§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 легко­

474

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 (а = 0,995­1,005). 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 а > 1,5 и поддержании состава топливовоздушной смеси у элект­родов свечи зажигания в пределах воспламеняемости (а = 0,4­1,2). 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 а = 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 полуразде- ленную 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 скорос- ти движения автомобиля по горизонтальной дороге с твердым покрытием.

Универсальной характеристикой энерговооруженности ав- томобиля является удельная мощность (N) - мощность, прихо- дящаяся на единицу массы автомобиля (кВт/т). Удельная мощ- ность двигателей современных легковых автомобилей полной массой до 1300 кг изменяется в пределах 40-60 кВт/т, макси-

мальная скорость движения автомобиля по горизонталь- ной дороге с твердым покры- тием - 130-160 км/ч, время разгона до 100 км/ч - 13-20 с (рис. 14.2). Большие значе- ния удельной мощности дви- гателя характерны для легко- вых автомобилей более вы- сокого класса, повышенной комфортабельности.

Для среднего значения

т, с 27

23

19

15

11

30 40 50 60 70 N, кВт/т

Рисунок 14.2 - Зависимость максимальной ^{удельной м}°^щн°^{сти двигате-}

скорости У_м и времени разгона т ля (50 кВт/т) номинальная

^{легково}г^{о автомобиля до ско}р^ости мощность проектируемого

100 км/ч от удельной мощности „х^х™™^^ ^xx^_T „„„

Л двигателя должна быть, при-

двигателя N ~ гг /

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 эксплуа­

480

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 поступательно- движущихся 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 см .

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 (£_л « 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). По-

481

дача топлива в камеру сгорания осуществляется в начале сжатия. Для увели- чения время-сечения кла- панов впускной и выпуск- ной клапаны открываются и закрываются одновре- менно. Моменту начала открытия клапанов соот- ветствует 30 ⁰ПКВ до

НМТ (ф^ = 330 опКВ), моменту посадки клапанов на седло - 110 опКВ после НМТ (ф_е^ =110 опКВ).

геометрическую степень расширения принимаем несколько меньшую (5_р = 17), чем у двигателя-прототипа (5_р = £ = 23). Тогда при принятых фазах газораспределения действительная степень расширения 5_рд = V_ed/V_c - 366/22,7 = 16,1; действительная сте- пень сжатия £ _д - V_f!v/V_c -166,8/22,7= 7,36; отношение действи- тельной степени расширения к действительной степени сжатия

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 V_{c п} = 4,5 см³, объем камеры сгора­ния в головке цилиндров V_R0 = 18,2 см , минимальный суммар­ный объем над поршнем V_G = V_{c п} + V_Rc = 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 а = 1,3. В зоне основных эксплуатационных ре­жимов а > 2 (максимальным выбросам оксидов азота в двигате­лях с искровым зажиганием соответствует значение а = 1-1,1).

7. Значение площади проходных сечений клапанов прини­маем по данным исследований процессов газообмена в четырёх­

ВМТ

с

Сжатие

Сгорание-

Расширение

НМТ

Рисунок 14.3 - Фазы газораспределения (ф1 = 30 ОПКВ; ф2 = 110 опКВ)

482

тактных двигателях (см. §7 главы 6). При средней скорости поршня больше 11 м/с (в разрабатываемом двигателе С_т = 13,3 м/с) отношение суммарной площади проходных сечений впуск­ных клапанов (if) к площади поршня (F) должно быть не мень­ше 0,20 с тем, чтобы перепад давления воздуха на впускных кла­панах Ар_впкл не превышал 0,03 МПа. Перепад давления на вы­пускных клапанах должен быть несколько меньшим (порядка

0. 02 МПа). Перепад давления газов на выпускном клапане Ар_вкл = = 0,02 МПа может быть достигнут, если площадь проходных се­чений выпускных клапанов будет не меньше площади проходных сечений впускных клапанов (if > if), так как температура про­дуктов сгорания на участке газообмена при 5_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 ifs/Fjj > 0,2 достигается, например, при двух впускных клапанах и диаметре горловины клапана подвода воздуха к каждому кла­пану d_Ts = 25 мм или одном впускном клапане и диаметре горло­вины канала подвода воздуха к клапану d_rs = 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 d _s = 35 мм) и два выпускных клапана (d^ = 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

