение удельного объема двигателя с V-образным расположением цилиндров к удельному объему двигателя с рядным расположением цилиндров составляет 0,81–0,89. Нижний предел отношений удельных габаритных объемов (0,81) соответствует двигателям с числом цилиндров 8–10, верхний (0,89) – двигателям с числом цилиндров 4–6. Переход от рядного расположения цилиндров к V-образному при сохранении расстояния между осями цилиндров путем использования вильчатых шатунов или главного и прицепного шатунов позволяет на 11–19 % уменьшить удельный габаритный объем двигателя. По-видимому, в этих же пределах следует ожидать уменьшения удельной g и литровой gл массы двигателя. При последовательном расположении шатунов на шатунной шейке коленчатого вала расстояние между осями цилиндров у двигателя с V-образном расположением цилиндров заметно больше, чем у рядного двигателя. Поэтому удельный габаритный объем двигателя при переходе от рядного расположения цилиндров к V-образному снижается в меньшей степени, чем в предыдущем случае. В реальных же конструкциях двигателей одинаковой размерности, с примерно одинаковыми соотношениями конструктивных размеров и выпускаемых одной и той же фирмой (предприятием) только при тщательной отработке конструкции переход от рядного расположения цилиндров к V-образному позволяет снизить удельный габаритный объем, удельную литровую массу двигателя более чем на 10 % [2]. Переход от рядного к V-образному расположению цилиндров позволяет на 40–50 % уменьшить длину двигателя, но при этом ширина V-образного двигателя возрастает на 30–40 %. По данным реальных конструкций четырехтактных дизелей с различным числом цилиндров и выпускаемых одной и той же 473

фирмой увеличение числа цилиндров с 1 до 4 резко (в 2–2,5 раза) снижает удельную литровую массу двигателя практически вне зависимости от рабочего объема цилиндра (рис. 14.1) [2]. Это вполне объяснимо, так как масса двигателя примерно пропорциональна рабочему объему цилиндра. С увеличением же числа цилиндров с 4 до 6 удельная литровая масса снижается уже только на 15–20 %, с 6 до 8 – примерно на 10 %, а с 8 до 16 – не более чем на 15 % (табл. 14.2) [2]. gл, кг/л 220

Таблица 14.2 – Зависимость удельной литровой массы от числа цилиндров

180 140

№ Число п/п цилиндров

100 60 4

8

12

16

z

Рисунок 14.1 – Влияние числа цилиндров на удельную литровую массу двигателя:  – стационарные судовые и тепловозные дизели ● – автотракторные дизели

1 2 3 4 5 6 7

1 2 4 6 8 12 16

Удельная литровая масса, кг/л 220 – 250 140 – 160 80 – 120 75 – 100 70 – 80 65 – 75 60 – 65

Из представленных данных следует, что при проектировании двигателя следует при прочих равных условиях исходить из возможно большего числа цилиндров. Возможности уменьшения литровой массы двигателя путем изменения относительных размеров деталей, хода поршня к диаметру цилиндра, расположения цилиндров крайне ограничены (в пределах 10–15 %). §5. Пример выбора основных параметров конструкции и рабочих процессов двигателя В качестве примера рассмотрим обоснование типа и последовательность выбора основных параметров конструкции и рабочих процессов наиболее массового двигателя – двигателя легко474

вого автомобиля. Мировой парк легковых автомобилей превышает пятьсот миллионов, годовой выпуск – более сорока миллионов автомобилей. Основной тип используемых энергетических установок легковых автомобилей сегодня – поршневой четырехтактный двигатель с искровым зажиганием, несмотря на то, что дизель, как энергетическая установка легкового автомобиля, существенно превосходит его по эксплуатационной экономичности. В городском цикле эксплуатационных режимов работы путевой расход топлива легкового автомобиля с дизелем на 20–30 % ниже, чем с двигателем с искровым зажиганием, а при эксплуатации за городом – на 5–10 %. Следует при этом учитывать и то обстоятельство, что стоимость дизельного топлива на 20–30 % ниже стоимости высокооктанового бензина. Вместе с тем дизелю присущи и ряд существенных недостатков в сравнении с двигателями с искровым зажиганием [8]. Во-первых, при одинаковой мощности масса и габариты дизеля заметно больше, чем у двигателя с искровым зажиганием. Во-вторых, у дизеля выше выбросы с отработавшими газами твердых частиц, адсорбирующих на поверхности канцерогенные полициклические углеводороды; альдегидов и формальдегидов, обладающих неприятным запахом. В-третьих, не созданы еще для дизелей достаточно надежные и долговечные сажевые фильтры, системы нейтрализации оксидов азота в отработавших газах. В-четвертых, у дизелей выше уровень шума. В-пятых, необходима большая энергоемкость аккумуляторов для обеспечения надежного запуска дизеля, особенно в условиях пониженных температур. В-шестых, ограничены ресурсы дизельного топлива. Выход дизельного топлива при существующей технологии переработки нефти составляет 10–15 %, а с сопутствующими фракциями (топлива широкого фракционного состава) – 25 %, тогда как выход бензина достигает 60 %. В двигателе с искровым зажиганием могут использоваться, как моторное топливо, так и спирты (этиловый, метиловый), природный и сжиженные газы. Бензин, метиловый спирт могут быть получены также и непосредственно и из природного газа. Себестоимость бензина, метилового спирта из природного при существующей технологии 475

