Адиабатные двигатели


Адиабатные ДВС - реферат - скачать бесплатно

Министерство науки Российской Федерации Самарский государственный аэрокосмический университет имени академика С.П. Королва Кафедра теплотехники и тепловых двигателей Реферат Адиабатные ДВС Выполнили Игнатенко Р.А Латыш Д.К группа 243 Проверил Толстоногов А.П. Самара 2005 СОДЕРЖАНИЕ Введение 3 Применение керамических материалов в двигателестроении 4

Примеры конструктивного решения ЦПГ адиабатных двигателей 10 Двигатель Камминс 10 РОТОРНЫЙ СФЕРОИДАЛЬНЫЙ ДВС С ПРОТОЧНОЙ КАМЕРОЙ СГОРАНИЯ 14 Заключение 20 Источники 22 Введение Давно есть такая идея адиабатный двигатель. Повышение термического КПД двигателя путм повышения температуры рабочего процесса и снижения потерь энергии из-за необходимости

отводить тепло в систему охлаждения. На бензиновом двигателе это невозможно из-за детонации, на дизеле попроще, но тоже есть проблемы Существует две формулировки определения адиабатный двигатель. Адиабатный двигатель это тепловой двигатель, термодинамический процесс которого близок к адиабатному между системой, совершающей процесс, и окружающей средой отсутствует теплообмен. Элементы конструкции адиабатного двигателя должны быть изготовлены из жаропрочных материалов, а сам

он покрыт теплоизолирующей адиабатной оболочкой. Адиабатные двигатели это двигатели без системы охлаждения. Применение керамических материалов в двигателестроении Исследование керамики, как возможного конструкционного материала для двигателей внутреннего сгорания, начались в 50-е годы, когда американская фирма Chicago and Eastern Jllinois испытала керамические покрытия толщиной 0,1-0,2 мм на тепловозном двигателе

EMD-567. К настоящему времени накоплен большой опыт по изготовлению и испытанию керамических деталей в различных двигателях. Но, несмотря на то, что за последние 15-20 лет проведн большой объм научно-исследовательских работ во всех наиболее технически развитых странах, применение конструкционной керамики в двигателестроении ещ не вышло за рамки производственных экспериментов. Широкому применению керамических изделий в двигателестроении препятствует отсутствие керамических материалов,

которые удовлетворяли бы всей гамме требований, предъявляемых к ним. Они имеют ряд существенных недостатков, таких как низкая ударная вязкость и отсутствие пластичности, что обуславливает трудности формирования и получения изделий без внутренних дефектов пустот, трещин и т.п хрупкость, которая приводит к трещинообразованию и отколам в рабочих условиях, а также высокая стоимость деталей, изготовленных из керамических материалов, вследствие сложности применяемого оборудования

и процессов их изготовления и последующей механической обработки. Несмотря на эти недостатки керамические и керметные материалы по праву считаются материалами будущего для двигателестроения, и их изучению уделяется большое внимание. Это обусловлено тем, что целые классы керамических материалов, таких как оксидная, нитридная, карбидная керамика и др. имеют уникальное сочетание физико-механических свойств.

Основное достоинство керамических материалов заключается в том, что они могут эксплуатироваться при высоких температурах. К примеру, успехи в области технологии бескислородной керамики на основе SiC, Si3N4 и AlN, позволяют получить материалы с прочностью при изгибе более 1000 МПа при комнатной температуре, незначительно уменьшающейся при температурах 1300-1500 оС. Плотность этих материалов около 3,0-3,5х103 кгм3.

В то же время при температурах выше 1200 оС прочность жаропрочных сплавов падает практически до нуля при существенно более высокой плотности 7,5-8,0х103 кгм3. Ещ одно их немаловажное достоинство в том, что природные запасы керамических материалов неисчерпаемы, так как из них состоит практически вся земная кора. Вследствие того, что свойства керамических материалов мало изучены и, в настоящее время, создаются

все новые керамические материалы и композиты на их основе, номенклатура этих материалов для двигателестроения очень многообразна и окончательно не определена. Можно встретить самые разнообразные прогнозы. Так на симпозиуме, проведнном секцией Технология материалов Общества немецких инженеров в 1985 году в Баден-Бадене, отмечалось, что, исходя из свойств керамических материалов, для изготовления цилиндровых втулок и поршней следует применять диоксид циркония

PSZ и спечнный нитрид кремния SSN, для впускных и выпускных каналов титанат алюминия Al2TiO5 и для деталей турбокомпрессора спечнные нитрид Si3N4 и карбид SiC кремния. Французские специалисты придерживаются такого же мнения, отмечая при этом перспективность применения сплавов PSZ диоксид циркония не только на основе циркония, но и на основе титаната алюминия. Peter W Hartmut H и Manfred C. также выделяют для двигателестроения двуокись циркония

и бескислородную керамику, такую, как, к примеру, алюминиево-магниевый силикат AMS. Японские специалисты кроме чисто керамических материалов уделяют также большое внимание композиционным материалам, содержащим керамические элементы только в виде усиливающей арматуры. Японские фирмы Riken и Showa Denko разработали целое семейство композиционных Al-сплавов под общей маркой Shorik. Большое внимание изучению керамических материалов уделяется и в

США. В армейском центре по исследованию материалов и механики, совместно с Мичиганским университетом были испытаны керамические материалы, содержащие хромоалюминиевое связывающее вещество с 10 гафние-циркониевой дисперсной фазой. После 500 часовой выдержки при температуре 1000 оС эти керамические материалы по механическим свойствам имели преимущества, по сравнению с магниево-циркониевым керамическим материалом.

Таким образом, большая номенклатура и недостаточное знание свойств керамических материалов не дают возможность выбрать какие-либо конкретные материалы из этого многообразия. Отсутствие достаточного теоретического обоснования выбора этих материалов для конкретных деталей приводит к необходимости, на данном этапе, в основном к экспериментальному изучению, как керамических материалов, так и деталей из них. Поэтому имеющиеся керамические или адиабатные двигатели внутреннего сгорания

носят, в первую очередь, демонстрационный характер. Исследования по созданию так называемого адиабатного двигателя можно разделить на четыре направления, каждое из которых имеет самостоятельное значение нанесение термобарьерных покрытий из керамических или керметных материалов на металлические детали создание отдельных деталей двигателя из керамических или керметных материалов создание минимально охлаждаемого двигателя создание полностью керамического

двигателя, не требующего охлаждения и смазки жидкими смазочными маслами. Нанесение термобарьерных покрытий из керамических или керметных материалов на металлические детали, как уже отмечалось, началось еще в 50-е годы, но до настоящего времени этот процесс находится на стадии исследований. В нашей стране наиболее изучен вопрос нанесения теплозащитных покрытий из различных керамических материалов на поршень и в несколько меньшей степени на клапана и крышку цилиндров.

Эффективность снижения температуры детали, при прочих равных условиях, зависит от теплопроводности материала покрытия. К тому же, как показали многочисленные испытания, керамические покрытия на днище поршня выполняют не только защитную функцию, но и выравнивают температуру по защищенному днищу поршня. Для дизеля типа 1Ч 10,513 максимальный градиент температур в радиальном направлении для чугунного поршня без покрытия равен 4,74 оСмм, а с покрытием 3,84 оСмм.

Керамическое покрытие из двуокиси циркония толщиной 0,1 мм уменьшает температурный градиент в осевом направлении в среднем на 20 , а при увеличении толщины до 0,4 мм дополнительно еще на 10 . При выборе толщины покрытия следует учитывать, что снижение температуры детали под покрытием происходит не пропорционально толщине покрытия. Так покрытие из двуокиси циркония толщиной 0,1 мм снижает температуру горячих точек на 45-50 оС. При увеличении толщины этого покрытия до 0,2 мм снижает температуру в этих

точках еще на 20 оС. Но при дальнейшем увеличении толщины этого покрытия с 0,8 до 0,9 мм температура поршня в этих же точках дополнительно снижается только на 5 оС. Подобные зависимости получены для различных типов дизелей и носят общий характер, что подтверждено реализацией различных расчтных методов и моделированием. Проводятся исследования по нанесению керамических покрытий на тарелки клапанов.

Так покрытие из двуокиси циркония толщиной 0,5-0,6 мм, нанеснное на тарелку клапана, снижает температуру в центре тарелки на 60 оС. Представляют интерес предлагаемые анизотропные покрытия, состоящие из чередующихся слов окиси алюминия и ковара, что позволяет не только снизить температуру клапана, но и существенно выравнить е от центра к кромкам клапана. Теплоизоляция деталей камеры сгорания дизеля керамическими покрытиями оказывает существенное влияние на рабочий процесс.

Это влияние не однозначно и зависит главным образом от того, достаточно ли будет при этом количество воздуха для сгорания впрыснутого в дизель топлива. Таким образом, теплоизоляция камеры сгорания керамическими покрытиями целесообразна в основном для двигателей с наддувом. При испытании в ЦНИДИ одноцилиндрового отсека 1Ч1822 с деталями камеры сгорания, имеющими керамическое покрытие, эффективный расход топлива при оптимальном режиме снизился на 6,80-9,52 гкВтч,

на номинальном режиме до 40,80 гкВтч при 25 нагрузке. Испытания покрытий проводились также на разврнутом дизеле 6ЧН1518 с газотурбинным наддувом. Они показали, что при неизменном оп28 градусов поворота коленчатого вала покрытие улучшает экономичность на 6,26 гкВтч по всей нагрузочной характеристике, а при оп32 градуса поворота коленчатого вала расход топлива снизился на 10,88-13,60 гкВтч. Исследования в области нанесения защитных покрытий показали,

что наиболее технологическим методом является плазменное напыление. Так, например, компания FCS США в течение последних пяти лет наносит керамическое покрытие на детали дизелей, образующих камеру сгорания. Двигатели с керамическим покрытием отработали уже более 20 тыс. ч, что свидетельствует о прочности покрытия. Американское бюро по судостроению рекомендовало тонкое керамическое покрытие, толщиной 0,381 мм, компании

FCS для деталей судовых дизелей. С участием Департамента транспорта США были проведены испытания дизеля, установленного на буксире. Керамическое покрытие имели днища поршней, выхлопные клапана и крышки цилиндров. Дизель проработал в течение двух лет около 14 тыс. ч. Во время испытаний дизель с керамическим покрытием работал более мягко, лучше принимал нагрузку, развивал

большую мощность и имел более низкий примерно на 5 удельный расход топлива. Период окупаемости дизеля снизился до шести месяцев, увеличился интервал между ремонтами дизеля. Анализ результатов испытаний дизеля показал, что тепловой барьер, создаваемый керамическим покрытием, снижает температуру металла и тем самым уменьшает термические напряжения в деталях. Результаты анализа индикаторных диаграмм показали, что керамическое покрытие сокращает период задержки

воспламенения, скорость нарастания давления, снижает величину максимального давления сгорания и сдвигает точку z вправо от ВМТ, что приводит к увеличению индикаторной работы, а, следовательно, и мощности дизеля. Эти изменения в рабочем процессе позволяют работать двигателю на более дешвом топливе, что дополнительно снижает эксплуатационные расходы примерно на 5 . Применение керамического покрытия на деталях двигателя также положительно влияет и на экологические показатели.

Так в двух малооборотных дизелях, мощностью по 19580 кВт каждый, металлокерамическое покрытие было нанесено на днища поршней и на огневую поверхность крышек цилиндров. Оба дизеля проработали более одного года на остаточном топливе вязкостью 600 сСт. Испытания двигателей показали, что выброс тврдых частиц снизился на 52 , а расход топлива на 5 , отработавшие газы были почти прозрачными. После разборки дизелей обнаружено, что покрытие имеет светлый песочный

цвет, без нагара или металлических отложений на поверхностях, образующих камеру сгорания. Толстые 0,5-0,15 мкм и сверхтолстые более 1,5 мкм покрытия, необходимые для деталей дизелей, могут успешно наноситься методом дугового плазменного напыления. ZrO2 является наиболее удобным материалом для нанесения покрытий этим методом на детали двигателя. Но поскольку фазовые превращения ZrO2 могут привести к увеличению е объма до 9 , в порошок добавляют

Y3O5 для стабилизации. Незащищнные кромки и разрывы покрытия быстро приводят к его разрушению. Для предотвращения этого было предложено заглублять покрытие в деталь. Это решение успешно апробировано в двигателе, имеющим толщину покрытия до 7 мм. Таким образом, керамические покрытия деталей камеры сгорания не только снижают теплонапряженность деталей, но и приводят к улучшению топливной экономичности двигателя.

Основное внимание исследований направлено на повышение работоспособности покрытия и предотвращение его отслаивания во время работы. Вторым направлением является создание отдельных деталей двигателя из керамических материалов, которые, наряду с нанесением термобарьерных покрытий, в настоящее время бурно развивается. Этому способствует не только заинтересованность в повышении экономичности и долговечности двигателя, но и возможность изучения керамических и керметных материалов в реальных рабочих условиях,

что дат возможность корректировать их состав и технологию изготовления. При создании адиабатного двигателя возник ряд проблем, на решение которых направлены усилия многих фирм и научно-исследовательских центров всех высокоразвитых стран. Одна из них, это получение и обработка керамических материалов. Кроме того, что этот процесс дорогой и сложный сам по себе, он дат ещ и нестабильные результаты.