Mi-10⁶,

кг

240

200

160

клапанов (ф^ = 330 °ПКВ) давление продуктов сгорания в над­поршневой полости (р_е » 2,5•Ю⁵ Па) выше давления наддува (р_s = = 1,5 •Ю⁵ Па). Продукты сгорания уходят из надпоршневой полос­ти и в выпускной канал (р_т = 0,104 МПа) и во впускной канал (p_s = = 0,15 МПа). Давление газов в надпоршневой полости снижается , как вследствие выхода

рабочего тела из над- поршневой полости, так и вследствие увеличения ее объема, и к углу поворота кривошипа ф =10 °ПКВ достигает значения, рав­ного давлению наддува. К этому моменту (точка к) заканчивается и заброс продуктов сгорания во впускной канал. Продук­ты сгорания из впускного канала полностью воз­вращаются в надпоршне- вую полость к углу пово-

120

0,30

0,25

0,20

0,15

0,10

0,05

100 Ф,°ПКВ

Рисунок 14.4 - Изменение давления и массы рабочего тела в надпоршневой полости двигателя на участке газообмена:

S/D = 80/76; n = 5000 об/мин; е_д = 7,36; 8_р = 17;

pi

p_s = 0,15 МПа; T_s = 329 К; р_т = 0,104 МПа;

Mi - давление и масса рабочего тела в над- ^{рота к}Р^ив°^{шипа ф} = ²⁵

поршневой полости; Мцв; - масса газов, ухо- °ПКВ (точка m). На этом

дящих через выпускные клапаны; - масса

продуктов сгорания, поступающих во впуск­ной канал; M_smi - масса продуктов сгорания, возвращающихся из впускного канала в ци­линдр; М₅щ - масса воздуха, поступающего в цилиндр; М_цв51 - масса воздуха, уходящего из цилиндра через выпускные клапаны (утечка воздуха при продувке)

участке (до точки m) из­менение давления в над­поршневой полости опре­деляется по уравнению (4.28) в предположении однозонной модели газо­обмена:

при pi > p_s

при pi < p

^APi =

^APi

^кт i^pi

V

^кт i^pi

V

• (-AM_цв i -AM_щв i )-AV, i

Pi

• (-AM _цв , +AM_JBU i )-AV, i ^Pi

(14.9)

(14.10)

484

где p_i, V_i, p, - давление, объем и плотность продуктов сгорания в надпоршневой полости в начале расчетного шага; к_т - показа­тель адиабаты газов в начале расчетного участка; АМ_цв - эле­ментарная масса газов, вышедших из надпоршневой полости в выпускной канал; АМ_ц5вг- - элементарная масса газов, вышедших из надпоршневой полости во впускной канал; АУ_пt - изменение надпоршневого объема в течение расчетного промежутка време­ни; АМ_5вцг- - элементарная масса продуктов сгорания, поступив­ших на расчетном шаге из впускного канала в надпоршневую по­лость.

В конце расчетного участка определяются при р, > p_s

Pi+1 = Pi - А P^;

Mi+1 = Mi - АМцв, - АМц в-;

при Pi < p_s

Mi+1 = Mi - АМцв, + АМцв-;

rp _ ^P(i+1) ^V(i+1)

^r(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, ф_т = 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 надпорш- невую 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 ф = 75 ОПКВ (в течение 50 ОПКВ - до точки п), а в дальнейшем (в течение 45 опКВ) - 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:

где V^ - объем свежего заряда в надпоршневой полости; Р- Pi(RT_s) - плотность свежего заряда, поступившего в над-

поршневую полость, при давлении в надпоршневой полости (предполагается полное торможение поступившей массы свежего заряда); ЛМ_Щi - элементарная масса свежего заряда, поступив­шего в надпоршневую полость на расчетном участке.