производства сопоставима с себестоимостью производства бензина из нефти. Производство же дизельного топлива из природного газа (синтез тяжелых углеводородов из природного газа) намного дороже, чем производство метилового спирта и бензина из природного газа. В случае дизеля использование природного газа, как моторного топлива, значительно усложняет системы питания и управления. Следует учитывать и тот факт, что при использовании газодизельного процесса, например в автомобильных дизелях, доля работы по времени на режимах холостого хода и малых нагрузок превышает 50 %, доля жидкого топлива в суммарных расходах топлива достигает 20–30 %. В стационарных и судовых дизелях доля жидкого топлива в суммарных расходах топлива при газодизельном процессе снижается до 5–10 %. Эти факторы и предопределяют преимущественное использование двигателей с искровым зажиганием в качестве энергетических установок легковых автомобилей, небольших грузовых автомобилей, мототехники и других транспортных средств. Однако резервы дальнейшего повышения экономичности, снижения выбросов вредных веществ с отработавшими газами в двигателях с искровым зажиганием при использовании традиционных методов совершенствования рабочих процессов (повышения степени сжатия, интенсификации процессов смесеобразования и сгорания, использования обедненных топливовоздушных смесей, снижение механических потерь и т.п.) практически исчерпаны. Ужесточающиеся требования к экологическим характеристикам автомобильного двигателя с искровым зажиганием обусловили переход на электронные системы впрыска топлива на впуске, электронные системы зажигания и управления рабочими процессами, использование каталитических систем нейтрализации отработавших газов, эффективная работа которых возможна только при составах топливовоздушной смеси, близких к стехиометрическому ( = 0,995– 1,005). Стоимость электронных систем впрыска и управления рабочими процессами, систем каталитической нейтрализации отработавших газов сопоставима со стоимостью двигателя. К нетрадиционным методам совершенствования рабочих процессов двигателя с искровым зажиганием следует отнести, 476

прежде всего, использование непосредственного впрыска топлива в камеру сгорания, расслоение топливовоздушной смеси, целесообразность использования которого впервые была высказана Н. Отто в патенте Германии № 532 (13 марта 1878 г.). Непосредственный впрыск, расслоение топливовоздушной смеси обеспечивают возможность работы автомобильного двигателя с искровым зажиганием в зоне основных эксплуатационных режимов при средних значениях коэффициента избытка воздуха  > 1,5 и поддержании состава топливовоздушной смеси у электродов свечи зажигания в пределах воспламеняемости ( = 0,4– 1,2). Ряд фирм уже предложили потребителям легковые автомобили с подобными двигателями. Например, фирма Mitsubishi разработала на базе четырехцилиндрового шестнадцатиклапанного двигателя с искровым зажиганием двигатель с впрыском топлива непосредственно в камеру сгорания открытого типа при давлении топлива до 5 МПа [9]. Форма поверхности днища поршня, момент и направление впрыска топлива, направление потоков воздуха в надпоршневой полости к концу такта сжатия обеспечивают на режимах частичных нагрузок поддержание состава смеси у электродов свечи зажигания в пределах воспламеняемости при средних значениях коэффициента избытка воздуха  = 2–2,7. Снижение эксплуатационного расхода топлива при движении автомобиля в городе составляет 17–25 %, за городом – 15–20 % при скорости движения автомобиля 60–100 км/ч. Фирма Orbital Engine Co. на базе двухтактного двигателя с кривошипно-камерной продувкой разработала трехцилиндровый двигатель с непосредственным впрыском топлива в полуразделенную камеру сгорания, расположенную в головке цилиндра [10]. Форсунка и свеча зажигания установлены в верхней части камеры сгорания. Высокая эффективность распыливания топлива достигается использованием для распыла топлива сжатого воздуха при давлении до 0,55 МПа. Моменты открытия клапана пневматической форсунки и зажигания поддерживаются оптимальными в зависимости от частоты вращения коленчатого вала и нагрузки электронной системой управления. На режимах частичных нагрузок среднее значение коэффициента избытка воздуха не превышает 1,7, то есть расслоение топливовоздушной смеси 477

относительно невелико. Путевой расход топлива, выбросы токсичных веществ с отработавшими газами легкового автомобиля с этим двигателем находятся примерно на том же уровне, что и у легкового автомобиля с вихрекамерным дизелем. Технические решения по двигателю и его системам защищены фирмой более чем 800 патентами. Большинство ведущих автомобилестроительных фирм заключили с фирмой Orbital Engine Co. лицензионные соглашения по использованию разработок фирмы по двигателю с непосредственным впрыском. На кафедре двигателей НТУ «ХПИ» на двухтактном двигателе с кривошипно-камерной продувкой, непосредственным впрыском топлива в дополнительную камеру сгорания, расположенную в головке цилиндра, искровым зажиганием достигнут тот же уровень топливной экономичности и выбросов токсичных веществ с отработавшими газами, что и у двухтактного двигателя фирмы Orbital Engine Co. [11]. На режимах холостого хода и частичных нагрузок среднее значение коэффициента избытка воздуха достигает 2–2,2. Однако двухтактные двигатели с кривошипно-камерной продувкой и непосредственным впрыском топлива будут иметь ограниченное применение вследствие несовершенной системы смазки по сравнению с четырехтактными двигателями. Этот недостаток в двухтактных двигателях легко устраняется переходом к клапанному газораспределению [12, 13], использованием приводного нагнетателя. Следующим заметным шагом в совершенствовании поршневых двигателей внутреннего сгорания с искровым зажиганием будут двухтактные двигатели с клапанным газораспределением, непосредственным впрыском топлива, глубоким расслоением топливовоздушной смеси и продолженным расширением [12, 13], так как не только степень сжатия определяет термический, а соответственно, и индикаторный КПД цикла, а и степень расширения (см. §2 главы 1). Использование продолженного расширения (степень расширения 15–20) позволит снизить степень сжатия до 7–8 и вместо высокооктановых бензинов использовать низкооктановые бензины, стоимость которых сопоставима со стоимостью дизельного топлива. Заметно уменьшатся в двигателях с продолженным расширением нагрузки на детали цилиндро-поршневой 478

