Дьяченко В.Г. Теория двигателей внутреннего сгорания

Подождите немного. Документ загружается.

488

В конце расчетного участка определяем:

 давление смеси газов

(i+1)

= p

+  p

;

 количество и температуру смеси газов:

(i+1)

= М

+ М

sцi

– М

цвi

;

 

   

 









;

 количество свежего заряда, поступившего в надпоршне-

вую полость и ушедшего из цилиндра через выпускные клапаны

цsв(i+1)

sц (i+1)

= М

sцi

+ М

sцi

– (1 – r

i

)М

цвi

;

цsв(i+1)

= М

цsвi

+ (1 – r

i

)М

цвi

;

 количество продуктов сгорания, оставшихся в надпорш-

невой полости и ушедших из надпоршневой полости:

   

 











iii

rМММ

цв75пр.сг1пр.сг

в(i+1)

= М

– М

пр.сг(i+1)

;

 массовую долю продуктов сгорания в смеси:

 

1пр.сг







Расчет продувки продолжаем до момента закрытия клапанов

(точка e, V; 

e,

= 110 ПКВ). В данном примере масса смеси га-

зов в цилиндре в точке e, V М

= 231,210

–6

кг, масса свежего за-

ряда М

св.зар

= 200,110

–6

кг, масса остаточных газов М



= 31,110

–6

кг.

По данным расчета процесса продувки при принятых значе-

ниях давления наддува (p

= 0,15 МПа) и противодавления на вы-

пуске (p

= 0,104 МПа) показатели процессов газообмена будут

следующими:

489

 коэффициент наполнения, отнесенный к условиям окру-

жающей среды (р

= 0,1013 МПа, t

= 20 С) 

 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). Цик-

ловая подача топлива, соответствующая значению  = 1,3,

93,143,1

101,200

св.зар











В = 10,3110

–6

кг.

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 следую-

щие допущения:



–

Па



Км

Вт

500

1000

1500

2000

100

140

180

220

260

300

340

1,0

0,5

,ПКВ





e,d





Рисунок 14.5

– Индикаторная диаграмма двигателя с искровым зажиганием

и продолженным расширением:

S/D = 80/76; n = 5000 об/мин; 

= 7,36; 

= 17;

 = 1,3; 

= 175 ПКВ; 

= 

– 

= 25 ПКВ

490

 испарение топлива и его смешивание со смесью газов в

надпоршневой полости происходит в начале процесса сжатия

(точка V);

 часть теплоты (50 % от необходимого количества тепло-

ты для испарения топлива и нагрева паров топлива до температу-

ры смеси газов) отбирается от поверхности стенок камеры сгора-

ния, так как впрыск топлива осуществляется на поверхность сте-

нок камеры, температура которой превышает 300 С;

 состав и температура смеси газов в надпоршневой полос-

ти и камере сгорания одинаковы.

Тогда снижение температуры смеси газов составит, при-

мерно, 50 К (T

= 494 К), а снижение давления смеси газов –

0,1910

Па (р

= 2,0210

Па).

В действительности испарение пленки топлива с поверхно-

сти стенок камеры сгорания будет происходить в течение значи-

тельной 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 ка-

меры сгорания. Поэтому температура и состав смеси газов в ка-

мере сгорания при сжатии будут заметно отличаться от темпера-

туры и состава смеси газов в полости над поршнем. К концу про-

цесса сжатия объем камеры сгорания будет составлять свыше

80 % от суммарного надпоршневого объема и отличия по темпе-

ратуре 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):

















1кк

. (14.19)

Потери теплоты от газов в стенки надпоршневой полости на

расчетном участке (см. §3 главы 4)

491

























ксксггтт

ТТFТТFQ

iiii

 



ТТFТТF

ццпп





 , (14.20)

где





8,0

53,08,02,0

0т miii

CCTpDC



 – коэффициент теплоотда-

чи (в данных расчетах С

= 128, С

= 2,28); F

, F

к.с

, F

, Т

к.с

, Т

– 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 иск-

ровым зажиганием составляет 250–300 С. В расчетах примем

средние значения температуры поверхности стенок надпоршне-

вой полости одинаковыми и равными 275 С, суммарную пло-

щадь поверхности стенок надпоршневой полости при положении

поршня в ВМТ – 1110

–3

, шаг расчета – 1ПКВ. Площадь сте-

нок цилиндра определяем по значению расстояния от поверхнос-

ти головки цилиндра до поверхности днища поршня (F

= SD ).

Алгоритм расчета изменения давления рабочего тела в надпорш-

невой полости представлен на рис. 11.18 (глава 11).

Изменение давления рабочего тела и коэффициента тепло-

отдачи 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 рабоче-

го тела в стенки надпоршневой полости – 4,2 Дж (0,9 % от тепло-

ты 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 продолжитель-

ность процесса сгорания 

= 25 ПКВ (рис. 14.5), коэффициент

динамики процесса сгорания m = 2, т.е.

