Дьяченко В.Г. Теория двигателей внутреннего сгорания

Подождите немного. Документ загружается.

478

относительно невелико. Путевой расход топлива, выбросы ток-

сичных 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 автомобилестроитель-

ных 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 двига-

теле с кривошипно-камерной продувкой, непосредственным

впрыском топлива в дополнительную камеру сгорания, располо-

женную в головке цилиндра, искровым зажиганием достигнут тот

же уровень топливной экономичности и выбросов токсичных ве-

ществ с отработавшими газами, что и у двухтактного двигателя

фирмы Orbital Engine Co. [11]. На режимах холостого хода и час-

тичных нагрузок среднее значение коэффициента избытка возду-

ха достигает 2–2,2. Однако двухтактные двигатели с кривошип-

но-камерной продувкой и непосредственным впрыском топлива

будут иметь ограниченное применение вследствие несовершен-

ной системы смазки по сравнению с четырехтактными двигате-

лями. Этот недостаток в двухтактных двигателях легко устраня-

ется переходом к клапанному газораспределению [12, 13], ис-

пользованием приводного нагнетателя.

Следующим заметным шагом в совершенствовании поршне-

вых 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 со-

ответственно, и индикаторный КПД цикла, а и степень расшире-

ния (см. §2 главы 1). Использование продолженного расширения

(степень расширения 15–20) позволит снизить степень сжатия до

7–8 и вместо высокооктановых бензинов использовать низкоок-

тановые бензины, стоимость которых сопоставима со стоимостью

дизельного топлива. Заметно уменьшатся в двигателях с продол-

женным расширением нагрузки на детали цилиндро-поршневой

479

группы. При этом сохраняются все преимущества традиционного

четырехтактного двигателя с искровым зажиганием.

Таким образом, с учетом возрастающих требований к эко-

номичности двигателей легковых автомобилей, их экологическим

характеристикам предпочтительней в качестве базового принять

двухтактный двигатель с клапанным газораспределением, непо-

средственным впрыском, глубоким расслоением топливовоздуш-

ного заряда и продолженным расширением. Полную массу авто-

мобиля, для которого разрабатывается двигатель, примем равной

1100 кг.

Последовательность выбора основных параметров конст-

рукции и рабочих процессов двигателя должна быть, примерно,

следующей.

1. Уточняются требования, предъявляемые к проектируе-

мому двигателю, и возможное их изменение в течение ближай-

ших 10–15 лет. Для сравнительной оценки необходимо выбрать

прототип из числа известных конструкций двигателей, основные

параметры и показатели которых достаточно полно характеризу-

ют достигнутый мировой уровень показателей, прежде всего по

экономичности, выбросам вредных веществ с отработавшими га-

зами. Применительно к рассматриваемому случаю (двигатель для

массового легкового автомобиля) в качестве прототипа для срав-

нения по основным технико-экономическим и экологическим по-

казателям примем вихрекамерный дизель ВАЗ-341, модификации

которого используются в качестве энергетической установки лег-

ковых 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 от-

работавшими газами вихрекамерный дизель на основных эксп-

луатационных режимах работы не уступает двигателю с искро-

вым зажиганием и системой нейтрализации отработавших газов.

2. Номинальная мощность двигателя легкового автомобиля

зависит, в основном, от трех факторов – массы автомобиля, тре-

буемого времени разгона автомобиля до скорости 100 км/ч, ха-

рактеризующего маневренность автомобиля и в значительной

480

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 (

) – 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

удельной мощности двигате-

ля (50 кВт/т) номинальная

мощность проектируемого

двигателя должна быть, при-

мерно, равной 55 кВт (пол-

ная 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 покры-

тием – 140–150 км/ч.