группы. При этом сохраняются все преимущества традиционного четырехтактного двигателя с искровым зажиганием. Таким образом, с учетом возрастающих требований к экономичности двигателей легковых автомобилей, их экологическим характеристикам предпочтительней в качестве базового принять двухтактный двигатель с клапанным газораспределением, непосредственным впрыском, глубоким расслоением топливовоздушного заряда и продолженным расширением. Полную массу автомобиля, для которого разрабатывается двигатель, примем равной 1100 кг. Последовательность выбора основных параметров конструкции и рабочих процессов двигателя должна быть, примерно, следующей. 1. Уточняются требования, предъявляемые к проектируемому двигателю, и возможное их изменение в течение ближайших 10–15 лет. Для сравнительной оценки необходимо выбрать прототип из числа известных конструкций двигателей, основные параметры и показатели которых достаточно полно характеризуют достигнутый мировой уровень показателей, прежде всего по экономичности, выбросам вредных веществ с отработавшими газами. Применительно к рассматриваемому случаю (двигатель для массового легкового автомобиля) в качестве прототипа для сравнения по основным технико-экономическим и экологическим показателям примем вихрекамерный дизель ВАЗ-341, модификации которого используются в качестве энергетической установки легковых автомобилей Волжского автозавода полной массой до 1350 кг. Эксплуатационная экономичность легкового автомобиля с вихрекамерным дизелем в городском цикле на 20–30 % выше, чем с двигателем с искровым зажиганием, на загородном шоссе – на 5–10 %. По выбросам оксида углерода и углеводородов с отработавшими газами вихрекамерный дизель на основных эксплуатационных режимах работы не уступает двигателю с искровым зажиганием и системой нейтрализации отработавших газов. 2. Номинальная мощность двигателя легкового автомобиля зависит, в основном, от трех факторов – массы автомобиля, требуемого времени разгона автомобиля до скорости 100 км/ч, характеризующего маневренность автомобиля и в значительной 479

степени его безопасность, и от требуемой максимальной скорости движения автомобиля по горизонтальной дороге с твердым покрытием. Универсальной характеристикой энерговооруженности автомобиля является удельная мощность ( N ) – мощность, приходящаяся на единицу массы автомобиля (кВт/т). Удельная мощность двигателей современных легковых автомобилей полной массой до 1300 кг изменяется в пределах 40–60 кВт/т, максимальная скорость движения Vм, , с автомобиля по горизонталькм/ч Vм 27 ной дороге с твердым покры170 тием – 130–160 км/ч, время 150 23 разгона до 100 км/ч – 13–20 с (рис. 14.2). Большие значе130 19  ния удельной мощности дви110 гателя характерны для легко15 вых автомобилей более вы90 11 сокого класса, повышенной комфортабельности. 60 70 N , кВт/т 30 40 50 Для среднего значения Рисунок 14.2 – Зависимость максимальной удельной мощности двигатескорости Vм и времени разгона  ля (50 кВт/т) номинальная легкового автомобиля до скорости мощность проектируемого 100 км/ч от удельной мощности двигателя должна быть, придвигателя N мерно, равной 55 кВт (полная масса легкового автомобиля принята равной 1100 кг). При этой мощности время разгона легкового автомобиля массой 1,1 т до скорости 100 км/ч составит, примерно, 17–19 с, максимальная скорость движения по горизонтальной дороге с твердым покрытием – 140–150 км/ч. 3. Выбор частоты вращения коленчатого вала двигателя легкового автомобиля на режиме номинальной мощности (соответствующей максимальной мощности) зависит от определяющей (по срокам службы двигателя до капитального ремонта) частоты вращения коленчатого вала в условиях эксплуатации. Для двигателей легковых автомобилей массового выпуска определяющая частота вращения коленчатого вала в условиях эксплуа480

тации составляет 3000–4000 об/мин., номинальная частота вращения коленчатого вала – 4000–6000 об/мин. Примем для разрабатываемого двигателя определяющую по сроку службы до капитального ремонта частоту вращения коленчатого вала равную 3500 об/мин, номинальную частоту вращения коленчатого вала – 5000 об/мин. При этой определяющей частоте вращения коленчатого вала, существующей технологии изготовления и используемых материалов деталей двигателя срок службы двигателя до капитального ремонта составляет не менее 3000 часов (150–200 тыс. км пробега автомобиля) – табл. 14.2. 4. Принятой частоте вращения коленчатого вала на режиме максимальной мощности и допустимым значением напряжения сжатия, растяжения, изгиба от сил инерции поступательнодвижущихся деталей кривошипно-шатунного механизма соответствует ход поршня S  80 мм (см. §3 главы 14). Диаметр цилиндра примем таким же, как и у прототипа (D = 76 мм), т.е. рабочий объем цилиндра, как и у прототипа, будет равным 362,7 см3. 5. Число цилиндров является одним из основных факторов, определяющих удельную литровую массу двигателя (см. §4 главы 14), а соответственно и массу двигателя в целом. В подавляющем большинстве двигателей легковых автомобилей число цилиндров равно 4. При этом числе цилиндров удельная литровая масса двигателей в зависимости от совершенства конструкции, используемых материалов изменяется в пределах 80–120 кг/л. У двигателя-прототипа (четырехцилиндровый вихрекамерный дизель) литровая масса составляет, примерно, 95 кг/л. Для проектируемого двигателя примем число цилиндров также равным 4, а значение удельной литровой массы следует принять ближе к нижнему пределу диапазона изменения удельной литровой массы (gл  80–85 кг/л), ориентируясь на более прогрессивные конструкции двигателей легковых автомобилей, увеличение количества деталей из легких сплавов и пластмассы. 6. В разрабатываемом двигателе способ осуществления рабочих процессов принят по патентам [12, 13]. Один такт практически полностью используется на осуществление процесса расширения продуктов сгорания, а в течение второго такта осуществляются процессы газообмена и сжатия воздуха (рис. 14.3). По481