В конце расчетного участка определяются

• давление:

При значении угла поворота кривошипа ф, = 75 ОПКВ (точ­ка п) примем, что поступивший свежий заряд и продукты сгора­ния в надпоршневой полости «мгновенно» перемешались (темпе-

—ЛMsцi -ЛVпi , (14.11)

P(i+1) = P(o ^{- Л} Pt;

• масса и температура оставшихся продуктов сгорания:

• масса и объем свежего заряда:

^Ms^i+1) ^Msц(г) + ^^Msm^;

486

ратура и состав газов стали одинаковы по всему объему над­поршневой полости). Тогда температуру образовавшейся смеси определим из уравнения теплового баланса:

^м = £>пр.сг + Св.зар (¹⁴Л2)

или

^Мсм ^срт см ^м ^^пр.сг ^срт пр.сг ^tпр.сг + ^^св.зар ^срт св.зар ^ts^{; (14}.¹³⁾

₊ _ ^Мпр.сг ^сpm пр.сг ^р.сг ^ ^Мсв.зар ^сpm св.зар ^ts /"1 /1 1 /14

см = М ⁵ (14.14J

^М см ^сpm см

где Мсм = Мпр.сг + Мсв. зар - масса смеси.

Затем вычисляем

• давление смеси и массовые доли компонентов смеси:

Рсм = ^{М см}?^{см Тсм}; (14.15)

'см

• массовую долю продуктов сгорания в смеси:

М

^ri= (14.16)

М

см

• массовую долю свежего заряда в смеси:

rs = =¹ - Г; (14.17)

М

см

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

^к i ^pi

Aft =

V

^(АМ,Цi^as ^-AMцвi ^)-AVTIi

^Pi

(14.18)

где p_i, V_i, p_u K_i - давление, объем, плотность и показатель адиаба­ты смеси газов в начале расчетного участка; a_s « T_s/T - коэффи­циент, учитывающий влияние смешивания газов на изменение давления.

487

В конце расчетного участка определяем:

• давление смеси газов

P(i+1) = Pi + Л Pi;

• количество и температуру смеси газов:

M(i+1) = Mi + AMsm - ЛМцв,;

Vu

rp _ ^P(i+1) ^V(i+1)

^T(i+1)^{- ;}

RM,

⁽ⁱ +0

• количество свежего заряда, поступившего в надпоршне- вую полость и ушедшего из цилиндра через выпускные клапаны

-^Мц?в(/+1):

^Msц (i+1) ^Мsцi + ^{- (1 - г}у/'^)ЛМцв/'^;

^Мцув(/'+1) ^Мцsвi + ^{(1 - г}у/'^)ЛМцв/' ^;

• количество продуктов сгорания, оставшихся в надпорш- невой полости и ушедших из надпоршневой полости:

i

^Мпр.сг (i+1) ^{— М}пр.сг (ф-75о) X ^ЛМ^цв/- ^ryi ^,

(ф-75о)

-^Мв(/'+1) ^Ме -^Мпр.сг(/+1)^;

• массовую долю продуктов сгорания в смеси:

^Мпр.сг (i+1)

^rY⁽ⁱ+¹⁾

М,

⁽ⁱ+¹⁾

Расчет продувки продолжаем до момента закрытия клапанов (точка в', V; ф _e,V = 110 опКВ). В данном примере масса смеси га­зов в цилиндре в точке в', v Mv = 231,2* 10^-6 кг, масса свежего за­ряда М_св._зар = 200,1 *10^-6 кг, масса остаточных газов М_у = 31,1*10^-6 кг.

По данным расчета процесса продувки при принятых значе­ниях давления наддува (p_s = 0,15 МПа) и противодавления на вы­пуске (р_т = 0,104 МПа) показатели процессов газообмена будут следующими:

488

• коэффициент наполнения, отнесенный к условиям окру­жающей среды (р₀ = 0,1013 МПа, t₀ = 20 ⁰С) ц _v = 0,46;

• коэффициент остаточных газов у = 0,15;

• коэффициент утечки продувочного воздуха и = 0,14. Подача топлива в камеру сгорания осуществляется в начале

такта сжатия. Продолжительность поступления топлива в камеру сгорания не превышает 20 ОПКВ (точки н' и к' на рис.14.5). Цик­ловая подача топлива, соответствующая значению а = 1,3,

В„ =

М,

св.зар _ 200,1 -10“° _

= 10.3Ы0^-6 кг.