175

908,6







































еех

. (14.21)

492

Изменение давления рабочего тела в надпоршневой полости

на расчетном участке при сгорании-расширении будем опреде-

лять в начале процесса сгорания, исходя из однозонной модели

(до значения х

= 0,5), а затем, исходя из двухзонной модели, по

параметрам продуктов сгорания:



















iiх

1кк

, (14.22)

где

iixi

xxQBQ











6,453

нц

[Дж] – количество теплоты, выде-

лившейся на расчетном участке; х

– доля топлива, сгоревшего

на расчетном участке; Q

тi

= 

тi

+ F

кс

+ F

)(Т

– Т

ст

)





–

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 опре-

деляем по зависимости Г. Вошни (см. §3 главы 4):

 

8,0

п21

53,08,02,0

0т

















ppV

CCCTpDC

miii

, (14.23)

где С

, С

– коэффициенты, значения которых подбираются

по экспериментальным данным для подобных двигателей и по-

добных режимов работы двигателя из условия равенства значе-

ний 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 С

= 100, С

= 2,28 и

= 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 те-

ла (к концу процесса сгорания топлива – рис. 14.5). Работа рас-

ширения газов на участке индикаторной диаграммы, соответст-

вующей процессу сгорания и расширения, равна 341,6 Дж.

493

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:

= L

p (c-b)

– L

сж (

-c)

= 341,6 – 95 – 32,6 = 214 Дж.

Этому значению индикаторной работы соответствуют:

 индикаторный КПД

6,453

214

нц



= 0,472;

 индикаторная мощность

102144

5000





iii

LкN = 71,3 кВт.

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 (N

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 (

= 1,5). Расход

воздуха через двига-

тель с учетом утечки

воздуха при продув-

ке:

Рисунок 14.6 – Индикаторная диаграмма двигателя

с искровым зажиганием и продолженным

расширением

10

Па

V,e



e,d



100

150

200

250

300

350

494

14,01

101,200

5000

св.зар













кG = 0,0776 кг/с.

Удельная работа сжатия воздуха в нагнетателе

кг

кДж

6,36105,1293290

14,1

4,1

101

4,1

14,1

0ад











































Мощность, необходимая для привода нагнетателя,

7,0

6,360776,0

адвн





 lGN = 4,06 кВт.

Тогда эффективная мощность проектируемого двигателя





нмд

NNNN







= 71,3 – (12,2 + 4,06)  55 кВт;

механический КПД 71,355





NN = 0,772;

эффективный КПД 

= = 0,4720,772 = 0,364.

Для сравнительной оценки технико-экономических показа-

телей проектируемого двигателя и двигателя-прототипа (вихре-

камерный 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 низ-

кую степень сжатия ( = 7,36) чем у вихрекамерного дизеля ( =

= 23), заметно ниже (примерно на 30 %). В проектируемом двига-

теле достигается более эффективное преобразование теплоты

сгорания топлива в механическую работу. Ниже и выбросы ток-

сичных веществ (СО, C

) с отработавшими газами вследствие

более совершенных процессов смесеобразования и сгорания топ-

лива. Проектируемый двигатель будет заметно превосходить

вихрекамерный дизель не только по экономичности и выбросам

495

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 эксплуатацион-

ных 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-прото-

тип (ВАЗ-341)

Проектируемый

двигатель

1 2 3 4

1 Тип

4-х тактный

вихрекамерный

дизель

2-х тактный

с искровым

зажиганием

Мощность номинальная,

кВт

55 55

3 Число цилиндров 4 4

Номинальная частота вра-

щения коленчатого вала,

об/мин

4800 5000

Диаметр цилиндра



ход

поршня

76  80 76  80

6 Литраж, л 1,45 1,45

Степень сжатия



степень

расширения

23  23 7,36  17

8 Система топливоподачи

Мех. система

впрыска

Непосредст-

венный впрыск

Система воздухоснабже-

ния

Турбокомпрессор

Нагнетатель с

приводом от

коленчатого вала

10 Давление наддува, МПа 1,7 1,5

Коэффициент избытка воз-

духа 

1,5 1,3

496

Таблица 14.3 – Продолжение

1 2 3 4

Фазы газораспределения (при

зазоре  = 0,3 мм)

– открытие выпускных клапа-

нов

42ПКВ до НМТ 30ПКВ до НМТ

– закрытие выпускных клапа-

нов



ПКВ после

ВМТ

110



ПКВ после

НМТ

– открытие впускных клапа-

нов

12ПКВ до ВМТ 30ПКВ до НМТ

– закрытие впускных клапа-

нов



ПКВ после

НМТ

110



ПКВ после

НМТ

Удельный эффективный рас-

ход топлива на режиме номи-

нальной мощности кг/(кВтч)

0,290 0,225

Содержание токсичных ве-

ществ в отработавших газах

на режиме номинальной

мощности, млн

–1

– СО < 100 < 100

– C

< 500 < 100

– NO

< 900 < 900

15 Масса, кг 145



130

Контрольные вопросы и задания

1. Какие требования предъявляются к двигателю конкрет-

ного назначения (стационарного, судового, тепловозного, авто-

мобильного, тракторного)?

2. Обоснуйте современные тенденции развития двигателей

внутреннего сгорания.

3. Какие факторы определяют выбор частоты вращения ко-

ленчатого 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 за-

жиганием?

497

5. Какие факторы определяют выбор хода поршня и отно-

шения хода поршня к диаметру цилиндра?

6. Как влияют расположение и число цилиндров на удель-

ный 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 традици-

онным 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 пара-

метров 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 ла-

боратории 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 диа-

метру цилиндра на основные показатели тракторного дизеля: Ав-

тореф. канд. дисс. – Харьков: ХИМЭСХ, 1971. – 19 с.

8. Дьяченко В.Г. Дизель или двигатель с искровым зажига-

нием // Всеукраинский научно-технический журнал «Двигатели