Например, отмечается значительный разброс физико-механических характеристик частично стабилизированной двуокиси циркония, производимой различными способами многими фирмами Японии, США, Австралии и других стран. Поэтому одной из основных задач является разработка методов неразрушающего контроля для керамических материалов, которые позволили бы обнаруживать дефекты, линейные размеры которых находятся в пределах 10-100 мкм. Анализ математической модели адиабатного двигателя показал, что тепловой

поток через стенку камеры сгорания уменьшается не пропорционально изменению коэффициента теплопроводности материала стенки, а значительно в меньшей степени. И снижение теплоотвода через стенку, допустим с 13 до 8 от вводимого с топливом количества теплоты, а один цикл повышает индикаторный КПД цикла лишь на 1,2 . К примеру, рассмотрим распространение теплового потока через чугунную и керамическую стенки толщиной 10

мм при средней температуре газов в цилиндре двигателя tg800 оС и температуре охлаждающей воды или воздуха tcool80 оС. Коэффициент теплоотдачи от горячего газа в стенку принят равным 1200 ккалмчК. В случае охлаждения водой коэффициент теплоотдачи наружной стенки 25000 ккалмчК, а в случае неподвижного воздуха он не превышает 50 ккалмчК. Вычислим тепловой поток как стационарный по следующей формуле Принимаем коэффициент теплопроводности чугунной стенки 44 ккалмхчхК, а керамической стенки 8 ккалмхчхК.

Принимая эти исходные данные для случая водяного охлаждения видно, что, несмотря на то, что коэффициент теплопроводности керамической стенки в 5,5 раза меньше, чем коэффициент теплопроводности чугунной стенки, тепловой поток Q падает с 155х103 до 130х103 Вт, то есть не более чем на 16 . В связи с этим представляет интерес модель теплового потока в двигателе, предложенная С. Фурухамой рис. 1-8. Из этой модели вытекает важный вывод при создании адиабатного двигателя без водяного

охлаждения от керамических материалов, в первую очередь, требуется жаростойкость, так как хорошим теплоизолятором является окружающий воздух, а керамика будет служить как жаропрочный материал. Примеры конструктивного решения ЦПГ адиабатных двигателей Двигатель Камминс У адиабатного двигателя цилиндр и его головка не охлаждаются, поэтому потери теплоты за счт охлаждения отсутствуют. Сжатие и расширение в цилиндре происходят без теплообмена со стенками,

т.е. адиабатически, аналогично циклу Карно. Практическая реализация такого двигателя связана со следующими трудностями. Для того чтобы тепловые потоки между газами и стенками цилиндра отсутствовали, необходимо равенство в каждый момент времени температуры стенок температуре газов. Такое быстрое изменение температуры стенок в течение цикла практически невозможно. Можно было бы реализовать близкий к адиабатному цикл, если обеспечить температуру стенок на протяжении

цикла в пределах 700-1200 С. Материал стенок при этом должен сохранять работоспособность в условиях такой температуры, и, кроме того, необходима теплоизоляция стенок для устранения отвода от них тепла. Обеспечить такую среднюю температуру стенок цилиндра можно лишь в его верхней части, которая не находится в соприкосновении с головкой поршня и его кольцами и, следовательно, не требует смазки. При этом, однако, невозможно обеспечить, чтобы горячие газы не омывали смазываемую часть стенок цилиндра

при движении поршня к НМТ. В то же время можно предположить создание цилиндра и поршня, не нуждающихся в смазке. Дальнейшие трудности связаны с клапанами. Впускной клапан частично охлаждается поступающим при впуске воздухом. Это охлаждение происходит за счт повышения температуры воздуха и, в конечном итоге, приводит к потере части эффективной мощности и КПД двигателя. Теплопередача к клапану при сгорании может быть значительно

уменьшена теплоизоляцией тарелки клапана. У выпускного клапана температурные условия работы значительно тяжелее. Горячие газы, выходящие из цилиндра, имеют в месте перехода тарелки клапана в стержень высокую скорость и сильно нагревают клапан. Поэтому для получения эффекта адиабатности требуется теплоизоляция не только тарелки клапана, но и его стержня, отвод теплоты от которых осуществляется охлаждением его седла и направляющей. Кроме того, весь выпускной канал в головке цилиндров должен быть теплоизолирован

с тем, чтобы через его стенки головке не передавалась теплота отработавших газов, выходящих из цилиндра. Как уже упоминалось, при ходе сжатия сначала от горячих стенок цилиндра нагревается относительно холодный воздух. Далее в процессе сжатия температура воздуха повышается, направление теплового потока меняется на противоположное, и теплота от нагретых газов передается стенкам цилиндра. В конце адиабатного сжатия достигается большее в сравнении со сжатием в обычном двигателе значение

температуры газа, но на это расходуется больше энергии. Меньше энергии затрачивается, когда воздух при сжатии охлаждается, поскольку для сжатия меньшего вследствие охлаждения объма воздуха необходимо меньшее количество работы. Таким образом, охлаждение цилиндра при сжатии улучшает механический КПД двигателя. При ходе расширения, напротив, целесообразно теплоизолировать цилиндр или подводить теплоту

к заряду в начале этого такта. Два указанных условия являются взаимоисключающими, и реализовать их одновременно невозможно. Охлаждение воздуха при сжатии можно осуществить в двигателях внутреннего сгорания с наддувом, подавая воздух после его сжатия в компрессоре в радиатор промежуточного охлаждения. Подвод теплоты к воздуху от стенок цилиндра в начале расширения возможен в ограниченной степени. Температуры стенок камеры сгорания адиабатного двигателя весьма высоки, что вызывает нагрев воздуха,

поступающего в цилиндр. Коэффициент наполнения, и, следовательно, мощность такого двигателя будут ниже, чем у двигателя с принудительным охлаждением. Этот недостаток устраним с помощью турбонаддува, использующего энергию отработавших газов часть этой энергии можно передавать непосредственно на коленчатый вал двигателя через силовую турбину турбокомпаундный двигатель. Горячие стенки камеры сгорания адиабатного двигателя обеспечивают воспламенение на них топлива, что предопределяет использование в таком двигателе дизельного

рабочего процесса. При совершенной теплоизоляции камеры сгорания и цилиндра температура стенок увеличивалась бы до достижения на глубине около 1,5 мм от поверхности средней температуры цикла, т.е. составила бы 800-1200 С. Такие температурные условия обусловливают высокие требования к материалам цилиндра и деталей, образующих камеру сгорания, которые должны быть жаропрочными и обладать теплоизоляционными свойствами. Цилиндр двигателя, как уже отмечалось, должен смазываться.

Обычные масла употребимы до температуры 220 С, при превышении которой возникает опасность пригорания и потери упругости поршневых колец. Если головка цилиндра изготовлена из алюминиевого сплава, то прочность такой головки быстро уменьшается уже при достижении температуры 250-300 С. Допустимая температура разогрева выпускного клапана составляет 900-1000 С. Этими значениями максимально допустимых температур необходимо руководствоваться при создании адиабатного

двигателя. Наибольший успех в развитии адиабатных двигателей достигнут фирмой Камминс США. Схема адиабатного двигателя, разработанного этой фирмой, изображена на рис. 75, где показаны теплоизолированные цилиндр, поршень и выпускной канал головки цилиндра. Температура отработавших газов в теплоизолированной выпускной трубе составляет 816 С. Присоединнная к выпускной трубе турбина, соединена с коленчатым валом через двухступенчатый редуктор,

снабжнный гасителем крутильных колебаний. Опытный образец адиабатного двигателя был создан на базе шестицилиндрового дизеля типа NH. Схематический поперечный разрез этого двигателя показан на рис. 76, а его параметры приведены ниже Число цилиндров 6 Диаметр цилиндра, мм 139,7 Ход поршня, мм 152,4 Частота вращения, мин-1 1900 Максимальное давление в цилиндре, МПа 13 Тип смазочного материала масло

Среднее эффективное давление, МПа 1,3 Массовое отношение воздухтопливо 271 Температура входящего воздуха, С 60 Ожидаемые результаты Мощность, кВт 373 Частота вращения, мин-1 1900 Эмиссия NOxCHx 6,7 Удельный расход топлива, гкВтч 170 Срок службы, ч 250 В конструкции двигателя широко использованы стеклокерамические материалы, обладающие высокой жаропрочностью.

Однако до настоящего времени обеспечить высокое качество и длительный срок службы деталей из этих материалов не удалось. Большое внимание было уделено созданию составного поршня, показанного на рис. 77. Керамическая головка поршня 1 соединена с его основанием 2 специальным болтом 3 с шайбой 4. Максимальная температура в середине головки достигает 930 С. От основания головка теплоизолирована пакетом тонких стальных прокладок 6 с сильно неровной и шероховатой

поверхностью. Каждый слой пакета из-за малой поверхности контакта обладает большим тепловым сопротивлением. Тепловое расширение болта компенсируется с помощью тарельчатых пружин 5. Но вот про керамику что-то в последнее время ничего не слышно. А ведь сколько было говорено про двигатели, целиком собранные из керамических деталей, лет двадцать назад. Предполагалось с помощью песка и глины убить всех зайцев сразу.

Только керамический силовой агрегат способен работать по адиабатному циклу. Чтобы не влезать в дебри теории, скажу, что адиабатному двигателю не требуется система охлаждения. Это значит, долой рубашку охлаждения, радиатор, водяной насос, охлаждающую жидкость и кучу патрубков. А вс, что осталось, в два раза легче по сравнению с такими же деталями из чугуна и стали. Однако не это главное. Термический КПД адиабатного двигателя на 60 выше, чем у мотора, изготовленного

по традиционной технологии. Словом, эффективность адиабатного двигателя такова, что будь он создан, можно надолго заморозить работы над водородными и прочими альтернативными технологиями, как потерявшими актуальность. Видимо, не обошлось тут без бравых военных. Керамический двигатель не обнаружишь никаким тепловым радаром. Собственно, прототипом для адиабатного двигателя Cummins служил как раз танковый дизель.

Вот военные в нужный момент и окружили гончарное дело завесой секретности. А гражданским если что и перепадает, так только мелочвка керамическая начинка катализаторов, термоизолирующие вставки, направляющие втулки клапанов и сами клапаны газораспределения, роторы турбокомпрессоров и изоляторы свечей зажигания. РОТОРНЫЙ СФЕРОИДАЛЬНЫЙ ДВС С ПРОТОЧНОЙ КАМЕРОЙ СГОРАНИЯ Проблема уменьшения динамических нагрузок в механизме

ДВС сводится к уменьшению энергии, закольцованной в возвратно-поступательном, качательно-вращательном и других видах движений, обеспечивающих круговой рабочий цикл. Уменьшение инерционных нагрузок позволит при неизменных прочности и массе механизма увеличить передаваемую им полезную нагрузку. Можно ввести коэффициент полезной нагрузки КПН механизма, выразив его как отношение максимального крутящего момента, передаваемого механизмом,

к максимальному моменту сил инерции, возникающих при этом КПНММин. Это же соотношение можно применить к каждому звену механизма для оценки эффективного его использования. Задача повышения КПН как механизма в целом, так и отдельных звеньев хорошо решается в роторно-поршневых двигателях некоторых схем Ванкеля, например и в газотурбинных двигателях, а также в предлагаемом двигателе. Желательно также уменьшить неравномерность полезной нагрузки в течение цикла, что можно выразить коэффициентом

неравномерности цикла как отношение среднего индикаторного давления к максимальному давлению КНЦРzPi. В этом смысле предпочтительнее процессы, приближнные к изобарному, однако для обеспечения высокого КПД при этом следует также увеличить степень расширения по отношению к степени сжатия, как это делается в газотурбинных двигателях и некоторых поршневых например, двигатель Mazda Xedos 9. Как показано ниже, это реализовано в предлагаемом двигателе.

И, наконец, в механизме ДВС следует уменьшать количество избыточных кинематических связей, наличие которых повышает требования к точности изготовления и сборки, жесткости конструкции, а также к сохранению гарантированных эксплуатационных зазоров. Двигатели с традиционным кривошипно-шатунным механизмом, а также роторно-поршневые типа Ванкель обладают большим количеством избыточных связей. Отсутствуют они в газотурбинных двигателях при двухопорных валах и в предлагаемом двигателе.

Высокие требования в современных высокооборотных ДВС предъявляются к жсткости работы газораспределительного механизма ГРМ в смысле обеспечения соответствия действительных фаз расчтным, предотвращения отрыва кулачков и зависания клапанов. Большие усилия направляются на увеличение проходных сечений и обеспечение изменяемых фаз с целью увеличить коэффициент наполнения и КПД на разных режимах. Эти проблемы отсутствуют в роторных и газотурбинных двигателях и в значительной мере решены в предлагаемом

двигателе. Таким образом, с точки зрения эффективности механизма преобразования энергии газов в движение и ГРМ, перспективными являются роторные и газотурбинные двигатели. Однако не следует забывать о присущем всем роторным двигателям недостатке сложности и низкой эффективности уплотнений. Существенный недостаток газотурбинных двигателей резкое уменьшение КПД турбокомпрессора с увеличением степени повышения давления и пропорциональное ему уменьшение

КПД двигателя в целом. Путь преодоления этих недостатков в создании комбинированной рото-турбо-компрессорной силовой установки КРТКУ. В такой установке роторно-поршневой двигатель снабжается обособленной камерой сгорания проточного типа и выполняет роль компрессора и турбины высокого давления для газотурбинного двигателя иначе говоря, роль генератора газа. Отбор мощности может производиться как отдельно от любого из двигателей, так и совместно. Как показывают произведнные расчты, совместная работа двигателей позволяет

взаимно компенсировать их недостатки, обеспечив высокий КПД, экономичность и удельную мощность установки в целом. Для повышения КПД теплового процесса есть также несколько путей. В некоторых двигателях делают степень расширения больше степени сжатия. Например, в двигателе Mazda Xedos 9 это достигают изменением фаз газораспределения, укорачивая фазу

впуска. Однако при этом теряется часть рабочего объма и уменьшается поток рабочего тела иначе говоря, уменьшается коэффициент наполнения, приведнный к полному ходу поршня. Причм это происходит на режимах, близких к номинальному и максимальному, когда необходим максимальный поток рабочего тела. Применение наддува в этом случае способно лишь компенсировать потерю мощности. В предлагаемом двигателе разные степени сжатия и расширения обеспечиваются, во-первых, за счт разного