дача топлива в камеру сгорания осуществляется в СгораниеСжатие Расширение начале сжатия. Для увеличения время-сечения клаe,V панов впускной и выпускной клапаны открываются и закрываются одновреГазообмен 2 менно. Моменту начала 1 открытия клапанов соотe,d ветствует 30 ПКВ до НМТ НМТ (e,d = 330 ПКВ), моменту посадки клапанов Рисунок 14.3 – Фазы газораспределения (1 = 30 ПКВ; 2 = 110 ПКВ) на седло – 110 ПКВ после НМТ (e,V = 110 ПКВ). геометрическую степень расширения принимаем несколько меньшую (р = 17), чем у двигателя-прототипа (р =  = 23). Тогда при принятых фазах газораспределения действительная степень расширения  р д  Ve, d Vc  366 22,7  16,1 ; действительная степень сжатия  д  Ve,V Vc  166,8 22,7 = 7,36; отношение действительной степени расширения к действительной степени сжатия  рд  д = 2,19. Зазор между поршнем и плоскостью головки цилиндров при положении поршня у ВМТ принимаем равным 1 мм с тем, чтобы исключить селективную сборку двигателя. Этому зазору и принятой геометрической степени расширения соответствуют минимальный надпоршневой объем Vс п = 4,5 см3, объем камеры сгорания в головке цилиндров Vкс = 18,2 см3, минимальный суммарный объем над поршнем Vс = Vсп + Vкс = 4,5 + 18,2 = = 22,7 см3. Для снижения выбросов оксидов азота на режимах повышенных нагрузок (режимы внешней скоростной характеристики) минимальное значение коэффициента избытка воздуха ограничиваем значением  = 1,3. В зоне основных эксплуатационных режимов  > 2 (максимальным выбросам оксидов азота в двигателях с искровым зажиганием соответствует значение  = 1–1,1). 7. Значение площади проходных сечений клапанов принимаем по данным исследований процессов газообмена в четырёхВМТ c

482

тактных двигателях (см. §7 главы 6). При средней скорости поршня больше 11 м/с (в разрабатываемом двигателе Сm = 13,3 м/с) отношение суммарной площади проходных сечений впускных клапанов (ifs) к площади поршня (Fп) должно быть не меньше 0,20 с тем, чтобы перепад давления воздуха на впускных клапанах рвп.кл не превышал 0,03 МПа. Перепад давления на выпускных клапанах должен быть несколько меньшим (порядка 0,02 МПа). Перепад давления газов на выпускном клапане рв.кл = = 0,02 МПа может быть достигнут, если площадь проходных сечений выпускных клапанов будет не меньше площади проходных сечений впускных клапанов (ifв  ifs), так как температура продуктов сгорания на участке газообмена при рд  16 будет в 1,5–2 раза выше, чем температура воздуха на впуске. Соответственно и скорость истечения продуктов сгорания через выпускные клапаны будет в 1,2–1,4 раза выше при тех же значениях перепадов давления, что и на впускных клапанах. Значение отношения i f s Fп > 0,2 достигается, например, при двух впускных клапанах и диаметре горловины клапана подвода воздуха к каждому клапану dгs = 25 мм или одном впускном клапане и диаметре горловины канала подвода воздуха к клапану dгs = 35 мм. Для облегчения размещения клапанов в головке цилиндров, организации направленного движения потоков свежего заряда и газов, уходящих из надпоршневой полости, уменьшения перемешивания свежего заряда с продуктами сгорания, на каждый цилиндр предусмотрим один впускной клапан (dгs = 35 мм) и два выпускных клапана (dгв = 25 мм). 8. Необходимое для достижения принятого значения номинальной мощности двигателя давление наддува определяется рядом последовательных расчетов рабочих циклов двигателя при различных значениях давления наддува. Давление воздуха на впуске (давление наддува) предполагается постоянным, что достигается подбором объема впускной системы для конкретного типа нагнетателя. Пример расчета процессов газообмена для режима номинальной мощности без учета теплообмена между рабочим телом и стенками надпоршневой полости (при n > 1000 об/мин влияние теплообмена на изменение давления рабочего тела незначительно) представлен на рис. 14.4. В момент открытия 483

клапанов (e,d = 330 ПКВ) давление продуктов сгорания в надпоршневой полости (ре  2,5105 Па) выше давления наддува (рs = = 1,5105 Па). Продукты сгорания уходят из надпоршневой полости и в выпускной канал (рт = 0,104 МПа) и во впускной канал (рs = = 0,15 МПа). Давление газов в надпоршневой полости снижается как вследствие выхода р, Мi106, Мi рабочего тела из надМПа кг e,d V,e 0,30 240 поршневой полости, так и V,e e,d вследствие увеличения ее 200 v,e 0,25 объема, и к углу поворота V,e 0,20 160 рi Мцвi кривошипа  = 10 ПКВ 120 0,15 достигает значения, равного давлению наддува. К 0,10 80 Мsцi рs этому моменту (точка к) V,e М цsвi р 0,05 т 40 Мsвцi заканчивается и заброс к Мцsвi e,d n m 340 НМТ 20 40 60 80 100 ,ПКВ продуктов сгорания во впускной канал. ПродукРисунок 14.4 – Изменение давления и массы ты сгорания из впускного рабочего тела в надпоршневой полости канала полностью воздвигателя на участке газообмена: вращаются в надпоршнеS/D = 80/76; n = 5000 об/мин; д = 7,36; р = 17; вую полость к углу повоps = 0,15 МПа; Тs = 329 К; рт = 0,104 МПа; pi, Mi – давление и масса рабочего тела в над- рота кривошипа   25 поршневой полости; Мцвi – масса газов, ухо- ПКВ (точка m). На этом дящих через выпускные клапаны; Мцsвi – масса участке (до точки m) изпродуктов сгорания, поступающих во впускменение давления в надной канал; Мsвцi – масса продуктов сгорания, возвращающихся из впускного канала в ци- поршневой полости опрелиндр; Мsцi – масса воздуха, поступающего в деляется по уравнению цилиндр; Мцвsi – масса воздуха, уходящего из (4.28) в предположении цилиндра через выпускные клапаны (утечка однозонной модели газовоздуха при продувке) обмена: при рi  ps к т i pi  1    pi    M   M   V (14.9) цв i цsв i пi  ; Vi  i  при рi < ps к т i pi  1    pi    M   M   V (14.10) цв i sвц i пi  , Vi  i  484