3. Выбор частоты вращения коленчатого вала двигателя

легкового автомобиля на режиме номинальной мощности (соот-

ветствующей максимальной мощности) зависит от определяю-

щей (по срокам службы двигателя до капитального ремонта) час-

тоты вращения коленчатого вала в условиях эксплуатации. Для

двигателей легковых автомобилей массового выпуска опреде-

ляющая частота вращения коленчатого вала в условиях эксплуа-

Рисунок 14.2 – Зависимость максимальной

скорости V

и времени разгона 

легкового автомобиля до скорости

100 км/ч от удельной мощности

двигателя N

км/ч

,N кВт/т

, с

110

130

150

170



481

тации составляет 3000–4000 об/мин., номинальная частота вра-

щения коленчатого вала – 4000–6000 об/мин. Примем для разра-

батываемого двигателя определяющую по сроку службы до капи-

тального ремонта частоту вращения коленчатого вала равную

3500 об/мин, номинальную частоту вращения коленчатого вала –

5000 об/мин. При этой определяющей частоте вращения коленча-

того вала, существующей технологии изготовления и используе-

мых материалов деталей двигателя срок службы двигателя до ка-

питального 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 соответ-

ствует ход поршня S  80 мм (см. §3 главы 14). Диаметр цилинд-

ра 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 гла-

вы 14), а соответственно и массу двигателя в целом. В подав-

ляющем 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 ди-

зель) литровая масса составляет, примерно, 95 кг/л. Для проекти-

руемого двигателя примем число цилиндров также равным 4, а

значение удельной литровой массы следует принять ближе к

нижнему пределу диапазона изменения удельной литровой массы

 80–85 кг/л), ориентируясь на более прогрессивные конст-

рукции двигателей легковых автомобилей, увеличение количест-

ва деталей из легких сплавов и пластмассы.

6. В разрабатываемом двигателе способ осуществления ра-

бочих процессов принят по патентам [12, 13]. Один такт практи-

чески полностью используется на осуществление процесса рас-

ширения продуктов сгорания, а в течение второго такта осущест-

вляются процессы газообмена и сжатия воздуха (рис. 14.3). По-

482

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 ПКВ до

НМТ (

e,d

= 330 ПКВ),

моменту посадки клапанов

на седло – 110 ПКВ после

НМТ (

e,

= 110 ПКВ).

геометрическую степень расширения принимаем несколько

меньшую (

= 17), чем у двигателя-прототипа (

=  = 23). Тогда

при принятых фазах газораспределения действительная степень

расширения





cde,

др

1,167,22366



; действительная сте-

пень сжатия

7,228,166





ce,

= 7,36; отношение действи-

тельной степени расширения к действительной степени сжатия

дрд





= 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 при-

нятой геометрической степени расширения соответствуют мини-

мальный надпоршневой объем V

сп

= 4,5 см

, объем камеры сгора-

ния в головке цилиндров V

кс

= 18,2 см

, минимальный суммар-

ный объем над поршнем V

= V

сп

+ V

кс

= 4,5 + 18,2 = = 22,7 см

Для снижения выбросов оксидов азота на режимах повы-

шенных нагрузок (режимы внешней скоростной характеристики)

минимальное значение коэффициента избытка воздуха ограничи-

ваем значением  = 1,3. В зоне основных эксплуатационных ре-

жимов  > 2 (максимальным выбросам оксидов азота в двигате-

лях с искровым зажиганием соответствует значение  = 1–1,1).

7. Значение площади проходных сечений клапанов прини-

маем по данным исследований процессов газообмена в четырёх-

Рисунок 14.3 – Фазы газораспределения

(

= 30 ПКВ; 

= 110 ПКВ)