объма компрессорных и рабочих камер, а во-вторых, за счт изменения фаз газораспределения, однако это вызывает не сокращение фазы впуска, как в предыдущем примере, а увеличение фазы выпуска, наддув же увеличивает поток рабочего тела и мощность двигателя. Повышению КПД способствует также уменьшение тепловых потерь путем теплоизоляции основных деталей в так называемых адиабатных двигателях, однако эффект от этого невелик, потому что сжатие и расширение происходит в одном

объме, и тепло, сэкономленное при расширении, передатся сжимаемому газу. Кроме того, теплоизоляция головки традиционного двигателя ограничена возможностью перегрева размещнных в ней деталей газораспределения. В этом плане возможности предлагаемого двигателя гораздо шире, поскольку камера сгорания, компрессорная и рабочая части разделены, и можно произвести эффективную теплоизоляцию путем применения керамических деталей и покрытий, а из органов газораспределения в горячей зоне находятся

только каналы камеры сгорания, более устойчивые к перегреву, чем клапаны. Эффективным направлением в повышении КПД является повышение степени сжатия, однако оно ограничено порогом механической и тепловой напряженности деталей двигателя. Использование КРТКУ в режиме продувки камеры сгорания позволяет реализовать наибольшую общую степень сжатия при ограниченных максимальных давлении и температуре цикла и достичь повышения

КПД по сравнению с двигателями Отто и газотурбинными. Важной характеристикой двигателя является его токсичность. В современных быстроходных двигателях основными способами их улучшения являются совершенствование топливной аппаратуры и обеспечение оптимальных условий горения на разных режимах работы. Однако вследствие того, что горение в основном происходит в рабочем объме двигателя, где давление и

температура изменяются в широких пределах, обеспечить оптимальные условия на весь период горения невозможно имеется в виду то, что объм камеры сгорания раздельного или нераздельного типа мал по сравнению с рабочим объмом, а давление и температура горения мало отличаются от параметров в рабочем объме. Поскольку объм камеры сгорания в предлагаемом двигателе соизмерим с рабочим объмом, то два основных процесса горения изохорный и изобарный при продувке протекают с небольшими коэффициентами повышения

давления и температуры, что приближает их к оптимальным. Отводимое на горение время гораздо больше, чем у обычных двигателей, за счт увеличения времени пребывания заряда в камере сгорания и не ограничено пребыванием поршня у ВМТ. Горение в среде остаточных газов обеспечивает их догорание, что в других двигателях достигается применением систем рециркуляции и катализаторов. Важно также, что возможным становится непосредственное

измерение давления и температуры горения соответствующими датчиками для осуществления эффективного контроля. В большинстве двигателей реализуется какой-либо один из способов воздействия на параметры рабочего процесса в двигателях Отто это изменение количества топливно-воздушной смеси при поддержании коэффициента избытка воздуха 1 в дизелях это качественное изменение состава смеси при нерегулируемом количестве за исключением двигателей с регулируемым турбонаддувом.

В КРТКУ кроме одновременного применения указанных двух независимых контуров воздействия на рабочий процесс возможно осуществление третьего регулирование фактической степени сжатия или степени повышения давления изменением фаз газораспределения. Вс вышесказанное позволяет обеспечить оптимальные параметры горения, как на протяжении рабочего цикла, так и для различных режимов работы двигателя в целом, что делает его перспективным по снижению токсичности ОГ.

Преимущества комбинированных двигателей, главные из которых повышение КПД и удельной мощности, хорошо известны. Комбинированные двигатели в широком смысле характеризуются применением турбонаддува на входе и утилизации ОГ рабочей турбиной на выходе, причм в общем случае турбина не только приводит турбокомпрессор, но и отдат полезную мощность. Применение турбонаддува в настоящее время ограничено низким и средним до 0,2

МПа давлением наддува. Это обусловлено тем, что в существующих промышленных двигателях не регулируется степень сжатия, и при высоком наддуве происходят либо значительные перенапряжения как механические, так и тепловые при высоких значениях степени сжатия, либо ухудшение пусковых качеств и рабочих характеристик на малых нагрузках при малой степени сжатия. В настоящее время в НАМИ под руководством канд. техн. наук Зленко разработаны образцы двигателей с изменяемыми рабочим объмом

и степенью сжатия. Однако это осуществляется воздействием на силовую часть механизма, что вряд ли оправдано. В КРТКУ изменение фактической степени сжатия происходит без воздействия на силовую часть, а высокий наддув обеспечивает эффективную утилизацию ОГ рабочей турбиной и получение значительной полезной мощности без увеличения механической и тепловой напряженности с сохранением высоких эксплуатационных качеств. Таким образом, в схеме КРТКУ автор попытался реализовать многие перспективные направления развития

ДВС. Этим объясняются ее высокие расчтные параметры при Vраб1,2 л, Рк0,6 МПа, Рz6 МПа, Тz1700 К, n6000 обмин давление и температура газа перед турбиной Р1,0 МПа, Т1000 К полезная мощность двигателя Nд68 кВт, турбины Nт110 кВт полная мощность КРТКУ N178 кВт, КПД40. Если схему КРТКУ дополнить паровой утилизирующей установкой, общий

КПД увеличится. Это направление указано и разработано канд. техн. наук Некрасовым в статье Плюс цикл Ренкина для двигателя по схеме Баландина. Применение КРТКУ в этом случае позволит уменьшить габариты и удельный вес всей установки, а также более гибко изменять параметры е составляющих. Есть ряд специфических применений, где свойства КРТКУ оказываются особенно ценными.

Так, при создании дизеля, работающего на топливно-угольных ТУС и водо-угольных суспензиях ВУС в МВТУ им. Баумана автор работы Л.В. Грехов указывает на ряд возникших затруднений, как снижение удельной мощности двигателя, плохое воспламенение заряда, большая задержка воспламенения и длительность горения, а также формулирует ряд требований к конструкции двигателя, направленных на их преодоление необходимость высокого наддува более 0,22

МПа, наличие камеры сгорания с высокой интенсивностью движения заряда разделенного типа, уменьшение тепловых потерь применением теплоизолирующих покрытий. Конструкция КРТКУ в большой степени преодолевает указанные проблемы и отвечает сформулированным требованиям. Роторно-поршневой двигатель рис. 1,2 содержит составной корпус 1 со сферической внутренней поверхностью, внутри которого находятся два вала с роторами в виде сферических сегментов 2 и 3.

В каждом из роторов выполнены карманы, которые имеют возможность сообщаться с впускным 5 и выпускным 6 окнами, обеспечивая внешние фазы впуска и выпуска из двигателя, а также имеют возможность сообщаться с впускным каналом 7 в камеру сгорания 8 и выпускным каналом 9 из не. Между роторами и корпусом размещаются дисковые золотники 10 и 11 с вырезами напротив соответствующих окон и каналов, которые выполнены таким образом, что при повороте золотника изменяют площадь проходного

сечения соответствующего окна или канала. Валы в корпусе расположены таким образом, что их продольные оси пересекаются в центре корпуса под тупым углом, плоскость симметрии одного ротора перпендикулярна плоскости симметрии другого, а между роторами расположен диск 4, который разделяет внутренний объм двигателя на две компрессорные и две рабочие камеры. На одной поверхности диска выполнен цилиндрический прилив, который совмещается с вершиной ротора 2. На другой стороне диска выполнен цилиндрический паз, в котором

одной своей стороной расположена промежуточная пластина 12, а другая ее сторона совмещается с пазом в вершине ротора 3, причм продольные оси прилива и паза на сторонах диска взаимно перпендикулярны. Такой механизм обеспечивает отсутствие избыточных кинематических связей. 1 корпус 2 компрессорный ротор 3 рабочий ротор 4 диск 5 впускное окно 6 выпускное окно 7 впускной канал в камеру сгорания 8 камера сгорания 9 выпускной канал из камеры сгорания 10 впускной дисковый золотник 11

выпускной дисковый золотник 12 промежуточная пластина. При повороте роторов диск 4 совершает поворотно-колебательное движение между ними, изменяя объмы компрессорных и рабочих камер. Карман в роторе 2 открывает впускное окно 5, через которое рабочий газ поступает в одну из компрессионных камер рис. 3. Далее ротор 2 перекрывает окно 5 и сжимает газ. В это же время другой карман открывает впускной канал 7, через который сжатый газ из другой компрессионной

камеры поступает в камеру сгорания 8, где смешивается и сжимается вместе с оставшимися от предыдущего цикла газами рис. 3. При повороте вала на 180о камеры меняются местами. После того, как ротор 2 закроет канал 7, горение происходит в закрытой камере сгорания. Когда карман рабочего ротора 3 откроет выпускной канал 9, газ начнт выходить из камеры сгорания в один из рабочих объмов, где расширяется рис. 4. Когда канал 9 перекроется ротором 3, камера сгорания 8 закроется,

а газ адиабатически расширяется в рабочем объме. В это же время другой карман рабочего ротора открывает выпускное окно 6, и отработанные газы выталкиваются при уменьшении объма другой рабочей камеры рис. 4. При повороте вала на 180о камеры меняются местами. Фазы работы двигателя показаны на векторной и развернутой фазовых диаграммах рис. 5. Таким образом, двигатель работает по четырхтактному циклу впуск-сжатие-расширение-выпуск с добавлением

фаз впуска в камеру сгорания, горения и выпуска из камеры сгорания. За один поворот вала рабочий цикл повторяется дважды по разу для каждой пары камер. Поворачивая дисковые золотники на определенный угол, изменяем продолжительность соответствующих фаз газораспределения, вплоть до их совмещения в режиме продувки камеры сгорания, когда впуск, горение и выпуск происходят одновременно смещение фаз изображено стрелками на рис.

5. Это, в свою очередь, влияет на рабочие параметры двигателя, такие как давление, температура, мощность, эффективность и экономичность. Таким образом, определнные фазы газораспределения обеспечивают оптимальные параметры на разных режимах работы двигателя. Заключение Многие слышали про автомобиль японской фирмы Исудзу с двигателем из керамики. Достоинства его отнюдь не исчерпываются уменьшением расхода металла.

Главное существенное повышение КПД. В двигателях внутреннего сгорания можно превратить в полезную работу около 70 энергии израсходованного топлива, однако на практике эффективный КПД равен всего 28 38 процентам, т.е. вдвое меньше. Большая часть тепла теряется с охлаждающей водой, маслом, выхлопными газами. Эффективность термодинамического цикла существенно возрастает при повышении температуры газов в цилиндрах

двигателя. Однако при перегреве стенок цилиндров двигателя падает их прочность и стойкость. Можно охлаждать стенки, усилив наружное охлаждение, но тогда опять возрастут потери. Идеален так называемый адиабатный двигатель, от цилиндров которого не нужно отводить тепло. Применение керамических материалов и позволяет приблизиться к идеалу. Дело в том, что керамические материалы наподобие соединений кремния с углеродом или азотом карбиды

и нитриды кремния способны выдерживать температуры до 1500 градусов. Ныне уже научились изготавливать детали требуемой формы путм спекания и прессования керамических порошков. Остается еще добавить, что при температуре в камере сгорания 1200 градусов двигатель становится многотопливным. В нем можно использовать также керосин, различные спирты, синтетические соединения из угля и даже некоторые сорта мазута. Всем хорош этот двигатель, кроме одного, но очень важного показателя ресурса работы.

Пока он ещ очень мал. Разные модели выдерживают всего от 50 до 500 часов. Поэтому главным направлением увеличения КПД двигателей считается повышение температурного режима их работы, а в перспективе создание адиабатного двигателя, обеспечивающего максимальное использование теплоты сгораемого топлива без отвода тепла из активной зоны. Но для высокофорсированных теплонагруженных двигателей непригодны нефтяные масла, которые окисляются

уже при 120 оС. Для решения этой проблемы примерно с 1940 г. начали применяться антиокислительные присадки. Так, использование керамических материалов может получить широкое распространение в производстве двигателей внутреннего сгорания. Благодаря высокой жаропрочности керамики рабочая температура в них может быть увеличена до 1200-1370 С. В результате окажется возможным достижение КПД, равного 45. Важными достоинствами керамических двигателей станет их всеядность по отношению к составу

топлива, отсутствие необходимости создания системы охлаждения, меньшая инерционность и лучшие экологические параметры. Однако в настоящее время на пути повсеместной замены традиционных материалов керамическими стоит проблема устранения их хрупкости. По мере усугубления сырьевого дефицита задача преодоления этого недостатка керамик становится вс более актуальной и в будущем, несомненно, будет решена. Источники

2dip.su

адиабатический двигатель - это... Что такое адиабатический двигатель?

 адиабатический двигатель
  1. adiabatic engine

 

адиабатический двигатель Двигатель с минимально возможным отводом тепла из рабочего объёма. [А.С.Гольдберг. Англо-русский энергетический словарь. 2006 г.]

Тематики

  • энергетика в целом

EN

Русско-английский словарь нормативно-технической терминологии. academic.ru. 2015.