где pi, Vi, i – давление, объем и плотность продуктов сгорания в надпоршневой полости в начале расчетного шага; ктi – показатель адиабаты газов в начале расчетного участка; Мцвi – элементарная масса газов, вышедших из надпоршневой полости в выпускной канал; Мцsвi – элементарная масса газов, вышедших из надпоршневой полости во впускной канал; Vп i – изменение надпоршневого объема в течение расчетного промежутка времени; Мsвцi – элементарная масса продуктов сгорания, поступивших на расчетном шаге из впускного канала в надпоршневую полость. В конце расчетного участка определяются при рi  ps pi+1 = pi –  pi; Мi+1 = Мi – Мцвi – Мцsвi; при рi < ps Мi+1 = Мi – Мцвi + Мцsвi; Ti 1 

pi 1 Vi 1 R M i 1

.

Схема алгоритма расчета процессов газообмена представлена на рис. 7.4 (глава 7). После полного возвращения продуктов сгорания из впускного канала в надпоршневую полость (точка m, m = 25ПКВ) в надпоршневую полость через впускной клапан начинает поступать воздух, оттесняя продукты сгорания к выпускным клапанам. При этом на границах потока воздуха, поступающего в надпоршневую полость, будет происходить частичное смешивание воздуха с продуктами сгорания. Численно учесть интенсивность смешивания поступающего в надпоршневую полость воздуха с продуктами сгорания с достаточной точностью практически нереально. В двухтактных двигателях с направленным движением потока поступающего воздуха (при клапанной продувке в направлении днища поршня) удовлетворительные результаты расчетов показателей газообмена достигаются, если примерно для 50–70 % продолжительности процесса продувки расчет процесса продувки выполнять в предположении двухзонной модели, а затем в 485

предположении «мгновенного» смешивания поступающего на расчетном участке свежего заряда с газами в надпоршневой полости. В данном случае расчет процесса продувки в предположении двухзонной модели выполняем до угла поворота кривошипа  = 75 ПКВ (в течение 50 ПКВ – до точки n), а в дальнейшем (в течение 45 ПКВ) – в предположении «мгновенного» смешивания свежего заряда с газами в надпоршневой полости. На начальном участке процесса продувки (двухзонная модель) изменение давления газов в надпоршневой полости на расчетном участке определяем по зоне с продуктами сгорания: к т i pi  1  1 p i  M sц i  Vп i  ,  M цв i  Vi  Vsцi   i  sцi 

(14.11)

где Vsцi – объем свежего заряда в надпоршневой полости;  sцi  р RTs  – плотность свежего заряда, поступившего в надпоршневую полость, при давлении в надпоршневой полости (предполагается полное торможение поступившей массы свежего заряда); M sц i – элементарная масса свежего заряда, поступившего в надпоршневую полость на расчетном участке. В конце расчетного участка определяются  давление: p(i+1) = p(i) –  pi;  масса и температура оставшихся продуктов сгорания: М(i+1) = М(i) – Мцвi ; Ti 1 

pi 1 Vi 1 R M i 1

;

 масса и объем свежего заряда: Мsц(i+1) = Мsц(i) + Мsцi; Vsц i 1  M sц i 1  sцi .

При значении угла поворота кривошипа i = 75 ПКВ (точка n) примем, что поступивший свежий заряд и продукты сгорания в надпоршневой полости «мгновенно» перемешались (темпе486

ратура и состав газов стали одинаковы по всему объему надпоршневой полости). Тогда температуру образовавшейся смеси определим из уравнения теплового баланса: Qсм = Qпр.сг + Qсв.зар

(14.12)

Мсм срm см tсм = Мпр.сг срm пр.сг tпр.сг + Мсв.зар срm св.зар ts;

(14.13)

или

t см 

М пр.сг с pm пр.сг t пр.сг  М св.зар с pm св.зар t s М см с pm см

,

(14.14)

где Мсм = Мпр.сг + Мсв. зар – масса смеси. Затем вычисляем  давление смеси и массовые доли компонентов смеси: рсм 

М см Rсм Т см ; Vсм

 массовую долю продуктов сгорания в смеси: М пр.сг r  ; М см

(14.15)

(14.16)

 массовую долю свежего заряда в смеси: rs 

М св.зар М см

 1  r ;

(14.17)

Далее расчет процесса продувки выполняется в предположении «мгновенного» перемешивания поступившего в надпоршневую полость свежего заряда с газами в надпоршневой полости. Изменение давления смеси газов в надпоршневой полости на расчетном участке pi 

к i pi  1     M а   M   V sц i s цв i пi  , Vi  i 

(14.18)

где pi, Vi, i, кi – давление, объем, плотность и показатель адиабаты смеси газов в начале расчетного участка; a s  Ts Ti – коэффициент, учитывающий влияние смешивания газов на изменение давления. 487

В конце расчетного участка определяем:  давление смеси газов p(i+1) = pi +  pi;  количество и температуру смеси газов: М(i+1) = Мi + Мsцi – Мцвi; Ti 1 

pi 1 Vi 1 R M i 1

;

 количество свежего заряда, поступившего в надпоршневую полость и ушедшего из цилиндра через выпускные клапаны Мцsв(i+1): Мsц (i+1) = Мsцi + Мsцi – (1 – ri)Мцвi; Мцsв(i+1) = Мцsвi + (1 – ri)Мцвi ;  количество продуктов сгорания, оставшихся в надпоршневой полости и ушедших из надпоршневой полости: i

М пр.сг i 1  М пр.сг 75    М цвi ri , i 1

75 

Мв(i+1) = Ме – Мпр.сг(i+1);  массовую долю продуктов сгорания в смеси: r i 1 

М пр.сг i 1 М i 1

.