а М₀ 1,3-14,93

Рисунок 14.5 - Индикаторная диаграмма двигателя с искровым зажиганием и продолженным расширением:

S/D = 80/76; n = 5000 об/мин; е_д = 7,36; 8_р = 17; а = 1,3; ф_н = 175 ОПКВ; Дф₂ = ф_к - ф_н = 25 ОПКВ

После впрыскивания топлива (а = 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 ОС;

• 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. 1910⁵ Па (р, = 2Д2-10⁵ Па).

В действительности испарение пленки топлива с поверхно­сти стенок камеры сгорания будет происходить в течение значи­тельной части продолжительности процесса сжатия (до 50 опКВ) 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 iPi

^лрi =

V

^г к _i -1 ЛQ_тi

ЛVпi

V

^к i ^Pi

(14.19)

Потери теплоты от газов в стенки надпоршневой полости на расчетном участке (см. §3 главы 4)

490

^т i =^а т, ^{F (Т - Т}г ⁾⁺ ^кс ^(Т/ ^{- Т}кс ^{) +}

+F, (Т - Тп)+F,(т, - Тц^, (14.20)

6. Я

где а_тг = С₀ D ^0,2 p^{0 8} T ^0,53 (Q C_m )^{0 8} - коэффициент теплоотда­чи (в данных расчетах С₀ = 128, С₁ = 2,28); F_r, F_RX, F_n, ^_ц, Т_г, Т_кс, Т_п, Т_ц - 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 надпоршне- вой 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 (F_li = п DS). 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 турбулиза- ции рабочего тела, обусловленной перетеканием рабочего тела из полости над поршнем в камеру сгорания примем продолжитель­ность процесса сгорания Аф₂ = 25 °ПКВ (рис. 14.5), коэффициент динамики процесса сгорания m = 2, т.е.

-6,908

X = 1 - е ^ ^Афг ' = 1 - е

(14.21)

491

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 х_i = 0,5), а затем, исходя из двухзонной модели, по параметрам продуктов сгорания:

^к/Р/

^лР/ =

V

^к i ^{- 1} ^х/ ^-ЛQтi д_Т/

■ЛК

п /

^к i ^Pi

(14.22)

у

где ЛQ_xi = В_ц Q_н Лх_г = 453,6 Лх_г [Дж] - количество теплоты, выде- лившейся на расчетном участке; Лх_г- - доля топлива, сгоревшего

на расчетном участке; ЛQ_тi = а_т/ (F_r + F_кc + F_n + F_Ц)(Т_i - Т_ст)-

6п

потери теплоты в стенки на расчетном участке.

Схема алгоритма расчета процессов сжатия, сгорания и расширения представлена на рис. 11.18 (глава 11).

Коэффициент теплоотдачи а_т/ от рабочего тела в стенки надпоршневой полости на участке сгорания и расширения опре- деляем по зависимости Г. Вошни (см. §3 главы 4):

- п°,⁸

CC + C2^-V_h (р - Рп) , (14.23)

Pi^vi

а т/ = C0 D-^0,2 р,^0,8Т -⁰’⁵³

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 сгорания- расширения по данным расчета и экспериментальным данным.

В рассматриваемом примере расчета рабочих процессов двигателя при значениях коэффициентов С₀ = 100, С₁ = 2,28 и

_3

С₂ = 3,24* 10 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 инди- каторной работе газов за цикл:

Li = L_p (c-b) - Lb-v - L^ (v-c) = 341,6 - 95 - 32,6 = 214 Дж.