  • адиабатический градиент
  • адиабатический инвариант движения

Смотреть что такое "адиабатический двигатель" в других словарях:

  • адиабатический двигатель — Двигатель с минимально возможным отводом тепла из рабочего объёма. [А.С.Гольдберг. Англо русский энергетический словарь. 2006 г.] Тематики энергетика в целом EN adiabatic engine …   Справочник технического переводчика

  • адиабатический двигатель — adiabatinis variklis statusas T sritis Energetika apibrėžtis Vidaus degimo variklis, veikiantis be šilumos mainų su aplinka. atitikmenys: angl. adiabatic engine vok. adiabatischer Motor, m rus. адиабатический двигатель, m pranc. moteur… …   Aiškinamasis šiluminės ir branduolinės technikos terminų žodynas

  • Адиабатический процесс — Тепловые процессы Статья является частью одноименн …   Википедия

  • Межзвёздный прямоточный двигатель Бассарда — (поле коллектора показано видимым) Межзвёздный прямоточный двигатель Бассарда …   Википедия

  • Четырёхтактный двигатель — Работа четырёхтактного двигателя в разрезе. Цифрами обозначены такты Четырёхтактный двигатель  поршневой двигатель внутреннего сгорания, в котором рабочий процесс в каждом из цилиндров совершается за два оборота коленчатого вала, то есть за… …   Википедия

  • Паровой двигатель — Паровая машина  тепловой двигатель внешнего сгорания, преобразующий энергию нагретого пара в механическую работу возвратно поступательного движения поршня, а затем во вращательное движение вала. В более широком смысле паровая машина любой… …   Википедия

  • adiabatic engine — adiabatinis variklis statusas T sritis Energetika apibrėžtis Vidaus degimo variklis, veikiantis be šilumos mainų su aplinka. atitikmenys: angl. adiabatic engine vok. adiabatischer Motor, m rus. адиабатический двигатель, m pranc. moteur… …   Aiškinamasis šiluminės ir branduolinės technikos terminų žodynas

  • adiabatinis variklis — statusas T sritis Energetika apibrėžtis Vidaus degimo variklis, veikiantis be šilumos mainų su aplinka. atitikmenys: angl. adiabatic engine vok. adiabatischer Motor, m rus. адиабатический двигатель, m pranc. moteur adiabatique, m …   Aiškinamasis šiluminės ir branduolinės technikos terminų žodynas

  • adiabatischer Motor — adiabatinis variklis statusas T sritis Energetika apibrėžtis Vidaus degimo variklis, veikiantis be šilumos mainų su aplinka. atitikmenys: angl. adiabatic engine vok. adiabatischer Motor, m rus. адиабатический двигатель, m pranc. moteur… …   Aiškinamasis šiluminės ir branduolinės technikos terminų žodynas

  • moteur adiabatique — adiabatinis variklis statusas T sritis Energetika apibrėžtis Vidaus degimo variklis, veikiantis be šilumos mainų su aplinka. atitikmenys: angl. adiabatic engine vok. adiabatischer Motor, m rus. адиабатический двигатель, m pranc. moteur… …   Aiškinamasis šiluminės ir branduolinės technikos terminų žodynas

  • ПВРД — Воздушно реактивный двигатель (ВРД) тепловой реактивный двигатель, в качестве рабочего тела которого используется атмосферный воздух, нагреваемый за счёт химической реакции окисления горючего кислородом, содержащимся в самом рабочем теле. Впервые …   Википедия

normative_ru_en.academic.ru

ТОПЛИВНАЯ ЭКОНОМИЧНОСТЬ ДВС

ТОПЛИВНАЯ ЭКОНОМИЧНОСТЬ ДВС

ТОПЛИВНАЯ ЭКОНОМИЧНОСТЬ ДВС

ПОТЕРИ ТЕПЛОТЫ, ОТВОДИМОЙ В СИСТЕМУ ОХЛАЖДЕНИЯ И УНОСИМОЙ С ОТРАБОТАВШИМИ ГАЗАМИ

Большее количество тепловой энергии отводится от двигателя в систему охлаждения и уносится с отработавшими газами. Отвод теплоты в систему охлаждения необходим для того, чтобы воспрепятствовать пригоранию поршневых колец, обгоранию седел клапанов, задиру и заклиниванию поршня, растрескиванию головок цилиндров, возникновению детонации и т. п. Для отвода теплоты в атмосферу часть эффективной мощности двигателя расходуется на привод вентилятора и водяного насоса. При воздушном охлаждении мощность, расходуемая на привод вентилятора, выше из-за необходимости преодоления большого аэродинамического сопротивления, создаваемого оребрением головок и цилиндров.

Для снижения потерь важно выяснить, сколько теплоты необходимо отводить в систему охлаждения двигателя и каким способом можно уменьшить это количество. Г. Рикардо уделял этому вопросу большое внимание уже на начальном этапе развития двигателестроения. На экспериментальном одноцилиндровом двигателе с раздельными системами охлаждения для головки блока цилиндра и для цилиндра проводились опыты по измерению количества теплоты, отводимой в эти системы. Измерялось также количество теплоты, отводимой охлаждением в течение отдельных фаз рабочего цикла.

Время сгорания очень мало, но за этот период давление газов значительно возрастает, а температура достигает 2300—2500 °С. При сгорании в цилиндре интенсивно протекают процессы перемещения газов, способствующие теплоотдаче в стенки цилиндра. Теплоту, сэкономленную в этой фазе рабочего цикла, можно преобразовать в полезную работу в течение последующего хода расширения. При сгорании около 6 % тепловой энергии, содержащейся в топливе, теряется из-за теплопередачи стенкам камеры сгорания и цилиндра.

В течение хода расширения стенкам цилиндра передается около 7 % тепловой энергии топлива. При расширении поршень перемещается из ВМТ в НМТ и постепенно освобождает все большую поверхность стенок цилиндра. Однако лишь около 20 % теплоты, сэкономленной даже при продолжительном по времени ходе расширения, можно преобразовать в полезную работу.

Около половины теплоты, отводимой в систему охлаждения, приходится на такт выпуска. Отработавшие газы выходят из цилиндра с большой скоростью и имеют высокую температуру. Часть их теплоты отводится в систему охлаждения через выпускной клапан и выпускной канал головки цилиндра. Непосредственно за клапаном поток газов изменяет направление почти на 90°, при этом возникают вихри, что интенсифицирует теплоотдачу в стенки выпускного канала.

Отработавшие газы необходимо отводить из головки цилиндра кратчайшим путем, так как переданная ей их теплота заметно нагружает систему охлаждения и для ее отвода в окружающий воздух требуется использование части эффективной мощности двигателя. В период выпуска газов в систему охлаждения отводится около 15 % теплоты, содержащейся в топливе. Тепловой баланс бензинового двигателя приведен в табл. 8.

Таблица 8. Тепловой баланс бензинового двигателя

Составляющие теплового баланса

Доля в балансе %

Теплота преобразованная в полезную работу

 

32

Теплота отведенная в систему охлаждения:

   

   в фазе сгорания

6

 

   при ходе расширения

7

 

   при ходе выпуска

15

 

Общая

28

28

Теплота, отведенная с отработавшими газами и излучением

 

40

Итого

 

100

У дизельного двигателя условия отвода теплоты другие. Вследствие более высокой степени сжатия температура газов на выходе из цилиндра гораздо ниже. По этой причине количество теплоты, отведенное во время хода выпуска, меньше и составляет в ряде случаев около 25 % всей теплоты, отданной в систему охлаждения.

Давление и температура газов при сгорании в дизеле выше, чем у бензинового двигателя. Совместно с большими скоростями вращения газов в цилиндре эти факторы способствуют увеличению количества теплоты, передаваемой стенкам камеры сгорания. В процессе сгорания эта величина составляет около 9 %, а при ходе расширения - 6 %. За время хода выпуска в систему охлаждения отводится 9 % энергии, содержащейся в топливе. Тепловой баланс дизеля приведен в табл. 9.

Таблица 9. Тепловой баланс дизеля

Составляющие теплового баланса

Доля в балансе %

Теплота преобразованная в полезную работу

 

45

Теплота отведенная в систему охлаждения:

   

   в фазе сгорания

8

 

   при ходе расширения

6

 

   при ходе выпуска

9

 

Общая

23

23

Теплота, возникающая при трении поршня

 

2

Теплота, отведенная с отработавшими газами и излучением

 

30

Итого

 

100

Теплота, возникающая при трении поршня о стенки цилиндра у бензинового двигателя, составляет около 1,5 %, а у дизеля - около 2 % от ее общего количества. Эта теплота также отводится в систему охлаждения. Следует учесть, что приведенные примеры представляют результаты измерений, выполненных на исследовательских одноцилиндровых двигателях, и не характеризуют автомобильные двигатели, а служат лишь для демонстрации различий в тепловых балансах бензинового двигателя и дизеля.

ТЕПЛОТА, ОТВОДИМАЯ В СИСТЕМУ ОХЛАЖДЕНИЯ

Системой охлаждения отводится около 33 % тепловой энергии, содержащейся в используемом топливе. Уже на заре развития двигателей внутреннего сгорания начались поиски путей преобразования хотя бы части теплоты, отводимой в систему охлаждения, в эффективную мощность двигателя. В то время широко и достаточно эффективно применялся паровой двигатель с теплоизолированным цилиндром и поэтому, естественно, стремились применить этот метод теплоизоляции и для двигателя внутреннего сгорания. Опыты в этом направлении проводили крупные специалисты, такие, например, как Р. Дизель. Однако в ходе опытов выявились значительные проблемы.

В применяемом в двигателях внутреннего сгорания кривошипном механизме давление газов на поршень и сила инерции поступательно-движущихся масс прижимают поршень к стенке цилиндра, что при высокой скорости поршня требует обеспечения хорошего смазыванияя этой трущейся пары. Температура масла при этом не должна превышать допустимых границ, что ограничивает в свою очередь температуру стенки цилиндра. Для современных моторных масел температура стенки цилиндра не должна быть выше 220 °С, в то время как температура газов в цилиндре при сгорании и ходе расширения на порядок выше, и цилиндр по этой причине необходимо охлаждать.

Другая проблема связана с поддержанием нормальной температуры выпускного клапана. Прочность стали при высокой температуре падает. При использовании специальных сталей в качестве материала выпускного клапана его максимально допустимая температура может быть доведена до 900 °С.

Температура газов в цилиндре при сгорании достигает 2500-2800 °С. Если бы теплота, передаваемая стенкам камеры сгорания и цилиндра, не отводилась, то их температура превысила бы допустимые значения для материалов, из которых изготовлены эти детали. Теплота, отводимая охлаждением через стенки камеры сгорания, рассчитывается по формуле

где: S - площадь охлаждаемой поверхности, м-1; t - перепад температур между стенкой камеры сгорания и газом, °С; - коэффициент теплоотдачи, Дж/м2·c·град.; - время, с.

Установить значение - коэффициента теплоотдачи от газов к стенкам достаточно сложно, поскольку он в значительной мере зависит от скорости газа около стенки. В камере сгорания определить эту скорость практически невозможно, так как она меняется в течение всего рабочего цикла. Точно так же сложно определить перепад температур между стенкой цилиндра и воздухом. При впуске и в начале сжатия воздух холоднее, чем стенки цилиндра и камеры сгорания, и поэтому теплота передается от стенки воздуху. Начиная с некоторого положения поршня при такте сжатия, температура воздуха становится выше температур стенок, и тепловой поток изменяет направление, т. е. теплота передается от воздуха стенкам цилиндра. Расчет теплопередачи при таких условиях представляет собой задачу большой сложности.

Резкие изменения температуры газов в камере сгорания оказывают влияние и на температуру стенок, которая на поверхности стенок и глубине менее 1,5-2 мм колеблется в течение одного цикла, а глубже - устанавливается на некотором среднем значении. При расчетах теплопередачи именно это среднее значение температуры нужно принимать для наружной поверхности стенки цилиндра, с которой теплота передается охлаждающей жидкости.

Поверхность камеры сгорания включает в себя не только принудительно охлаждаемые детали, но и днище поршня, тарелки клапанов. Теплоотдача в стенки камеры сгорания тормозится слоем нагара, а в стенки цилиндра - масляной пленкой. Головки клапанов должны быть плоскими, чтобы под воздействием горячих газов находилась минимальная площадь. При открывании впускной клапан охлаждается потоком входящего заряда, тогда как выпускной клапан в процессе работы сильно нагревается отработавшими газами. Стержень этого клапана защищен от воздействия горячих газов длинной направляющей, доходящей почти до его тарелки.

Как уже отмечатось, максимальная температура выпускного клапана ограничена температурной прочностью материала, из которого он изготовлен. Теплота от клапана отводится главным образом через его седло к охлаждаемой головке цилиндра и отчасти через направляющую, которую также необходимо охлаждать. У выпускных клапанов, работающих в тяжелых температурных условиях, стержень делается полым и частично заполняется натрием. Когда клапан нагрет, натрий находится в жидком состоянии, и поскольку он не заполняет всю полость стержня, то при движении клапана интенсивно перемещается в ней, отводя тем самым теплоту от тарелки клапана к его направляющей и далее - в охлаждающую среду.

Тарелка выпускного клапана имеет наименьший перепад температур с газами в камере сгорания и поэтому при сгорании ему передается относительно небольшое количество теплоты. Однако при открывании выпускного клапана теплопередача от потока отработавших газов к тарелке клапана весьма велика, что и определяет его температуру.

АДИАБАТНЫЕ ДВИГАТЕЛИ

У адиабатного двигателя цилиндр и его головка не охлаждаются, поэтому потери теплоты за счет охлаждения отсутствуют. Сжатие и расширение в цилиндре происходят без теплообмена со стенками, т. е. адиабатически, аналогично циклу Карно. Практическая реализация такого двигателя связана со следующими трудностями.

Для того чтобы тепловые потоки между газами и стенками цилиндра отсутствовали, необходимо равенство в каждый момент времени температуры стенок температуре газов. Такое быстрое изменение температуры стенок в течение цикла практически невозможно. Можно было бы реализовать близкий к адиабатному цикл, если обеспечить температуру стенок на протяжении цикла в пределах 700-1200 °С. Материал стенок при этом должен сохранять работоспособность в условиях такой температуры, и, кроме того, необходима теплоизоляция стенок для устранения отвода от них тепла.

Обеспечить такую среднюю температуру стенок цилиндра можно лишь в его верхней части, которая не находится в соприкосновении с головкой поршня и его кольцами и, следовательно, не требует смазки. При этом, однако, невозможно обеспечить, чтобы горячие газы не омывали смазываемую часть стенок цилиндра при движении поршня к НМТ. В то же время можно предположить создание цилиндра и поршня, не нуждающихся в смазке.

Дальнейшие трудности связаны с клапанами. Впускной клапан частично охлаждается поступающим при впуске воздухом. Это охлаждение происходит за счет повышения температуры воздуха и, в конечном итоге, приводит к потере части эффективной мощности и КПД двигателя. Теплопередача к клапану при сгорании может быть значительно уменьшена теплоизоляцией тарелки клапана.