Расчет продувки продолжаем до момента закрытия клапанов (точка e, V;  e,V = 110 ПКВ). В данном примере масса смеси газов в цилиндре в точке e, V МV = 231,210–6 кг, масса свежего заряда Мсв.зар = 200,110–6 кг, масса остаточных газов М = 31,110–6 кг. По данным расчета процесса продувки при принятых значениях давления наддува (ps = 0,15 МПа) и противодавления на выпуске (pт = 0,104 МПа) показатели процессов газообмена будут следующими:

488

 коэффициент наполнения, отнесенный к условиям окружающей среды (р0 = 0,1013 МПа, t0 = 20 С) V  0,46;  коэффициент остаточных газов   0,15;  коэффициент утечки продувочного воздуха   0,14. Подача топлива в камеру сгорания осуществляется в начале такта сжатия. Продолжительность поступления топлива в камеру сгорания не превышает 20 ПКВ (точки н и к на рис.14.5). Цикловая подача топлива, соответствующая значению  = 1,3, Вц 

М св.зар М0

200,1 10 6  = 10,3110–6 кг. 1,3 14,93

р10–5, Па

z

60

p

50

т, Вт

40

м2К 2000

т

30

н к

20

1500

с

, х к

1000 1,0

 х

500 0,5 рs

10 V

60

100 н

e,d

н 140

0 180

220

260

300

340 ,ПКВ

Рисунок 14.5 – Индикаторная диаграмма двигателя с искровым зажиганием и продолженным расширением: S/D = 80/76; n = 5000 об/мин; д = 7,36; р = 17;  = 1,3; н = 175 ПКВ; z = к – н = 25 ПКВ

После впрыскивания топлива ( = 1) и его испарения масса рабочего тела в надпоршневой полости составит 241,510–6 кг. Для упрощения расчетов процесса сжатия примем следующие допущения:

489

 испарение топлива и его смешивание со смесью газов в надпоршневой полости происходит в начале процесса сжатия (точка V);  часть теплоты (50 % от необходимого количества теплоты для испарения топлива и нагрева паров топлива до температуры смеси газов) отбирается от поверхности стенок камеры сгорания, так как впрыск топлива осуществляется на поверхность стенок камеры, температура которой превышает 300 С;  состав и температура смеси газов в надпоршневой полости и камере сгорания одинаковы. Тогда снижение температуры смеси газов составит, примерно, 50 К (TV = 494 К), а снижение давления смеси газов – 0,19105 Па (рV = 2,02105 Па). В действительности испарение пленки топлива с поверхности стенок камеры сгорания будет происходить в течение значительной части продолжительности процесса сжатия (до 50 ПКВ) и только в камере сгорания, объем которой в точке v составляет 16 % от суммарного объема цилиндра над поршнем и объема камеры сгорания. Поэтому температура и состав смеси газов в камере сгорания при сжатии будут заметно отличаться от температуры и состава смеси газов в полости над поршнем. К концу процесса сжатия объем камеры сгорания будет составлять свыше 80 % от суммарного надпоршневого объема и отличия по температуре и составу смеси газов в объеме над поршнем и в камере сгорания будут незначительными. Уравнение (4.28) для вычисления изменения давления в надпоршневой полости на расчетном шаге, если не учитывать утечку рабочего тела через поршневые кольца, будет иметь вид (см. §2 главы 9):  к i pi  к i  1 Qтi  p i    Vп i  . (14.19)   Vi  к i pi  Потери теплоты от газов в стенки надпоршневой полости на расчетном участке (см. §3 главы 4)

490

Qт i   тi Fг Т i  Т г   Fкс Т i  Т кс    Fп Т i  Т п   Fц Т i  Т ц 

i , 6n

(14.20)

где  т i  C0 D 0, 2 pi0,8 Ti 0,53 C1 C m 0,8 – коэффициент теплоотдачи (в данных расчетах С0 = 128, С1 = 2,28); Fг, Fк.с, Fп, Fц, Тг, Тк.с, Тп, Тц – площади и средние значения температуры поверхности стенок головки цилиндра, камеры сгорания, поршня, цилиндра. Средние значения температуры поверхности стенок головки цилиндра, поршня, верхней части цилиндра в двигателях с искровым зажиганием составляет 250–300 С. В расчетах примем средние значения температуры поверхности стенок надпоршневой полости одинаковыми и равными 275 С, суммарную площадь поверхности стенок надпоршневой полости при положении поршня в ВМТ – 1110–3 м2 , шаг расчета – 1ПКВ. Площадь стенок цилиндра определяем по значению расстояния от поверхности головки цилиндра до поверхности днища поршня (Fц =  D S ). Алгоритм расчета изменения давления рабочего тела в надпоршневой полости представлен на рис. 11.18 (глава 11). Изменение давления рабочего тела и коэффициента теплоотдачи на участке процесса сжатия от точки v до начала процесса сгорания (точка н) показано на рис. 14.5. Работа сжатия на этом участке составляет, примерно, 95 Дж, потери теплоты от рабочего тела в стенки надпоршневой полости – 4,2 Дж (0,9 % от теплоты сгорания топлива). Учитывая, что процесс сгорания топлива осуществляется в дополнительной камере сгорания, диаметр которой, примерно, в 2 раза меньше диаметра цилиндра, при интенсивной турбулизации рабочего тела, обусловленной перетеканием рабочего тела из полости над поршнем в камеру сгорания примем продолжительность процесса сгорания z = 25 ПКВ (рис. 14.5), коэффициент динамики процесса сгорания m = 2, т.е. хi  1  е

   н   6,908   z 

m 1

 1 е

491

  175  6,908 i   25 

3

.