Этому значению индикаторной работы соответствуют:

L ₂₁₄

индикаторный КПД ^ ^ = = 0,472;

BQ 453,6

индикаторная мощность

N. = kL, = ⁿzL, 10 “³ = ⁵⁰⁰⁰ • 4 • 21410“³ = 71,3 кВт. ^{i i} 60 ⁱ 60

Потери индикаторной мощности на преодоление сил трения в подвижных сопряжениях и на привод вспомогательных агрега- тов примем теми же, что и у карбюраторного двигателя ВАЗ-2103 при n = 5000 об/мин (Ж_мд » 12,2 кВт) поскольку по размерности,

уровню максималь-

ных значений давле- ний цикла проекти- руемый двигатель соответствует кар- бюраторному двига- телю ВАЗ-2103. По- тери индикаторной мощности на привод нагнетателя опреде- лим по расходу воз- духа через двигатель и степени повышения давления в нагнета- теле (я_к = 1,5). Расход воздуха через двига- тель с учетом утечки воздуха при продув- ке:

р10^-5

Па

70

60

50

40

30

20

10

W

м³

6

Рисунок 14.6 - Индикаторная диаграмма двигателя с искровым зажиганием и продолженным расширением

493

^ ^М св.зар 5000 , 200,1-10^—6 „_т ,

G_b = к = 4 = 0,0776 кг/с.

^в 1 -и 60 1 - 0,14

Удельная работа сжатия воздуха в нагнетателе

А =—RT₀ ^ад к —1 ⁰

( К — 1

П ^к — 1

к

-10^—3 =

14

' 290 - 293

1,4 — 1

V J

( 1,4—1Л

1,5¹^

10—³=36,6 кДж кг

V J

Мощность, необходимая для привода нагнетателя,

N _н = G_b 1_ад — = 0,0776 - 36,6 - — = 4,06 кВт. ^{н в ад} л_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 л_м = N_e/N_i = 55/71,3 = 0,772;

эффективный КПД Ле = = 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 (в = 7,36) чем у вихрекамерного дизеля (в = = 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, C_nH_m) 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 двигателя- прототипа 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

№ п/п	Наименование показателей и параметров	Варианты
		Двигатель-прото­тип (ВАЗ-341)	Проектируемый двигатель
1	2	3	4
1	Тип	4-х тактный вихрекамерный дизель	2-х тактный с искровым зажиганием
2	Мощность номинальная, кВт	55	55
3	Число цилиндров	4	4
4	Номинальная частота вра­щения коленчатого вала, об/мин	4800	5000
5	Диаметр цилиндра / ход поршня	76 / 80	76 / 80
6	Литраж, л	1,45	1,45
7	Степень сжатия / степень расширения	23 / 23	7,36 /17
8	Система топливоподачи	Мех. система впрыска	Непосредст­венный впрыск
9	Система воздухоснабже- ния	Турбокомпрессор	Нагнетатель с приводом от коленчатого вала
10	Давление наддува, МПа	1,7	1,5
11	Коэффициент избытка воз­духа а	1,5	1,3

495

Таблица 14.3 - Продолжение

1	2	3	4
12	Фазы газораспределения (при зазоре А = 0,3 мм) открытие выпускных клапа­нов закрытие выпускных клапа­нов открытие впускных клапа­нов закрытие впускных клапа­нов	42°ПКВ до НМТ 10оПКВ после ВМТ 12°ПКВ до ВМТ 40°ПКВ после НМТ	30°ПКВ до НМТ 110°ПКВ после НМТ 30°ПКВ до НМТ 110°ПКВ после НМТ
13	Удельный эффективный рас­ход топлива на режиме номи­нальной мощности кг/(кВт-ч)	0,290	0,225
14	Содержание токсичных ве­ществ в отработавших газах на режиме номинальной мощности, млн-1 СО CnHm NO	< 100 500 900	< 100 < 100 < 900
15	Масса, кг	145	- 130

Контрольные вопросы и задания

1. Какие требования предъявляются к двигателю конкрет­ного 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 отно­шения 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.: МА- КИЗ, 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. МКИ 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 Украши № 69648А. МКИ F02B 23/10, 17/00, 41/04. Спосiб роботи двигуна внутршнього згоряння / В.Г. Дя- ченко, В.О. Астахов - Заявл. 10.11.2003. - № 20031110093. - Опубл. 15.09.2004 в БИ № 9.

498

ДЛЯ НОТАТОК