У выпускного клапана температурные условия работы значительно тяжелее. Горячие газы, выходящие из цилиндра, имеют в месте перехода тарелки клапана в стержень высокую скорость и сильно нагревают клапан. Поэтому для получения эффекта адиабатности требуется теплоизоляция не только тарелки клапана, но и его стержня, отвод теплоты от которых осуществляется охлаждением его седла и направляющей. Кроме того, весь выпускной канал в головке цилиндров должен быть теплоизолирован с тем, чтобы через его стенки головке не передавалась теплота отработавших газов, выходящих из цилиндра.

Как уже упоминалось, при ходе сжатия сначала от горячих стенок цилиндра нагревается относительно холодный воздух. Далее в процессе сжатия температура воздуха повышается, направление теплового потока меняется на противоположное, и теплота от нагретых газов передается стенкам цилиндра. В конце адиабатного сжатия достигается большее в сравнении со сжатием в обычном двигателе значение температуры газа, но на это расходуется больше энергии.

Меньше энергии затрачивается, когда воздух при сжатии охлаждается, поскольку для сжатия меньшего вследствие охлаждения объема воздуха необходимо меньшее количество работы. Таким образом, охлаждение цилиндра при сжатии улучшает механический КПД двигателя. При ходе расширения, напротив, целесообразно теплоизолировать цилиндр или подводить теплоту к заряду в начале этого такта. Два указанных условия являются взаимоисключающими и реализовать их одновременно невозможно.

Охлаждение воздуха при сжатии можно осуществить в двигателях внутреннего сгорания с наддувом, подавая воздух после его сжатия в компрессоре в радиатор промежуточного охлаждения.

Подвод теплоты к воздуху от стенок цилиндра в начале расширения возможен в ограниченной степени. Температуры стенок камеры сгорания адиабатного двигателя

весьма высоки, что вызывает нагрев воздуха, поступающего в цилиндр. Коэффициент наполнения, и, следовательно, мощность такого двигателя будут ниже, чем у двигателя с принудительным охлаждением. Этот недостаток устраним с помощью турбонаддува, использующего энергию отработавших газов; часть этой энергии можно передавать непосредственно на коленчатый вал двигателя через силовую турбину (турбокомпаундный двигатель).

Горячие стенки камеры сгорания адиабатного двигателя обеспечивают воспламенение на них топлива, что предопределяет использование в таком двигателе дизельного рабочего процесса.

При совершенной теплоизоляции камеры сгорания и цилиндра температура стенок увеличивалась бы до достижения на глубине около 1,5 мм от поверхности средней температуры цикла, т.е. составила бы 800-1200 °С. Такие температурные условия обусловливают высокие требования к материалам цилиндра и деталей, образующих камеру сгорания, которые должны быть жаропрочьными и обладать теплоизоляционными свойствами.

Цилиндр двигателя, как уже отмечалось, должен смазываться. Обычные масла употребимы до температуры 220 °С, при превышении которой возникает опасность пригорания и потери упругости поршневых колец. Если головка цилиндра изготовлена из алюминиевою сплава, то прочность такой головки быстро уменьшается уже при достижении температуры 250-300 °С Допустимая температура разогрева выпускного клапана составляет 900-1000 °С. Этими значениями максимально допустимых температур необходимо руководствоваться при создании адиабатного двигателя.

Наибольшие успеха в развитии адиабатных двигателей достигнуты фирмой “Камминс” (США). Схема адиабатного двигателя, разработанного этой фирмой, изображена на рис. 75, где показаны теплоизолированные цилиндр, поршень и выпускной канал головки цилиндра. Температура отработавших газов в теплоизолированной выпускной трубе составляет 816 °С. Присоединенная к выпускной трубе турбина соедичвена с коленчатым валом через двухступенчатый редуктор, снабженный гасителем крутильных колебаний.

Опытный образец адиабатного двигателя был создан на базе шестицилиндрового дизеля типа NH. Схематический поперечный разрез этого двигателя показан на рис. 76, а его параметры приведены ниже:

Число цилиндров ............................................... 6 Диаметр цилиндра, мм ...................................... 139,7 Ход поршня, мм ................................................. 152,4 Частота вращения, мин-1 .................................. 1900 Максимальное давление в цилиндре, МПа ..... 13 Тип смазочного материала ............................... Масло Среднее эффективное давление, МПа ............... 1,3 Массовое отношение воздух/топливо ............... 27 : 1 Температура входящего воздуха , °С ................ 60

Ожидаемые результаты

Мощность, кВт ............................................. 373 Частота вращения, мин-1 ............................. 1900 Эмиссия NOx + CHx ..................................... 6,7 Удельный расход топлива, г/(кВт ч) .......... 170 Срок службы, ч ............................................ 250

В конструкции двигателя широко использованы стекло-керамические материалы, обладающие высокой жаропрочностью. Однако до настоящего времени обеспечить высокое качество и длительный срок службы деталей из этих материалов не удалось.

Большое внимание было уделено созданию составного поршня, показанного на рис. 77. Керамическая головка поршня 1 соединена с его основанием 2 специальным болтом 3 с шайбой 4. Максимальная температура в середине головки достигает 930 °С. От основания головка теплоизолирована пакетом тонких стальных прокладок 6 с сильно неровной и шероховатой поверхностью. Каждый слой пакета из-за малой поверхности контакта обладает большим тепловым сопротивлением. Тепловое расширение болта компенсируется с помощью тарельчатых пружин 5.

ОТВОД ТЕПЛОТЫ В ВОЗДУХ И ЕГО РЕГУЛИРОВАНИЕ

Отвод теплоты системой охлаждения вызывает не только потери тепловой энергии, которая могла бы быть реализована в работу, но также и прямые потери части эффективной мощности двигателя, вследствие привода вентилятора и водяного насоса. Отвод теплоты с охлаждаемой поверхности S в воздушную среду зависит от перепада температур между этой поверхностью и воздухом t, а также от коэффициента теплоотдачи охлаждающей поверхности в воздух . Этот коэффициент не меняется сколько-нибудь значительно независимо от того, образована ли охлаждающая поверхность пластинами радиатора системы жидкостного охлаждения или ребрами деталей двигателя воздушного охлаждения. Прежде всего рассмотрим двигатели с системами жидкостного охлаждения.

Количество охлаждающего воздуха тем меньше, чем больше теплоты отводится в единицу его объема, т. е. чем больше будет нагреваться охлаждающий воздух. Этог требует равномерного распределения воздуха по всей охлаждающей поверхности и максимального перепада температур между ней и воздухом. В радиаторе системы жидкостного охлаждения создаются условия, при которых охлаждаемая поверхность имеет почти равномерное поле температур, а температура охлаждающего воздуха по мере движения его через радиатор постепенно повышается, достигая максимального значения на выходе из него. Перепад температур между воздухом и охлаждаемой поверхностью постепенно уменьшается. На первый взгляд кажется, что предпочтителен глубокий радиатор, поскольку в нем воздух нагревается больше, однако следует рассмотреть этот вопрос с энергетической позиции.

Коэффициент теплоотдачи поверхности а представляет собой сложную зависимость от ряда факторов, однако наибольшее влияние на его величину оказывает скорость потока воздуха около охлаждающей поверхности. Связь между ними можно представить соотношением ~ 0,6-0,7.

При увеличении скорости воздуха на 10 %, отвод теплоты увеличивается лишь на 7%. Скорость потока воздуха пропорциональна его расходу через радиатор. Если конструкция радиатора не меняется, то для увеличения количества отводимого тепла на 7 % следует увеличить частоту вращения вентилятора на 10 %, поскольку подаваемое вентилятором количество воздуха прямо зависит от нее. Давление воздуха при постоянной площади сечения вентилятора зависит от второй степени его частоты вращения, а мощность привода вентилятора пропорциональна ее третьей степени. Таким образом, при увеличении частоты вращения вентилятора на 10 % мощность привода увеличивается на 33 %, что имеет отрицательные последствия, проявляющиеся в ухудшении механического КПД двигателя.

Зависимость количества охлаждающего воздуха от количества отводимой теплоты, а также от увеличения давления воздуха и мощности привода вентилятора показана на рис. 78. С позиции уменьшения затрат энергии эта номограмма очень полезна. Если лобовую поверхность радиатора увеличить на 7 %, то пропорционально увеличиваются площади проходного сечения и охлаждающей поверхности радиатора, и, следовательно, количество охлаждающего воздуха достаточно увеличить на те же 7 %, чтобы отвести на 7 % больше теплоты, т. е. как и в описанном выше примере. При этом мощность вентилятора повышается лишь на 22,5 % вместо 33 %. Если расход воздуха через вентилятор V z увеличить на 20 % (точка и стрелки 1 на рис. 78), то количество отведение и теплоты Q, пропорциональное V z0,3, возрастет на 11,5 %. Изменение расхода воздуха увеличением частоты вращения вентилятора на те же 20 % приводит к увеличению давления воздушного потока на 44 %, а мощность привода вентилятора — на 72,8 %. Для увеличения теплоотвода на 20 % тем же путем следует увеличить расход воздуха на 35,5% (точка и пунктирные стрелки 2 на рис. 78), что влечет за собой рост давления воздуха на 84 %, а мощность привода вентилятора — почти в 2,5 раза (на 149 %). Поэтому выгоднее увеличить лобовую поверхность радиатора, чем при тех же радиаторе и вентиляторе увеличивать частоту вращения последнего.

Если радиатор разделить по его глубине на две равные части, то в передней перепад температур t1 будет больше, чем в задней t2, и, следовательно, передняя часть радиатора будет охлаждаться воздухом сильнее. Два радиатора, получаемые при разделении одного на две части, по глубине будут иметь меньшие сопротивления потоку охлаждающего воздуха. Поэтому слишком глубокий радиатор невыгоден для применения.

Радиатор должен быть изготовлен из материала с хорошей теплопроводностью и его сопротивления потокам воздуха и жидкости должны быть небольшими. Масса радиатора и объем находящейся в нем жидкости должны быть также невелики, так как это важно для быстрого прогрева двигателя и включения системы отопления в автомобиле. Для современных легковых автомобилей с низкой передней частью кузова требуются радиаторы небольшой высоты.

Для минимизации энергетических затрат важно достичь высокого КПД вентилятора, для чего используется направляющий воздуховод, имеющий небольшой зазор по наружному диаметру крыльчатки вентилятора. Крыльчатка вентилятора часто делается из пластмассы, что гарантирует точную форму профиля лопаток, их гладкую поверхность и малую шумность. При высоких частотах вращения такие лопатки деформируются, снижая тем самым расход воздуха, что весьма целесообразно.

Высокая температура радиатора повышает его КПД. Поэтому в настоящее время применяют герметизированные радиаторы, избыточное давление в которых повышает температуру кипения охлаждающей жидкости и, следовательно, температуру всей матрицы радиатора, который может быть меньших размеров и более легким.

Для двигателя воздушного охлаждения действуют те же закономерности, что и для двигателя жидкостного охлаждения. Разница состоит в том, что ребра деталей двигателя воздушного охлаждения имеют более высокую температуру, чем матрица радиатора, поэтому на отвод такого же количества теплоты при воздушном охлаждении требуется меньшее количество охлаждающего воздуха. Это преимущество имеет большое значение при эксплуатации автомобилей в условиях жаркого климата. В табл. 10 приведены режимы работы двигателей жидкостного и воздушного охлаждения при изменении температуры окружающего воздуха от 0 до 50 °С. Для двигателя жидкостного охлаждения степень охлаждения уменьшается на 45,5 %, тогда как у двигателя воздушного охлаждения в тех же условиях - только на 27,8 %. Для двигателя жидкостного охлаждения это означает более громоздкую и более энергоемкую систему охлаждения. Для двигателя воздушного охлаждения достаточна небольшая переделка вентилятора.

Таблица 10. Эффективность охлаждения двигателя системами жидкостного и воздушного охлаждения в зависимости от внешней температуры

Вид охлаждения, °С

Жидкостная

Воздушная

Температура охлаждающей поверхности

110

180

Температура охлаждающего воздуха

0

0

Разница температур

110

180

Температура охлаждающего воздуха

50

50

Разница температур

60

130

Ухудшение режима при температуре 50 °С по сравнению с 0 °С, %

45,5

27,5

Регулирование охлаждения дает большую экономию энергии. Охлаждение можно отрегулировать так, чтобы оно было удовлетворительным при максимальной нагрузке двигателя и при максимальной температуре воздуха. Но при более низкой температуре окружающей среды и частичной нагрузке двигателя такое охлаждение, естественно, является избыточным и для снижения износа и механического КПД двигателя необходимо вновь отрегулировать охлаждение. У двигателей жидкостного охлаждения это обычно делают дросселированием потока жидкости через радиатор. В этом случае потребляемая мощность вентилятора не изменяется, и с энергетической точки зрения такое регулирование не приносит никакой выгоды. Например, для охлаждения двигателя мощностью 50 кВт при температуре 30 °С расходуется 2,5 кВт, а при температуре 0 °С и нагрузке двигателя 50 % от полной потребовалось бы лишь 0,23 кВт. При условии, что требуемое количество охлаждающего воздуха пропорционально перепаду температур между поверхностью радиатора и воздухом, при 50 %-ной нагрузке двигателя для его охлаждения достаточно также половины расхода воздуха, регулируемого частотой вращения вентилятора. Экономия энергии и, следовательно, расхода топлива при таком регулировании может быть достаточно значительной.

Поэтому регулированию охлаждения в настоящее время уделяется особое внимание. Наиболее удобное регулирование — изменение частоты вращения вентилятора, но для его осуществления необходимо иметь регулируемый привод.

Отключение привода вентилятора преследует ту же цель, что и изменение его частоты вращения. Для этого удобно применять электромагнитную муфту, включаемую термостатом в зависимости от температуры жидкости ( или головки цилиндра). Если муфта включается термостатом, то регулирование осуществляется не только в зависимости от температуры окружающей среды, но и от нагрузки двигателя, что весьма эффективно.