Сгорани

е-

Расширение

Газоо

мен

Сжатие

ВМТ

НМТ

e,d







483

тактных двигателях (см. §7 главы 6). При средней скорости

поршня больше 11 м/с (в разрабатываемом двигателе С

= 13,3

м/с) отношение суммарной площади проходных сечений впуск-

ных клапанов (if

) к площади поршня (F

) должно быть не мень-

ше 0,20 с тем, чтобы перепад давления воздуха на впускных кла-

панах р

вп.кл

не превышал 0,03 МПа. Перепад давления на вы-

пускных клапанах должен быть несколько меньшим (порядка

0,02 МПа). Перепад давления газов на выпускном клапане р

в.кл

= 0,02 МПа может быть достигнут, если площадь проходных се-

чений выпускных клапанов будет не меньше площади проходных

сечений впускных клапанов (if

 if

), так как температура про-

дуктов 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 клапа-

ны будет в 1,2–1,4 раза выше при тех же значениях перепадов

давления, что и на впускных клапанах. Значение отношения

Ffi

> 0,2 достигается, например, при двух впускных клапанах

и диаметре горловины клапана подвода воздуха к каждому кла-

пану d

гs

= 25 мм или одном впускном клапане и диаметре горло-

вины канала подвода воздуха к клапану d

гs

= 35 мм. Для облегче-

ния размещения клапанов в головке цилиндров, организации на-

правленного 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

гs

= 35 мм) и два выпускных клапана

гв

= 25 мм).

8. Необходимое для достижения принятого значения номи-

нальной мощности двигателя давление наддува определяется ря-

дом последовательных расчетов рабочих циклов двигателя при

различных значениях давления наддува. Давление воздуха на

впуске (давление наддува) предполагается постоянным, что дос-

тигается подбором объема впускной системы для конкретного

типа нагнетателя. Пример расчета процессов газообмена для ре-

жима номинальной мощности без учета теплообмена между ра-

бочим телом и стенками надпоршневой полости (при n > 1000

об/мин влияние теплообмена на изменение давления рабочего те-

ла незначительно) представлен на рис. 14.4. В момент открытия

484

клапанов (

e,d

= 330 ПКВ) давление продуктов сгорания в над-

поршневой полости (р

 2,510

Па) выше давления наддува (р

= 1,510

Па). Продукты сгорания уходят из надпоршневой полос-

ти и в выпускной канал (р

= 0,104

МПа) и во впускной канал (р

= 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  = 10 ПКВ

достигает значения, рав-

ного давлению наддува. К

этому моменту (точка к)

заканчивается и заброс

продуктов сгорания во

впускной канал. Продук-

ты сгорания из впускного

канала полностью воз-

вращаются в надпоршне-

вую полость к углу пово-

рота кривошипа   25

ПКВ (точка m). На этом

участке (до точки m) из-

менение давления в над-

поршневой полости опре-

деляется по уравнению

(4.28) в предположении

однозонной модели газо-

обмена:

при р

 p

 



















iisi

VMM

пвццв

; (14.9)

при р

< p

 



















iisi

VMM

пвццв

, (14.10)

Рисунок 14.4 – Изменение давления и массы

рабочего тела в надпоршневой полости

двигателя на участке газообмена:

S/D = 80/76; n = 5000 об/мин; 

= 7,36; 

= 17;

= 0,15 МПа; Т

= 329 К; р

= 0,104 МПа;

, M

– давление и масса рабочего тела в на

д-

поршневой полости; М

цвi

– масса газов, ух

о-

дящих через выпускные клапаны; М

цsвi

– мас

са

продуктов сгорания, поступающих во впус

к-

ной канал; М

sвцi

– масса продуктов сгора

ния,

возвращающихся из впускного канала в ц

и-

линдр; М

sцi

– масса воздуха, поступаю

щего в

цилиндр; М

цвsi

– масса воздуха, ухо

дящего из

цилиндра через выпускные клапаны (утеч

ка

воздуха при продувке)

цвi

sвцi

цsвi





ПКВ



кг

МПа

НМТ

100

120

160

200

240

0,05

0,10

0,15

0,20

0,25

0,30

V,e



V,e



v,e

V,e

V,e



485

где p

, V

, 

– давление, объем и плотность продуктов сгорания в

надпоршневой полости в начале расчетного шага; к

тi

– показа-

тель адиабаты газов в начале расчетного участка; М

цвi

– эле-

ментарная масса газов, вышедших из надпоршневой полости в

выпускной канал; М

цsвi

– элементарная масса газов, вышедших

из надпоршневой полости во впускной канал; V

пi

– изменение

надпоршневого объема в течение расчетного промежутка време-

ни; М

sвцi

– элементарная масса продуктов сгорания, поступив-

ших на расчетном шаге из впускного канала в надпоршневую по-

лость.

