Дьяченко В.Г. Теория двигателей внутреннего сгорания

Подождите немного. Документ загружается.

178

ляющим собой отношение массы остаточных газов М



к массе

свежего заряда М

св.зар





. (6.1)

Степень заполнения цилиндра свежим зарядом в двигателях

с наддувом характеризуется коэффициентом наполнения при ус-

ловиях на впуске, представляющим собой отношение массы све-

жего заряда в цилиндре к потенциальному заряду рабочей по-

лости при условиях на впуске:

 











ср

св.зар

, (6.2)

где М

– потенциальный заряд надпоршневой полости при усло-

виях на впуске, кг; М

= М

св.зар

+ М



– масса рабочего тела в над-

поршневой полости в НМТ, кг; р

sср

, Т

sср

– среднее за цикл значе-

ние давления и температуры воздуха или топливовоздушной сме-

си 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:

ср

hshs

VМ 

, (6.3)

где R

– газовая постоянная для 1 кг воздуха или 1 кг топливовоз-

душной смеси.

В двигателях без наддува коэффициент наполнения опреде-

ляют обычно по отношению к атмосферным условиям, т.е. по-

тенциальный заряд рабочей полости

VМ

 , (6.4)

где р

, Т

– давление и температура атмосферного воздуха.

Коэффициент наполнения в данном случае зависит и от сте-

пени совершенства впускных каналов и воздухоочистителя.

В карбюраторных двигателях коэффициенты наполнения и

остаточных газов зависят от нагрузки (количественное регулиро-

179

вание мощности) и изменяются в пределах: 

= 0,1–0,9;  =

= 0,10–0,80. В дизелях 

= 0,8–0,9;  < 0,04 и слабо зависит от

нагрузки.

В двигателях с наддувом и продувкой камеры сгорания сте-

пень совершенства процессов газообмена характеризуется также

коэффициентами избытка продувочного воздуха и утечки проду-

вочного воздуха:

 ; (6.5)











МM

св.зарут

, (6.6)

где М

– масса воздуха, поступившего в рабочую полость за пе-

риод впуска и продувки, кг; М

ут

– утечка воздуха из рабочей по-

лости при продувке камеры сгорания, кг.

В четырёхтактных двигателях без наддува  = 

;  = 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 на-

сосных потерь или средним давлением насосных потерь.

Затраты энергии на осуществление процесса выпуска могут

быть оценены удельной работой выпуска, представляющей со-

бой отношение работы L

, затраченной на очистку рабочей по-

лости от продуктов сгорания, к рабочему объему V

, Дж/см

(рис. 6.5, а):



























VppdV

720

540

. (6.7)

Здесь и ниже V

в м

Удельная работа выпуска численно равна среднему давле-

нию гидравлических потерь на выпуске в МПа:

вв

рl  . (6.8)

Затраты энергии на осуществление процесса впуска могут

быть оценены удельной работой впуска, представляющей собой

180

отношение работы, затраченной на заполнение цилиндра све-

жим зарядом, к рабочему объему, Дж/см

(рис. 6.5, а),



























180

вп

pdVVp

(6.9)

или средним давлением гидравлических потерь на впуске, в МПа

впвп

lр  . (6.10)

Суммарные удельные затраты энергии на осуществление

процессов газообмена

н.п

= l

+ l

вп

(6.11)

или среднее давление насосных потерь

н.п

= р

+ р

вп

. (6.12)

Важными характеристиками органов газораспределения яв-

ляется среднее давление гидравлических потерь на выпускных и

впускных клапанах, зависящее от гидравлических сопротивлений

клапанов, Па:

ср тср .вср т

720

540

в.кл

ррVppdV





















; (6.13)

ср вп.ср

180

ср sвп.кл

ррpdVVp





















. (6.14)

Среднее давление насосных потерь может быть определено

и через среднее давление гидравлических потерь на впускных и

выпускных клапанах,

н.п

= р

в.ср

– р

вп.ср

= р

т ср

– р

s ср

+ (р

в.кл

+ р

вп.кл

). (6.15)

В двигателях с газотурбинным наддувом или с механичес-

ким приводом нагнетателя и значениями р

s ср

 р

т ср

, среднее дав-

ление насосных потерь может быть и со знаком "–", то есть за пе-

риод 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 вы-

181

игрыш энергии, который бу-

дет тем выше, чем больше

будет отличие р

sср

от р

т ср

Среднее давление гид-

равлических потерь во впу-

скных и выпускных клапа-

нах при отношении площади

проходного сечения выпуск-

ных клапанов к площади

проходного сечения впуск-

ных клапанов f

 f

= 0,7–0,8

примерно одинаковы и зави-

сят, главным образом, от от-

ношения площади проход-

ных сечений клапанов (f

, f

)

к площади поршня F

средней скорости поршня

(табл. 6.1). Температура воз-

духа или топливовоздушной

смеси на впуске, температу-

ра газов в цилиндре на уча-

стке выпуска оказывают

значительно меньшее влия-

ние.