(14.21)

Изменение давления рабочего тела в надпоршневой полости на расчетном участке при сгорании-расширении будем определять в начале процесса сгорания, исходя из однозонной модели (до значения хi = 0,5), а затем, исходя из двухзонной модели, по параметрам продуктов сгорания: p i 

 к i pi  к i  1 Q х i  Qтi   Vп i  ,  Vi  к i pi 

(14.22)

где Qxi  Bц Qн xi  453,6 xi [Дж] – количество теплоты, выделившейся на расчетном участке; хi – доля топлива, сгоревшего на расчетном участке; Qтi = тi (Fг + Fкс + Fп + Fц)(Тi – Тст)

i – 6n

потери теплоты в стенки на расчетном участке. Схема алгоритма расчета процессов сжатия, сгорания и расширения представлена на рис. 11.18 (глава 11). Коэффициент теплоотдачи тi от рабочего тела в стенки надпоршневой полости на участке сгорания и расширения определяем по зависимости Г. Вошни (см. §3 главы 4):  т i  C0 D

0 , 2

 pi0,8Ti 0,53 C1C m 

 T  C 2 i Vh  p  pп  piVi 

0,8

,

(14.23)

где С0, С1, С2 – коэффициенты, значения которых подбираются по экспериментальным данным для подобных двигателей и подобных режимов работы двигателя из условия равенства значений потерь теплоты от газов в стенки на участке сгораниярасширения по данным расчета и экспериментальным данным. В рассматриваемом примере расчета рабочих процессов двигателя при значениях коэффициентов С0 = 100, С1 = 2,28 и С2 = 3,2410–3 потери теплоты от газов в стенки при сгорании и расширении составляют, примерно, 12 % от теплоты сгорания топлива. Максимального значения коэффициент теплоотдачи достигает при максимальном значении температуры рабочего тела (к концу процесса сгорания топлива – рис. 14.5). Работа расширения газов на участке индикаторной диаграммы, соответствующей процессу сгорания и расширения, равна 341,6 Дж.

492

Индикаторная диаграмма изменения давления рабочего тела в течение рабочего цикла в системе координат p-V представлена на рис. 14.6. Площадь индикаторной диаграммы пропорциональна индикаторной работе газов за цикл: Li = Lp (c-b) – Lb-V – Lсж (V-c) = 341,6 – 95 – 32,6 = 214 Дж. Этому значению индикаторной работы соответствуют: L 214  индикаторный КПД i  i  = 0,472; Bц Qн 453,6  индикаторная мощность n 5000 z Li 10 3   4  214 10 3 = 71,3 кВт. 60 60 Потери индикаторной мощности на преодоление сил трения в подвижных сопряжениях и на привод вспомогательных агрегатов примем теми же, что и у карбюраторного двигателя ВАЗ-2103 при n = 5000 об/мин (Nмд  12,2 кВт) поскольку по размерности, уровню максималь-5 р10 , ных значений давлеПа ний цикла проекти70 z руемый двигатель соответствует кар60 бюраторному двига50 телю ВАЗ-2103. Потери индикаторной 40 мощности на привод 30 c нагнетателя опреден лим по расходу воз20 духа через двигатель и степени повышения 10 e,d V,e b давления в нагнета6 200 250 300 350 Vi103 , теле (к = 1,5). Расход Vc 50 100 150 Vh м воздуха через двигаРисунок 14.6 – Индикаторная диаграмма двигателя тель с учетом утечки с искровым зажиганием и продолженным воздуха при продуврасширением ке: ps

pc

pz

N i  к Li 

493

5000 200,110 6 Gв  к   4 = 0,0776 кг/с. 1  60 1  0,14 М св.зар

Удельная работа сжатия воздуха в нагнетателе  к 1   3 к lад  R T0   к к  1  10    к 1    1,4 1  1,4 кДж   290  293  1,5 1, 4   103  36,6 .   1,4  1 кг  

Мощность, необходимая для привода нагнетателя, N н  Gв lад

1 1  0,0776  36,6  = 4,06 кВт. н 0,7

Тогда эффективная мощность проектируемого двигателя N e  N i  N мд  N н  = 71,3 – (12,2 + 4,06)  55 кВт;

механический КПД м  N e N i  55 71,3 = 0,772; эффективный КПД е = = 0,4720,772 = 0,364. Для сравнительной оценки технико-экономических показателей проектируемого двигателя и двигателя-прототипа (вихрекамерный дизель ВАЗ-341) на режимах номинальной мощности будем исходить из одинаковых значений номинальной мощности (табл. 14.3). Повышение мощности вихрекамерного дизеля ВАЗ-341 до 55 кВт достигается использованием газотурбинного наддува. Удельный эффективный расход топлива на режиме номинальной мощности у проектируемого двигателя, несмотря на более низкую степень сжатия ( = 7,36) чем у вихрекамерного дизеля ( = = 23), заметно ниже (примерно на 30 %). В проектируемом двигателе достигается более эффективное преобразование теплоты сгорания топлива в механическую работу. Ниже и выбросы токсичных веществ (СО, CnHm) с отработавшими газами вследствие более совершенных процессов смесеобразования и сгорания топлива. Проектируемый двигатель будет заметно превосходить вихрекамерный дизель не только по экономичности и выбросам 494

токсичных веществ с отработавшими газами, но и по уровню шума, приемистости, приспособляемости к внешней нагрузке как вследствие более совершенных процессов смесеобразования, так и вследствие более низких механических потерь. Окончательная сравнительная оценка проектируемого двигателя и двигателяпрототипа выполняется по данным моторных и эксплуатационных испытаний опытных образцов проектируемого двигателя. Таблица 14.3 – Технико-экономические показатели двигателя-прототипа и двигателя с искровым зажиганием и продолженным расширением для легкового автомобиля Варианты № Наименование показателей Двигатель-прото- Проектируемый п/п и параметров тип (ВАЗ-341) двигатель 1