В конце расчетного участка определяются

при р

 p

i+1

= p

–  p

;

i+1

= М

– М

цвi

– М

цsвi

;

при р

< p

i+1

= М

– М

цвi

+ М

цsвi

;

 

   

 









Схема алгоритма расчета процессов газообмена представле-

на на рис. 7.4 (глава 7).

После полного возвращения продуктов сгорания из впускно-

го канала в надпоршневую полость (точка m, 

= 25ПКВ) в

надпоршневую полость через впускной клапан начинает посту-

пать воздух, оттесняя продукты сгорания к выпускным клапанам.

При этом на границах потока воздуха, поступающего в надпорш-

невую полость, будет происходить частичное смешивание возду-

ха с продуктами сгорания. Численно учесть интенсивность сме-

шивания поступающего в надпоршневую полость воздуха с про-

дуктами сгорания с достаточной точностью практически нере-

ально. В двухтактных двигателях с направленным движением по-

тока поступающего воздуха (при клапанной продувке в направ-

лении днища поршня) удовлетворительные результаты расчетов

показателей газообмена достигаются, если примерно для 50–70 %

продолжительности процесса продувки расчет процесса продув-

ки выполнять в предположении двухзонной модели, а затем в

486

предположении «мгновенного» смешивания поступающего на

расчетном участке свежего заряда с газами в надпоршневой по-

лости. В данном случае расчет процесса продувки в предположе-

нии 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» смешива-

ния свежего заряда с газами в надпоршневой полости.

На начальном участке процесса продувки (двухзонная мо-

дель) изменение давления газов в надпоршневой полости на рас-

четном участке определяем по зоне с продуктами сгорания:

























iis

iisi

VMM

пц

цв

, (14.11)

где

– объем свежего заряда в надпоршневой полости;





sis

RTр





– плотность свежего заряда, поступившего в над-

поршневую полость, при давлении в надпоршневой полости

(предполагается полное торможение поступившей массы свежего

заряда);



– элементарная масса свежего заряда, поступив-

шего в надпоршневую полость на расчетном участке.

В конце расчетного участка определяются

 давление:

(i+1)

= p

(i)

–  p

;

 масса и температура оставшихся продуктов сгорания:

(i+1)

= М

(i)

– М

цвi

;

 

   

 









;

 масса и объем свежего заряда:

sц(i+1)

= М

sц(i)

+ М

sцi

;

   

isisis

ц1ц1ц







При значении угла поворота кривошипа 

= 75 ПКВ (точ-

ка n) примем, что поступивший свежий заряд и продукты сгора-

ния в надпоршневой полости «мгновенно» перемешались (темпе-

487

ратура и состав газов стали одинаковы по всему объему над-

поршневой полости). Тогда температуру образовавшейся смеси

определим из уравнения теплового баланса:

см

= Q

пр.сг

+ Q

св.зар

(14.12)

или

см

рm см

см

= М

пр.сг

рm пр.сг

пр.сг

+ М

св.зар

рm св.зар

; (14.13)

смсм

св.зарсв.зарпр.сгпр.сгпр.сг

см

spmpm

сМ

tсМtсМ





, (14.14)

где М

см

= М

пр.сг

+ М

св. зар

– масса смеси.

Затем вычисляем

 давление смеси и массовые доли компонентов смеси:

см

смсмсм

см

ТRМ

р  ; (14.15)

 массовую долю продуктов сгорания в смеси:

см

пр.сг

r 



; (14.16)

 массовую долю свежего заряда в смеси:



 r

см

св.зар

; (14.17)

Далее расчет процесса продувки выполняется в предполо-

жении «мгновенного» перемешивания поступившего в надпорш-

невую полость свежего заряда с газами в надпоршневой полости.

Изменение давления смеси газов в надпоршневой полости на

расчетном участке

 



















iisis

VMаM

пцвц

, (14.18)

где p

, V

, 

, к

– давление, объем, плотность и показатель адиаба-

ты смеси газов в начале расчетного участка;

iss

TTa



– коэффи-

циент, учитывающий влияние смешивания газов на изменение

давления.