Таблица 6.1 – Зависимость среднего давления потерь

во впускных клапанах от средней

скорости поршня и отношения f

 F

Средняя скорость

поршня

 F

 f

= 0,7–0,8)

0,13–0,16 0,16–0,22

7–11 м/с (0,15–0,30)·10

Па (0,10–0,20)·10

Па

11–15 м/с (0,30–0,50)·10

Па (0,20–0,40)·10

Па

Рисунок 6.5 – Индикаторные диаграммы

процессов газообмена четырёхтактного

двигателя без наддува (а) и с газотур-

бинным наддувом (б)

182

При значениях среднего эффективного давления р

 0,5р

ен



среднее давление потерь в выпускных клапанах начинает зави-

сеть и от р

вследствие значительного понижения температуры

газов в цилиндре на участке выпуска.

§3. Приближенная оценка показателей газообмена

четырёхтактного двигателя

Необходимость в приближенной оценке показателей газо-

обмена (среднего давления насосных потерь, коэффициентов ос-

таточных газов и наполнения, параметров рабочего тела в конце

такта впуска) обычно возникает на начальной стадии проектных

разработок нового двигателя, модернизации выпускаемых двига-

телей, различных расчетных исследованиях и т.п. Наиболее

проста приближенная оценка показателей газообмена на отдель-

ных режимах работы двигателя по данным исследований подоб-

ных двигателей. Менее достоверна оценка показателей газообме-

на по значению параметров свежего заряда на впуске и отрабо-

тавших газов на выпуске, средней скорости поршня, отношению

площади проходных сечений клапанов к площади поршня. При-

мерная последовательность оценки показателей четырехтактного

двигателя может быть следующей.

1. Среднее значение давлений в цилиндре на участке выпус-

ка и впуска, среднее давление насосных потерь (рис. 6.5.):

в.cр

= р

т.ср

+ р

в.кл

; (6.16)

вп.cр

= р

s.cр

– р

вп.кл

; (6.17)

н .п

= р

в.ср

– р

вп.ср

. (6.18)

В двигателях без наддува среднее значение давлений возду-

ха (топливовоздушной смеси) во впускном коллекторе и отрабо-

тавших газов на выпуске

s ср

= р

– р

в.ф

; (6.19)

т ср

= р

+ р

г.ш

, (6.20)

где р

в.ф

, р

г.ш

– среднее давление гидравлических сопротивле-



ен

– среднее эффективное давление на режиме номинальной мощности.

183

ний воздушного фильтра и глушителя шума на выпуске (р

в.ф



 1000–3000 Па ; р

г.ш

 2000–5000 Па).

Значения среднего давления потерь на клапанах принимает-

ся по экспериментальным данным (табл. 6.1.)

В двигателях с газотурбинным наддувом среднее значение

давления воздуха (топливовоздушной смеси) на впуске р

s ср

опре-

деляется из уравнения баланса расхода воздуха,

gNМ

see

 , (6.21)

где  – коэффициент избытка воздуха; М

– теоретически необ-

ходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива; N

–

мощность двигателя; g

– удельный эффективный расход топли-

ва; n – частота вращения коленчатого вала; z – число цилиндров;

– газовая постоянная для воздуха; T

s ср

– температура воздуха

на впуске:

охл

1к

к0cp

ТTT





. (6.22)

Здесь 

– степень повышения давления воздуха в компрессоре;

Т

охл

– снижение температуры воздуха в воздухоохладителе (при



 2 Т

охл

= 50–70 К).

Степень повышения давления в компрессоре

в.ф0

охлcp

pр









, (6.23)

где

охл



– гидравлическое сопротивление воздухоохладителя

(

охл



= 2000–3000 Па).

Коэффициент наполнения принимается по данным для по-

добных двигателей (

= 0,8–0,9).

Среднее давление газов в выпускном коллекторе перед тур-

биной определяется из уравнения баланса мощности турбины и

компрессора (N

= N

ад.к

тад.т

чв

36003600 





ВG

или

184















































ср т

г.ш0

ср тт

тчв

13600

рр

ТR

кВG

к0

13600 





















кG

После преобразований, приняв G

=  М

и R

= R

, полу-

чим:





 

нттс т

т0

г.ш0ср т



























































sр

ккТ

ккT

ррр

, (6.24)

где G

, В

– часовой расход воздуха и топлива через двигатель;

ад.т

, l

ад.к

– удельная работа расширения газа в турбине и сжатия

воздуха в компрессоре, кДж/кг; R

, R

– газовая постоянная для

воздуха и продуктов сгорания; к

, к

– показатели адиабаты для

продуктов сгорания и воздуха; Т

т ср

– среднее значение темпера-

туры продуктов сгорания перед турбиной; 

, 

– КПД турбины

и нагнетателя (

 

 0,7–0,8);  – коэффициент, учитываю-

щий расход воздуха на охлаждение турбины ( = 1,01–1,03).