Выключение вентилятора при помощи вязкостной муфты производится несколькими способами. В качестве примера рассмотрим вязкостную муфту фирмы “Холсет” (США).

При наиболее простом способе используется ограничение передаваемого момента. Поскольку с ростом частоты вращения момент, необходимый для вращения вентилятора, увеличивается, то увеличивается также и пробуксовка вязкостной муфты, и при некотором значении потребляемой мощности вентилятора его частота вращения уже более не повышается (рис. 79). Частота вращения вентилятора с нерегулируемым клиноремеиным приводом от коленчатого вала двигателя увеличивается пропорционально частоте вращения двигателя (кривая Б), тогда как в случае привода вентилятора через вязкостную муфту его частота растет лишь до величины hv = 2500 мин-1 (кривая вращения Анерегулируемым приводом, растет пропорционально третьей ). Мощность, потребляемая вентилятором с степени частоты вращения и на режиме максимальной мощности составляет 8,8 кВт. У вентилятора, приводимого через вязкостную муфтувращения увеличивается, как отмечено, до 2500 мин-1, и , частота требуемая на режиме мощность вентилятора составляет 2 кВт. Поскольку в вязкостной муфте при 50 %-ной пробуксовке в теплоту дополнительно рассеивается еще 1 кВт, то общая экономия энергии на приводе вентилятора составляет снижает расход топлива. Такое регулирование охлаждения 5,8 кВт, однако и это можно считать удовлетворительнымрасход воздуха не растет прямо пропорционально частоте , так как вращения двигателя искорости движения сохраняется рост скоростного напора , кроме того, с повышением воздуха, содействующего охлаждению двигателя.

Другой тип вязкостной муфты фирмы “Холсет” обеспечивает регулирование теплового режима двигателя дополнительно и от температуры окружающего воздуха (рис. 80). От ранее рассмотренной эта муфта отличается тем, что объем жидкости в ней, передающий крутящий момент, зависит от внешней температуры. Картер муфты разделен перегородкой 5 (см. рис. 81) на камеру ведущего диска 1 и камеру резервного объема 2, соединенные между собой клапаном 3. Клапан управляется биметаллическим термостатом 4 в зависимости от температуры воздуха. Черпачок 6, прижатый к диску пружиной, служит для сброса жидкости с диска и ускорения перетекания ее из камеры диска в объем 2. Часть жидкости постоянно находится в камере ведущего диска и способна передавать вентилятору небольшой крутящий момент. При температуре воздуха 40 °С, например, максимальная частота вращения вентилятора составляет 1300 мин-1, а потребляемая мощность - не более 0,7 кВт. При нагревании двигателя биметаллический термостат открывает клапан, и часть жидкости поступает в камеру ведущего диска. По мере роста проходного сечения клапана поступающее в камеру диска количество жидкости увеличивается и при полном открытии клапана уровень ее в обеих половинах одинаков. Изменение передаваемого при этом крутящего момента и частоты вращения вентилятора показано кривыми А 2 (см. рис. 80).

В этом случае максимальная частота вращения вептилятора составляет 3200 мин-1, а потребляемая мощность увеличивается до 3,8 кВт. Максимальное открытие клапана соответствует температуре окружающего воздуха, равной 65 °С. Описанным регулированием охлаждения двигателя можно снизить расход топлива в легковых автомобилях на 1 л/100 км.

Мощные двигатели имеют еще более совершенные системы регулирования охлаждения. У дизелей “Татра” привод вентилятора осуществляется через гидромуфту, объем масла в которой регулируется термостатом в зависимости от температур отработавших газов и окружающего воздуха. Показания датчика температуры в выпускном трубопроводе зависят в основном от нагрузки двигателя и, в меньшей степени, от его частоты вращения. Запаздывание этого датчика очень невелико, поэтому регулирование охлаждения с его помощью более совершенно.

Регулирование охлаждения частотой вращения вентилятора относительно легко осуществляется в двигателе внутреннего сгорания любого типа; при этом уменьшается общий шум, издаваемый автомобилем.

При переднем расположении двигателя поперек автомобиля механический привод вентилятора вызывает некоторые трудности и поэтому чаще применяют электропривод вентилятора. В этом случае регулирование охлаждения весьма упрощается. Вентилятор с электроприводом не должен иметь большой потребляемой мощности, поэтому стремятся использовать эффект охлаждения скоростным напором воздуха при движении автомобиля, поскольку с увеличением нагрузки двигателя скорость легкового автомобиля и, следовательно, скоростной напор обтекающего его воздуха растут. Электропривод вентилятора работает только в течение короткого времени при преодолении затяжных подъемов или же при высокой температуре окружающего воздуха. Расход охлаждающего воздуха через вентилятор регулируется включением электродвигателя с помощью термостата,

Если радиатор расположен далеко от двигателя, например в автобусе с задним расположением двигателя, то вентилятор обычно имеет гидрообъемный привод. Приводимый двигателем автобуса гидронасос подает масло под давлением поршневой гидродвигатель с качающейся шайбой. Такой привод более сложен и его применение целесообразно в двигателях большой мощности.

ИСПОЛЬЗОВАНИЕ ТЕПЛОТЫ, УНОСИМОЙ С ОТРАБОТАВШИМИ ГАЗАМИ

Отработавшие газы двигателя содержат значительное количество тепловой энергии. Ее можно использовать, например, для отопления автомобиля. Подогрев воздуха отработавшими газами в газовоздушном теплообменнике системы отопления опасен из-за возможности прогорания или негерметичности его трубок. Поэтому для переноса теплоты используют масло или другую незамерзающую жидкость, нагреваемую отработавшими газами.

Еще целесообразнее использовать отработавшие газы для привода вентилятора системы охлаждения. При больших нагрузках двигателя отработавшие газы имеют наиболее высокую температуру, а двигатель нуждается в интенсивном охлаждении. Поэтому использование турбины, работающей на отработавших газах для привода вентилятора системы охлаждения, весьма целесообразно и в настоящее время начинает находить применение. Такой привод может автоматически регулировать охлаждение, хотя это достаточно дорого.

Более приемлемым с точки зрения стоимости можно считать эжекционное охлаждение. Отработавшие газы отсасывают из эжектора охлаждающий воздух, который смешивается с ними и отводится в атмосферу. Такое устройство дешево и надежно, так как не имеет никаких движущихся деталей. Пример эжекционной системы охлаждения показан на рис. 82.

Эжекционное охлаждение было с успехом применено в гоночных автомобилях “Татра” и в некоторых специализированных автомобилях. Недостатком системы является высокий уровень шума, так как отработавшие газы необходимо непосредственно подводить в эжектор, а расположение глушителя шума за ним вызывает трудности.

Основным способом использования энергии отработавших газов служит их расширение в турбине, которая наиболее часто используется для привода центробежного компрессора наддува двигателя Ее можно использовать также и для других целей, например, для упомянутого привода вентилятора; в турбокомпаундных двигателях она непосредственно соединяется с коленчатым валом двигателя.

В двигателях, использующих в качестве топлива водород, теплоту отработавших газов, а также отведенную в систему охлаждения можно использовать для нагревания гидридов, извлекая тем самым содержащийся в них водород. При таком способе эта теплота аккумулируется в гидридах, и при новой заправке гидридных баков водородом она может быть использована в различных целях для нагревания воды, отопления зданий и т. д.

Энергию отработавших газов частично применяют для улучшения наддува двигателя, используя возникающие колебания их давления в выпускном трубопроводе. Использование колебаний давления состоит в том, что после открывания клапана в трубопроводе возникает ударная волна давления, со скоростью звука проходящая до открытого конца трубопровода, отражающаяся от него и возвращающаяся к клапану в виде волны разрежения. За время открытого состояния клапана волна может несколько раз пройти по трубопроводу. При этом важно, чтобы к фазе закрывания выпускного клапана к нему пришла волна разрежения, способствующая очистке цилиндра от отработавших газов и продувке его свежим воздухом. Каждое разветвление трубопровода создает препятствия на пути волн давления, поэтому наиболее выгодные условия использования колебаний давления создаются в случае индивидуальных трубопроводов от каждого цилиндра, имеющих равные длины на участке от головки цилиндра до объединения в общий трубопровод.

Скорость звука не зависит от частоты вращения двигателя, поэтому во всем ее диапазоне чередуются благоприятные и неблагоприятные с точки зрения наполнения и очистки цилиндров условия режима работы. На кривых мощности двигателя Ne и его среднего эффективного давления pe это проявляется в виде “горбов”, что хорошо видно на рис. 83, где изображена внешняя скоростная характеристика двигателя гоночного автомобиля фирмы “Порше”. Колебания давления используют также и во впускном трубопроводе: приход волны давления к впускному клапану, особенно в фазе его закрывания, способствует продувке и очистке камеры сгорания.

Если с общим выпускным трубопроводом соединяется несколько цилиндров двигателя, то число их должно быть не более трех, а чередование работы - равномерным с тем, чтобы выпуск отработавших газов из одного цилиндра не перекрывал и не влиял на процесс выпуска из другого. У рядного четырехцилиндрового двигателя два крайних цилиндра обычно объединяются в одну общую ветвь, а два средних цилиндра - в другую. У рядного шестицилиндрового двигателя эти ветви образованы соответственно тремя передними и тремя задними цилиндрами. Каждая из ветвей имеет самостоятельный вход в глушитель, или на некотором расстоянии от него ветви объединяются и организуется их общий ввод в глушитель.

ТУРБОНАДДУВ ДВИГАТЕЛЯ

При турбонаддуве энергия отработавших газов используется в турбине, приводящей центробежный компрессор для подачи воздуха в двигатель. Большая масса воздуха, поступающая в двигатель под давлением из компрессора, способствует повышению удельной мощности двигателя и снижанию его удельного расхода топлива. Двухступенчатые сжатие воздуха и расширение отработавших газов, осуществляемые в двигателе с турбонаддувом, позволяют получить высокий индикаторный КПД двигателя.

Если для наддува применяют компрессор с механическим приводом от двигателя, то вследствие подачи большего количества воздуха возрастает лишь мощность двигателя. При сохранении такта расширения только в цилиндрах двигателя отработавшие газы выходят из него под высоким давлением, и если они в дальнейшем не используются, то это вызывает повышение удельного расхода топлива.

Степень наддува зависит от назначения двигателя. При более высоких давлениях наддува воздух в компрессоре сильно нагревается и на входе в двигатель его необходимо охлаждать. В настоящее время турбонаддув применяют в основном в дизелях, повышение мощности которых на 25-30 % не требует большого форсирования по давлению наддува, и охлаждение двигателя при этом не вызывает трудностей. Такой способ повышения мощности дизеля применяют чаще всего.

Увеличение количества поступающего в двигатель воздуха позволяет работать на бедных смесях, что снижает выход СО и СНx. Так как мощность дизелей регулируется подачей топлива, а подаваемый воздух не дросселируется, то при частичных нагрузках используются очень бедные смеси, что способствует уменьшению удельного расхода топлива. Воспламенение бедной смеси в дизелях с наддувом не вызывает трудностей, так как оно происходит при высоких температурах воздуха. Продувка камеры сгорания подаваемым воздухом в дизелях допустима, поскольку в отличие от бензинового двигателя уноса топлива в выпускной трубопровод в них нет.

У дизеля с наддувом степень сжатия обычно несколько уменьшают с тем, чтобы ограничить максимальное давление в цилиндре. Более высокие давления и температура воздуха в конце такта сжатия уменьшают задержку воспламенения, и жесткость работы двигателя становится меньше.

У дизелей с турбонаддувом определенные проблемы существуют при необходимости быстро увеличить мощность двигателя. При нажатии на педаль управления рост подачи воздуха вследствие инерции турбокомпрессора отстает от увеличения подачи топлива, поэтому вначале двигатель работает на обогащенной смеси с повышенной дымностью и лишь через некоторый промежуток времени состав смеси достигает требуемого значения. Длительность этого периода зависит от момента инерции ротора турбокомпрессора. Попытка свести инерцию ротора до минимума уменьшением диаметра рабочих колес турбины и компрессора влечет за собой необходимость увеличения частоты вращения турбокомпрессора до 100 000 мин. Такие турбокомпрессоры имеют небольшие размеры и массу, пример одного из них приведен на рис. 84. Чтобы получить высокие обороты турбокомпрессора, применяют турбины центростремительного типа. Теплопередача от корпуса турбины к корпусу компрессора должна быть минимальна, поэтому оба корпуса хорошо теплоизолируются друг от друга. В зависимости от числа цилиндров и схемы объединения их выпускных трубопроводов турбины имеют один или два входа для отработавших газов. Дизель с наддувом благодаря утилизации энергии отработавших газов дает возможность достичь очень низкого удельного расхода топлива. Напомним, что тепловые балансы двигателей внутреннего сгорания приведены в табл. 1 и 2.

Для легковых автомобилей недостатком дизельного двигателя является его большая масса. Поэтому создаваемые новые дизели для легковых автомобилей базируются, в основном, на высокооборотных бензиновых двигателях так как использование высоких частот вращения позволяет уменьшить массу дизеля до приемлемой величины.

Расход топлива у дизеля особенно при движении в городе на режимах частичных нагрузок заметно меньше. Дальнейшее развитие этих дизелей связано с турбонаддувом, в условиях которого содержание вредных углеродосодержащих компонентов в отработавших газах снижается, а его работа становится мягче. Увеличение NOx вследствие более высоких температур сгорания может быть уменьшено рециркуляцией отработавших газов. Стоимость дизельного двигателя выше, чем бензинового, однако при недостатке нефти его применение более выгодно, так как из нефти может быть из! словлено больше дизельного топлива, чем высокооктанового бензина

Турбонаддув бензиновых двигателей имеет некоторые особенности Температура отработавших raws бензиновых двигателей выше, это предъявляет более высокие требования к материалу лопзток турбины, однако не является фактором, ограничивающим применение наддува Воспламенение очень бедных смесей бензина с воздухом происходит с труюм, поз! ому необходимо регулировать колп-чесшо подаваемого воздуха, что особенно важно при высоких частотах сращения, когда компрессор подает большое количество воздуха. В отличие от дизеля, где регулирование мощности производится уменьшением подачи топлива, в бензиновом двигателе аналогичный метод неприменим, так как состав смеси был бы на этих режимах настолько бедным, что воспламенение не было бы гарантировано. Поэтому подача воздуха на режимах максимальной частоты вращения турбокомпрессора должна быть ограничена. Существует несколько способов такого ограничения. Наиболее часто используют перепуск отработавших газов через специальный канал мимо турбины, тем самым снижая частоту вращения турбокомпрессора и подаваемое им количество воздуха. Схема такого регулирования дана на рис. 85.