1 2 3 4 5 6 7

2

Тип

Система топливоподачи

9

Система воздухоснабжения

11

4

4-х тактный вихрекамерный дизель

2-х тактный с искровым зажиганием

55

55

4

4

4800

5000

76  80

76  80

1,45

1,45

23  23

7,36  17

Мощность номинальная, кВт Число цилиндров Номинальная частота вращения коленчатого вала, об/мин Диаметр цилиндра  ход поршня Литраж, л Степень сжатия  степень расширения

8

10

3

Давление наддува, МПа Коэффициент избытка воздуха 

Мех. система впрыска

Непосредственный впрыск Нагнетатель с Турбокомпрессор приводом от коленчатого вала 1,7 1,5 1,5 495

1,3

Таблица 14.3 – Продолжение 1

2

3

Фазы газораспределения (при зазоре  = 0,3 мм) – открытие выпускных клапа42ПКВ до НМТ нов – закрытие выпускных клапа10ПКВ после нов ВМТ – открытие впускных клапа12ПКВ до ВМТ нов – закрытие впускных клапа40ПКВ после нов НМТ Удельный эффективный рас13 ход топлива на режиме номи0,290 нальной мощности кг/(кВтч) Содержание токсичных веществ в отработавших газах 14 на режиме номинальной мощности, млн–1 – СО < 100 – CnHm < 500 – NOх < 900 15 Масса, кг 145

4

12

30ПКВ до НМТ 110ПКВ после НМТ 30ПКВ до НМТ 110ПКВ после НМТ 0,225

< 100 < 100 < 900  130

Контрольные вопросы и задания 1. Какие требования предъявляются к двигателю конкрет-

ного назначения (стационарного, судового, тепловозного, автомобильного, тракторного)? 2. Обоснуйте современные тенденции развития двигателей внутреннего сгорания. 3. Какие факторы определяют выбор частоты вращения коленчатого вала на режиме номинальной мощности? 4. Как влияет частота вращения коленчатого вала:  на показатели процессов газообмена;  на индикаторные показатели дизеля;  на индикаторные показатели двигателя с искровым зажиганием?

496

5. Какие факторы определяют выбор хода поршня и отно-

шения хода поршня к диаметру цилиндра? 6. Как влияют расположение и число цилиндров на удельный габаритный объем и удельную литровую массу двигателя? 7. Какие имеет преимущества автомобильный двигатель с искровым зажиганием по сравнению с дизелем? 8. Сравните технико-экономические показатели двигателя с искровым зажиганием и продолженным расширением с традиционным четырехтактным двигателем с искровым зажиганием. 9. Сравните технико-экономические показатели двигателя с искровым зажиганием и продолженным расширением с дизелем. 10. Какие недостатки у двигателя с искровым зажиганием и продолженным расширением? Список литературы к главе 14 1. Глаголев Н.М. Современное состояние и перспективы

развития двигателестроения // Труды ХПИ. – Харьков: ХГУ, 1959. – Т. XXVIII. – Вып. 1. – С. 3–18. 2. Дьяченко В.Г. Исследование и выбор основных параметров четырехтактных быстроходных дизелей: Автореф. докт. дисс. – Харьков: ХИИТ, 1974. – 40 с. 3. Гюльднер Г. Двигатели внутреннего сгорания. – М.: МАКИЗ, 1927. – Т.1 – 480 с. 4. Танатар Д.Б. Дизели. Компоновка и расчет. – Л.: Морской транспорт, 1963. – 439 с. 5. Брилинг Н.Р. Теория короткоходного дизеля // Труды лаборатории двигателей АН СССР. – М.: АН СССР, 1957. – Вып. III. – С. 9–39. 6. Брилинг Н.Р. Исследование теплопередачи в поршневом двигателе внутреннего сгорания // Труды лаборатории двигателей АН СССР. –М.: АН СССР, 1958. – Вып. IV – С. 79–84. 7. Сахаревич В.Д. Влияние отношения хода поршня к диаметру цилиндра на основные показатели тракторного дизеля: Автореф. канд. дисс. – Харьков: ХИМЭСХ, 1971. – 19 с. 8. Дьяченко В.Г. Дизель или двигатель с искровым зажиганием // Всеукраинский научно-технический журнал «Двигатели 497

внутреннего сгорания». – Харьков: ХГПИ, 2004. – Вып. 1. – С. 27–29. 9. Кадаков М. Будем непосредственнее! Новый двигатель Mitsubischi // Авторевю. – 1996. – № 2. – С. 22–23. 10. Scott D. Pneumatic fuel injection spurs two-stroke engine revival // Automotive Engineering. – 1986. – Vol. 94. – № 8. – Р. 74 – 79. 11. Дьяченко В.Г., Мацаренко И.П., Бобровский А.В. Двигатели с искровым зажиганием на пороге выбора новых направлений совершенствования // Труды НАМИ. – М.: НАМИ, 1998. – С. 12–25. 12. Патент РФ № 2070974. MKИ F02B 23/10, F02B 17/00. Двигатель внутреннего сгорания / В.Г. Дьяченко, И.В. Антонов, А.Г. Веселов. – Заявл. 22.06.1994. – № 94023689. – Опубл. 27.12.1996 в БИ № 36. 13. Патент України № 69648А. МКИ F02B 23/10, 17/00, 41/04. Спосіб роботи двигуна внутрішнього згоряння / В.Г. Дяченко, В.О. Астахов – Заявл. 10.11.2003. – № 20031110093. – Опубл. 15.09.2004 в БИ № 9.

498