Значения показателей адиабаты при сжатии воздуха в комп-

рессоре 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 Т

т ср

= 900–

950 К (для дизеля), Т

т ср

= 950–1100 К (для бензинового двигате-

ля).

2. Коэффициент остаточных газов можно определить за-

давшись в первом приближении коэффициентом наполнения 

температурой остаточных газов в цилиндре T

185





 

срср

тср т

св.зар

ssshs

hss

TRpV













, (6.25)

где V

– объем камеры, сжатия; 



, 

– плотность продуктов сго-

рания в конце такта выпуска и воздуха на впуске; T

– Темпера-

тура газов в цилиндре в конце такта выпуска (T

= 900–1000 К –

для дизеля и T

= 1100–1300 К – для двигателя с искровым зажи-

ганием).

3. Давление смеси газов в цилиндре в конце такта впуска

(НМТ, точка а):

= р

s ср

– (0,1–0,5)р

вп.кл

. (6.26)

4. Температура смеси газов в цилиндре в конце такта впус-

ка определяется из уравнения теплового баланса для такта впуска

= Q

+ Q

+ L

вп.

– Q

(6.27)

или













urpmspmsapmaа

QLQTcМTcМTcМ















 вптсв.зар

273273273

Если пренебречь отличием средних удельных теплоемкостей при

постоянном давлении свежего заряда и продуктов сгорания, то









273

273273

г.птср



























urs

ТТТTT

T . (6.28)

Здесь: Q

– теплота смеси газов в цилиндре в конце такта впуска

(НМТ); Q

– теплота свежего заряда, поступившего в цилиндр;

– теплота остаточных газов в цилиндре; Q

– теплота подогре-

ва свежего заряда от стенок цилиндра вследствие теплообмена;

вп

– затраты энергии на осуществление процесса впуска; Q

–

теплота испарения топлива (в случае карбюраторного двигателя);

pma

pms

pm

– средние удельные массовые теплоемкости при

постоянном давлении смеси газов в цилиндре, свежего заряда и

остаточных газов;





pms

cМQТ

св.зартт





– повышение темпера-

туры свежего заряда вследствие подогрева от стенок цилиндра;





pms

cМLТ

св.зарвпг.п





– повышение температуры свежего за-

ряда, обусловленное затратами энергии на процесс впуска;





pmsu

cМТ

320







– понижение температуры свежего заряда,

186

обусловленное испарением топлива (320 кДж/кг – скрытая тепло-

та испарения бензина).

Повышение температуры свежего заряда вследствие подог-

рева от стенок цилиндра Т

зависит от рабочего объема цилинд-

ра, частоты вращения коленчатого вала, нагрузки и составляет

5 – 30 К. Повышение температуры свежего заряда вследствие за-

трат энергии на впуск Т

г.п

может достигать 20–40 К, в зависи-

мости от конструктивных особенностей двигателя и режима ра-

боты.

5. Масса свежего заряда и коэффициент наполнения:













св.зар

aaaа

TRVpМ

М ; (6.29)

св.зар

 . (6.30)

Если значение 

отличается от принятого ранее более чем

на 5 %, расчет следует повторить, приняв за начальное получен-

ное значение 

Более точно показатели газообмена определяются при рас-

чете 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 урав-

нений нестационарных процессов массообмена и теплообмена в

надпоршневой полости, систему дифференциальных уравнений

неустановившихся процессов в выпускном канале, систему урав-

нений граничных условий (течение газа через клапаны и на вы-

ходе из выпускного канала). На практике данные системы урав-

нений обычно решаются при ряде допущений, позволяющих су-

щественно упростить решение при приемлемой для конкретных

целей исследований точностью. В зависимости от целей исследо-

187

ваний, начальных условий уточняются допущения, а соответст-

венно и исходная система уравнений.

Конечной целью расчета процесса выпуска обычно являют-

ся 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 показате-

лям 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 воз-

растают потери индикаторной работы расширения газов. Опти-

мальному углу опережения открытия выпускных клапанов соот-

ветствует минимальное значение суммы этих потерь. Запаздыва-

ние закрытия выпускных клапанов влияет при прочих равных ус-

ловиях (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 сго-

рания 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 дли-

ны и диаметра каналов отвода продуктов сгорания, угла опере-

жения открытия выпускных клапанов в небольшом диапазоне

изменения нагрузки и частоты вращения коленчатого вала воз-

можно несколько уменьшить давление газов и количество газов в

надпоршневой полости к концу участка выпуска. Поэтому в че-

тырёхтактных двигателях при определении изменения парамет-

ров и количества газов в надпоршневой полости на участке вы-

пуска в зависимости от угла поворота коленчатого вала давление

газов за выпускными клапанами можно принять постоянным и

равным среднему значению (р

). Тогда для участка выпуска в

предположении, что реакции окисления топлива завершились до

момента начала открытия выпускных клапанов (dx = 0; dQ

= 0)