Отработавшие газы из двигателя поступают в выпускной трубопровод 10, а затем через турбину 11 в глушитель шума выпуска 12. При максимальной нагрузке и высокой частоте вращения двигателя давление во впускном канале 7, передаваемое через канал 15, открывает клапан перепуска 13, через который отработавшие газы по трубопроводу 14 поступают непосредственно в глушитель, минуя турбину. В турбину поступает меньшее количество отработавших газов, и подача воздуха компрессором 4 во впускной канал 6 уменьшается в 6-8 раз. (Конструкция клапана перепуска отработавших газов показана на рис. 86.)

Рассмотренный способ регулирования подачи воздуха имеет тот недостаток, что снижение мощности двигателя при отпускании педали управления двигателем не происходит мгновенно и длится, кроме того, дольше, чем падает частота вращения турбины. При повторном нажатии на педаль требуемая мощность достигается с задержкой, частота вращения турбокомпрессора медленно нарастает даже после закрытия перепускного канала. Такая задержка нежелательна при оживленном движении, при необходимости быстрого торможения и последующем быстром разгоне автомобиля. Поэтому применяют другой способ регулирования, а именно используют дополнительно и перепуск воздуха через байпасный канал компрессора 4.

Воздух поступает в двигатель через воздушный фильтр 1, регулятор состава смеси 2 фирмы “Бош” (ФРГ) типа “К-Джетроник”, управляющий топливными форсунками 9 (см. гл. 13), затем во впускной трубопровод 5, и далее компрессором 4 нагнетается во впускные каналы и патрубки 6 -5. При быстром отпускании педали управления компрессор еще вращается, и для снижения давления в канале 6 перепускной клапан 5 вакуумом во впускном патрубке 8 открывается, и воздух под давлением из канала 6 через тот же клапан 5 перепускается вновь в трубопровод 3 перед компрессором. Выравнивание давления происходит очень быстро, частота вращения турбокомпрессора при этом резко не падает. При следующем нажатии на педаль перепускной клапан 5 быстро закрывается, и компрессор с незначительной задержкой подает в двигатель воздух под давлением. Этот способ позволяет достичь полной мощности двигателя за доли секунды после нажатия на педаль управления.

Хорошим примером бензинового двигателя с наддувом служит двигатель “Порше 911” (ФРГ). Первоначально он представлял собой безнаддувный шестицилиндровый двигатель воздушного охлаждения с рабочим объемом 2000 см3, имевший мощность 96 кВт. В варианте исполнения с наддувом его рабочий объем был увеличен до 3000 см3, а мощность доведена до 220 кВт при соответствии требованиям к уровню шума и наличию вредных веществ в отработавших газах. Размеры двигателя при этом не увеличились. При разработке двигателя “911” был использован большой опыт, накопленный при создании двенадцатицилинд-рового гоночного двигателя модели “917”, который уже в 1978 г. развил мощность 810 кВт при частоте вращения 7800 мин-1 и давлении наддува 140 кПа. На двигателе было установлено два турбокомпрессора, его максимальный крутящий момент составлял 1100 Н·м, а масса - 285 кг. На режиме номинальной мощности двигателя подача воздуха трубокомпрессорами при частоте вращения 90 000 мин-1 составляла 0,55 кг/с при температуре воздуха 150-160 °С. При максимальной мощности двигателя температура отработавших газов достигала 1000-1100°С. Разгон гоночного автомобиля с места до 100 км/ч с этим двигателем длился 2,3 с. При создании этого гоночного двигателя была разработана совершенная система регулирования турбонаддува, что позволило добиться хороших динамических качеств автомобиля. Такая же схема регулирования была применена и в двигателе “Порше 911”.

При полном открытии дроссельной заслонки максимальное давление наддува в двигателе “Порше 911” клапана перепуска 13 (см. рис. 85) ограничивается 80 кПа. Это давление достигается уже при частоте вращения 3000 мин-1, в диапазоне частоты вращения двигателя 3000-5500 мин-1 давление наддува постоянно и температура воздуха за компрессором составляет 125 °С. При максимальной мощности двигателя величина продувки достигает 22 % от расхода отработавших газов. Предохранительный клапан, установленный во впускном канале, отрегулирован на давление 110-140 кПа, и при аварии клапана перепуска отработавших газов он отключает подачу топлива, ограничивая тем самым неконтролируемое увеличение мощности двигателя. При максимальной мощности двигателя подача воздуха компрессором составляет 0,24 кг/с. Степень сжатия, равная в безнаддувном двигателе е = 8,5, при введении наддува была снижена до 6,5. Кроме того, были применены выпускные клапаны с натриевым охлаждением, изменены фазы газораспределения и улучшена система охлаждения. При максимальной мощности двигателя частота вращения турбокомпрессора составляет 90 000 мин-1, при этом мощность турбины достигает 26 кВт. Автомобили, предназначенные на экспорт в США, должны отвечать требованиям, предъявляемым к содержанию вредных веществ в отработавших газах, и поэтому поставляемые в США автомобили “Порше 911” дополнительно оснащены двумя тепловыми реакторами, системой подачи вторичного воздуха н отработавшие газы для их дожигания, а также системой рециркуляции отработавших газов. Мощность двигателя “Порше 911” при этом уменьшается до 195 кВт.

В некоторых других системах регулирования турбонаддува, например системе АРС шведской фирмы СААБ, для регулирования давления наддува применена электроника. Ограничение давления наддува осуществляется клапаном, регулирующим поток отработавших газов через перепускной канал мимо турбины. Клапан открывается при возникновении разрежения во впускном трубопроводе, величина которого регулируется дросселированием потока воздуха между впускным трубопроводом и входом в компрессор.

Регулирующая разрежение в перепускном клапане дроссельная заслонка имеет электропривод, управляемый электронным устройством по сигналам датчиков давления наддува, детонации и частоты вращения. Датчик детонации представляет собой чувствительный пьезоэлектрический элемент, установленный в блоке цилиндров и обнаруживающий возникновение детонационных стуков. По сигналу этого датчика ограничивается разрежение в управляющей камере перепускного клапана.

Такая система регулирования турбонаддува позволяет обеспечить хорошие динамические качества автомобиля, необходимые, например, для быстрого обгона в условиях интенсивного движения. Для этого можно быстро перевести двигатель в режим работы с максимальным давлением наддува, так как детонация в относительно холодном, работавшем на частичной нагрузке, двигателе не возникает мгновенно. По истечении нескольких секунд, когда температуры возрастут и начнет появляться детонация, по сигналу датчика детонации управляющее устройство снизит давление наддува.

Достоинство такого регулирования состоит в том, что оно позволяет использовать в двигателе без каких-либо изменений топлива с различными октановыми числами. При применении топлива с октановым числом 91 двигатель СААБ с такой системой регулирования может работать длительное время с давлением наддува до 70 кПа. При этом степень сжатия этого двигателя, в котором применена аппаратура впрыска бензина “Бош К-Джетроник”, составляет е = 8,5. Успехи, достигнутые в уменьшении расхода топлива легковых автомобилей благодаря применению турбонаддува, способствовали его использованию и в мотоцикле-строении. Здесь следует назвать японскую фирму “Хонда”, которая впервые применила турбонаддув в двухцилиндровом двигателе жидкостного охлаждения модели “СХ 500” для повышения его мощности и снижения расхода топлива. Применение турбокомпрессоров в двигателях с малым рабочим объемом имеет ряд трудностей, связанных с необходимостью получения таких же давлений наддува, как в двигателях большой мощности, но при малых расходах воздуха. Давление наддува зависит в основном от окружной скорости колеса компрессора, а диаметр этого колеса определяется требуемой подачей воздуха. Необходимо, следовательно, чтобы турбокомпрессор имел очень высокую частоту вращения при малых диаметрах рабочих колес. Диаметр колеса компрессора в упомянутом двигателе “Хонда” объемом 500 см3 составляет 48,3 мм и при давлении наддува 0,13 МПа ротор турбокомпрессора вращается с частотой 180 000 мин-1. Максимально допустимая частота вращения этого турбокомпрессора достигает 240000 мин-1.

При увеличении давления наддура выше 0,13 МПа открывается клапан (рис 87) перепуска отработавших газов, управляемый давлением наддува в камере, и часть отработавших газов, минуя турбину, направляется в выпускной трубопровод, что ограничивает дальнейшее увеличение частоты вращения компрессора. Открывание клапана перепуска происходит при частоте вращения двигателя около 6500 мин-1 и при дальнейшем ее увеличении давление наддува уже не растет.

Количество впрыскиваемого форсункой топлива, требующегося для получения необходимого состава смеси, определяется вычислительным устройством, размещенным над задним колесом мотоцикла, которое также обрабатывает информацию датчиков температур поступающего воздуха и охлаждающей жидкости, датчика положения дроссельной заслонки, датчиков давлений воздуха, датчика частоты вращения двигателя.

Главное преимущество двигателя с наддувом проявляется в снижении расхода топлива при одновременном увеличении мощности двигателя. Мотоцикл “Хонда СХ 500” с безнаддувным двигателем потребляет 4,8 л/100 км, а тот же мотоцикл, оснащенный двигателем с наддувом модели “СХ 500 7Х — лишь 4,28 л/100 км. Масса мотоцикла “Хонда СХ 500 Г” составляет 248 кг, что более чем на 50 кг выше массы мотоциклов аналогичного класса с рабочим объемом двигателя 500-550 см3 (например, мотоцикл “Кавасаки KZ 550” имеет массу 190 кг). При этом, однако, динамические качества и максимальная скорость у мотоцикла “Хонда СХ 500 7” такие же, как у мотоциклов с вдвое большим рабочим объемом. Тормозная система при этом усовершенствована в связи с ростом скоростных качеств этого мотоцикла. Двигатель “Хонда СХ 500 Г” рассчитан на еще более высокие скорости и его максимальная частота вращения составляет 9000 мин-1.

Снижение среднего расхода топлива достигается также тем, что при движении мотоцикла со средней эксплуатационной скоростью давление во впускном трубопроводе равно атмосферному или даже несколько ниже его, т. е. использование наддува весьма незначительно. Лишь при полном открытии дроссельной заслонки и, следовательно, росте количества и температуры отработавших газов увеличивается частота вращения турбокомпрессора, давление наддува и благодаря этому повышается мощность двигателя. Некоторое запаздывание повышения мощности двигателя при резком открывании дроссельной заслонки имеет место и связано с временем, необходимым для разгона турбокомпрессора.

Общая схема силовой установки мотоцикла “Хонда СХ 500 Т” с турбонаддувом показана на рис. 87. Большие колебания давления воздуха во впускном трубопроводе двухцилиндрового двигателя с неравномерным порядком работы цилиндров гасятся камерой и демпфирующим ресивером. При пуске двигателя клапаны предотвращают обратный поток воздуха, вызываемый большим перекрытием фаз газораспределения. Система жидкостного охлаждения исключает подачу горячего воздуха к ногам водителя, имеющую место при воздушном охлаждении. Обдув радиатора системы охлаждения осуществляется вентилятором с электроприводом. Короткий выпускной трубопровод к турбине снижает потери энергии отработавших газов и способствует уменьшению расхода топлива. Максимальная скорость мотоцикла 177 км/ч.

НАДДУВ ТИПА "КОМПРЕКС"

Очень интересный способ наддува “Компрекс”, разработанный фирмой “Браун энд Бовери”, Швейцария, заключается в использовании давления отработавших газов, действующих непосредственно на поток воздуха, подаваемого в двигатель. Получаемые при этом показатели двигателя такие же, как и в случае использования турбокомпрес-сора, но турбина и центробежный компрессор, для изготовления и балансировки которых требуются специальные материалы и высокоточное оборудование, отсутствуют.

Схема системы наддува типа “Компрекс” представлена на рис. 88. Главная деталь - это лопастный ротор, вращающийся в корпусе с частотой вращения, втрое большей частоты вращения коленчатого вала двигателя Ротор установлен в корпусе на подшипниках качения и приводится в движение клиновым или зубчатым ремнем. Привод компрессора типа “Компрекс” потребляет не более 2 % мощно сти двигателя. Агрегат “Компрекс” не является компрессором в полном смысле слова, поскольку его ротор имеет только каналы, параллельные оси вращения. В этих каналах поступающий в двигатель воздух сжимается давлением отработавших газов. Торцовые зазоры ротора гарантируют распределение отработавших газов и воздуха по каналам ротора. На внешнем контуре ротора расположены радиальные пластины, имеющие небольшие зазоры с внутренней поверхностью корпуса, благодаря чему образуются каналы, закрытые с обеих сторон торцовыми крышками.

В правой крышке имеются окна а для подачи отработавших газов от двигателя в корпус агрегата и г - для отвода отработавших газов из корпуса в выпускной трубопровод и далее - в атмосферу В левой крышке имеются окна б для подачи сжатого воздуха в двигатель и окна д для подвода свежего воздуха в корпус из впускного трубопровода е. Перемещение каналов при вращении ротора вызывает их поочередное соединение с выпускным и впускным трубопроводами двигателя.

При открывании окна а возникает ударная волна давления, которая со скоростью звука движется к другому концу выпускного трубопровода и одновременно направляет в канал ротора отработавшие газы, не смешивая их с воздухом. Когда эта волна давления достигнет другого конца выпускного трубопровода, откроется окно б и сжатый отработавшими газами воздух в канале ротора будет вытолкнут из него в трубопровод в к двигателю. Однако еще до того, как отработавшие газы в этом канале ротора приблизятся к его левому концу, закроется сна чала окно а, а затем окно б, и этот канал ротора с находя щимися в нем под давлением отработавшими газами с обеих сторон будет закрыт торцовыми стенками корпуса.

При дальнейшем вращении ротора этот канал с отра ботавшими газами подойдет к окну г в выпускной трубо провод и отработавшие газы выйдут в него из канала. При движении канала мимо окон г выходящие отработавшие газы эжектируют через окна д свежий воздух, который, заполняя весь канал, обдувает и охлаждает ротор. Пройдя окна г и д, канал ротора, заполненный свежим воздухом, вновь закрывается с обеих сторон торцовыми стенками корпуса и, таким образом, готов к следующему циклу. Описанный цикл весьма упрощен в сравнении с происходящим в действительности и осуществляется лишь в узком диапазоне частоты вращения двигателя. Здесь кроется причина того, что известный уже в течение 40 лет этот способ наддува не применяется в автомобилях. За последние 10 лет работами фирмы “Браун энд Бовери” наддув “Компрекс” значительно усовершенствован, в частности, введена дополнительная камера в торцовой крышке, обеспечивающая надежную подачу воздуха в широком диапазоне частоты вращения двигателя, в том числе и при малых ее значениях.

Наддув “Компрекс” был испытан на полноприводных автомобилях повышенной проходимости австрийской фирмы “Штейер-Даймлер-Пух”, на которых были установлены дизели “Опель Рекорд 2,3D” и “Мерседес-Бенц 200D”.

Преимущество способа “Компрекс” в сравнении с турбонаддувом состоит в отсутствии запаздывания повышения давления наддува после нажатия на педаль управления. Эффективность системы турбонаддува определяется энергией отработавших газов, зависящих от их температуры. Если, например, при полной мощности двигателя температура отработавших газов составляет 400 °С, то зимой для ее достижения требуется несколько минут. Значительное преимущество способа “Компрекс” заключается также в получении большого крутящего момента двигателя при малых частотах вращения, что позволяет применять коробку передач с меньшим числом ступеней.

Быстрый набор мощности двигателя при нажатии на педаль управления особенно желателен для гоночных автомобилей Итальянская фирма “Феррари” испытывает способ наддува “Компрекс” на своих гоночных автомобилях, так как при использовании турбонаддува для быстрой реакции двигателя на положение педали управления при прохождении на гоночном автомобиле поворотов необходимо применение описанной ранее сложной системы регулирования.

При испытаниях системы наддува “Компрекс” на шес-тицилиндровых двигателях гоночных автомобилей “Феррари” класса F1 отмечалась очень быстрая реакция двигателя на перемещение педали управления

Для получения максимального давления наддува на этих двигателях применено охлаждение наддувочного воздуха. Через ротор агрегата “Компрекс” проходит большее количество воздуха, чем требуется двигателю, так как часть воздуха используется для охлаждения агрегата наддува. Это очень выгодно для гоночных двигателей, которые и на старте работают практически с полным расходом воздуха через радиатор промежуточного охлаждения. В этих условиях двигатель с агрегатом “Компрекс” будет к моменту старта находиться в лучшем температурном состоянии для выхода на полную мощность.

Применение агрегата наддува “Компрекс” вместо турбокомпрессора снижает шум двигателя, так как он работает при более низкой частоте вращения. На начальном этапе разработок скорость ротора была причиной появления шумов такой же частоты, как и у турбокомпрессора. Этот недостаток был устранен неравномерным шагом каналов по окружности ротора.

При применении системы “Компрекс” значительно упрощается рециркуляция отработавших газов, применяемая с целью снижения содержания в них NOx. Обычно рециркуляция осуществляется путем отбора части отработавших газов из выпускной трубы, их дозирования, охлаждения и подачи во впускной трубопровод двигателя. В системе “Компрекс” эта схема может быть существенно проще, поскольку смешение отработавших газов с потоком свежего воздуха и их охлаждение происходит непосредственно в каналах ротора.

ПУТИ ПОВЫШЕНИЯ МЕХАНИЧЕСКОГО КПД ДВИГАТЕЛЯ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ

Механический КПД отражает соотношение между индикаторной и эффективной мощностью двигателя. Различие этих величин вызвано потерями, связанными с передачей газовых сил от днища поршня к маховику и с приводом вспомогательного оборудования двигателя. Все эти потери необходимо точно знать, когда ставится задача улучшить топливную экономичность двигателя.

Наиболее значительная часть потерь вызвана трением в цилиндре, меньшая - трением в хорошо смазываемых подшипниках и приводом необходимого для работы двигателя оборудования. Потери, связанные с поступлением воздуха в двигатель (насосные потери), весьма важны, так как они возрастают пропорционально квадрату частоты вращения двигателя.

Потери мощности, необходимые для привода оборудования, обеспечивающего работу двигателя, включают мощность на привод механизма газораспределения, масляного, водяного и топливного насосов, вентилятора системы охлаждения. При воздушном охлаждении вентилятор подачи воздуха является неотъемлемым элементом двигателя при его испытаниях на стенде, в то время как у двигателей жидкостного охлаждения при проведении испытаний вентилятор и радиатор часто отсутствуют, а для охлаждения используют воду из внешнего контура охлаждения. Если потребляемую мощность вентилятора двигателя жидкостного охлаждения не учитывать, то это дает заметное завышение его экономических и мощностных по-казателей по сравнению с двигателем воздушного охла-ждения.

Другие потери на привод оборудования связаны с генератором, пневмокомпрессором, гидронасосами, необходимыми для освещения, обеспечения работы приборов, тормозной системы, рулевого управления автомобиля. При испытании двигателя на тормозном стенде следует точно определить, что считать дополнительным оборудованием и как его нагружать, поскольку это необходимо для объективного сопоставления характеристик разных двигателей. В частности, это относится к системе охлаждения масла, которое при движении автомобиля охлаждается обдувом масляного поддона воздухом, отсутствующим при испытаниях на тормозном стенде. При испытании на стенде двигателя без вентилятора не воспроизводятся условия обдува трубопроводов воздухом, что вызывает повышение температур во впускной трубе и ведет к уменьшению величины коэффициента наполнения и мощности двигателя.

Размещение воздушного фильтра и величина сопротивления выпускного трубопровода должны соответствовать имеющимся в условиях работы двигателя в автомобиле. Эти важные особенности необходимо учитывать при сопоставлении характеристик различных двигателей или одного двигателя, предназначенного для применения в различных условиях, например, в легковом или грузовом автомобиле, тракторе или для привода стационарного генератора, компрессора и т. д.

При уменьшении нагрузки двигателя его механический КПД ухудшается, так как абсолютная величина большинства потерь не зависит от нагрузки. Наглядным примером служит работа двигателя без нагрузки, т. е. на холостом ходу, когда механический КПД равен нулю и вся индикаторная мощность двигателя расходуется на преодоление его потерь. При нагрузке двигателя на 50 % или менее удельный расход топлива по сравнению с полной нагрузкой значительно возрастает, и поэтому использовать для привода двигатель, имеющий большую, чем это требуется, мощность, совершенно неэкономично.

Механический КПД двигателя зависит от типа используемого масла. Применение в зимнее время масел повышенной вязкости приводит к росту расхода топлива. Мощность двигателя при больших высотах над уровнем моря падает вследствие уменьшения давления атмосферы, однако его потери практически не меняются, вследствие чего удельный расход топлива возрастает аналогично тому, как это имеет место при частичной нагрузке двигателя.

ПОТЕРИ НА ТРЕНИЕ В ЦИЛИНДРОПОРШНЕВОЙ ГРУППЕ И ПОДШИПНИКАХ

Наибольшие потери в двигателе вызваны трением поршня в цилиндре. Условия смазки стенок цилиндра являются далеко неудовлетворительными. Слой масла на стенке цилиндра при положении поршня в НМТ находится под действием горячих отработавших газов. Для уменьшения расхода масла маслосъемное кольцо снимает часть его со стенки цилиндра при движении поршня к НМТ, однако слой смазки между юбкой поршня и цилиндром сохраняется.

Наибольшее трение вызывает первое компрессионное кольцо. При движении поршня к ВМТ это кольцо опирается на нижнюю поверхность поршневой канавки поршня и давление, возникающее при сжатии, а затем сгорании рабочей смеси, прижимает его к стенке цилиндра. Поскольку режим смазывания поршневого кольца наименее благоприятен вследствие наличия сухого трения и высокой температуры, то потери на трение здесь являются самыми высокими. Режим смазывания второго компрессионного кольца является более благоприятным, но трение остается значительным. Поэтому число поршневых колец также оказывает влияние на величину потерь трения цилиндропоршневой группы.

Другой неблагоприятный фактор - прижатие поршня вблизи ВМТ к стенке цилиндра давлением газов и силами инерции возвратно-поступательно движущихся масс. У высокооборотных автомобильных двигателей инерционные силы имеют большую величину, чем газовые. Поэтому наибольшую нагрузку шатунные подшипники имеют в ВМТ такта выпуска, когда шатун растянут инерционными силами, приложенными к его верхней и нижней головкам.

Сила, действующая вдоль шатуна, раскладывается на силы, направленные по оси цилиндра и нормально к его стенке.

Подшипники качения в двигателе выгодно использовать при больших действующих на них усилиях. Целесообразно, например, размещать' коромысла клапанов на игольчатых подшипниках. В качестве подшипников поршневого пальца в шатуне раньше также применяли роликовые подшипники, особенно в двухтактных двигателях большой мощности. Поршень и подшипник поршневого пальца двухтактного двигателя в большинстве случаев подвергаются нагрузке только в одном направлении, поэтому в подшипнике скольжения не может образовываться требуемая масляная пленка. Для хорошего смазывания подшипника скольжения в верхней головке шатуна на всей длине его втулки в этом случае выполняются поперечные смазочные канавки, расположенные на таком расстоянии друг от друга, чтобы при качании в этом месте могла образоваться масляная пленка.

Для получения малых потерь на трение в цилиндропоршневой группе необходимо иметь поршни, обладающие йебольшой массой, малое число поршневых колец и защитный слой на юбке поршня, предохраняющий поршень от задира и заклинивания.

ПОТЕРИ ПРИ ГАЗООБМЕНЕ

Для наполнения цилиндра воздухом необходимо воз-никнование перепада давлений между цилиндром и внешней средой. Разрежение в цилиндре при впуске, действующее в направлении, противоположном движению поршня, и тормозящее вращение коленчатого вала, зависит от фаз газораспределения, диаметра впускного трубопровода, а также от формы впускного канала, необходимой, например, для создания вращения воздуха в цилиндре. Двигатель в этой части цикла действует как воздушный насос и на его привод расходуется часть индикаторной мощности двигателя.

Для хорошего наполнения цилиндра необходимо, чтобы потери давления, пропорциональные квадрату частоты вращения двигателя, при наполнении были наименьшими. Аналогичный характер зависимости от частоты вращения имеют и потери на трение в цилиндропоршневой группе, и, поскольку этот вид потерь преобладает среди других, общие потери также зависят от второй степени частоты вращения двигателя. Поэтому механический КПД с возрастанием частоты вращения падает, а удельный расход топлива ухудшается.

При максимальной мощности двигателя механический КПД обычно равен 0,75, и при дальнейшем повышении частоты вращения происходит быстрое падение эффективной мощности. При максимальной частоте вращения и частичных нагрузках двигателя эффективный КПД минимален.

К потерям при газообмене относятся и затраты энергии, связанные с продувкой картера коленчатого вала. Наибольшие потери имеют одноцилиндровые четырехтактные двигатели, у которых воздух при каждом ходе поршня всасывается в картер и вновь выталкивается из него. Большой объем прокачиваемого через картер воздуха имеют также двухцилиндровые двигатели с V-образным и оппозитным расположениями цилиндров. Этот вид потерь может быть уменьшен установкой обратного клапана, создающего в картере разрежение. Разрежение в картере уменьшает также потери масла, происходящие из-за негерметичности. В многоцилиндровых двигателях, у которых один поршень движется вниз, а другой вверх, объем газа в картере не меняется, но соседние секции цилиндров должны при этом хорошо сообщаться друг с другом.

ПОТЕРИ НА ПРИВОД ВСПОМОГАТЕЛЬНОГО ОБОРУДОВАНИЯ ДВИГАТЕЛЯ

Значение потерь на привод оборудования часто недооценивают, хотя они оказывают большое влияние на механический КПД двигателя. Хорошо исследованы потери на привод механизма газораспределения. Работа, затрачиваемая при открытии клапана, частично возмещается, когда пружина клапана закрывает его и тем самым приводит в движение распределительный вал. Потери на привод газораспределения относительно невелики и с их уменьшением удается получить лишь небольшую экономию затрат мощности на приводы. Иногда распределительный вал размещают на подшипниках качения, однако это применяется только па двигателях гоночных автомобилей.

Большее внимание следует уделить масляному насосу. Если размеры насоса и расход масла через него завышены, то большая часть масла сбрасывается через редукционный клапан при большом давлении, возникают значительные потери на привод масляного насоса. В то же время необходимо иметь резервы в системе смазки для того, чтобы обеспечить достаточное давление для смазки подшипников скольжения, в том числе и для изношенных. В этом случае малая подача масла насосом приводит к уменьшению давления при низких частотах вращения двигателя и при его длительной работе с полной нагрузкой. Редукционный клапан в этих условиях должен быть закрыт и вся подача масла должна использоваться для смазки. На привод топливного насоса и распределителя зажигания расходуется небольшая мощность. Также мало энергии расходует генератор переменного тока. Значительная часть эффективной мощности, а именно 5—10 %, затрачивается на привод вентилятора и насоса системы охлаждения, необходимых для отвода теплоты из двигателя. Об этом уже говорилось. Существует, как можно видеть, несколько путей для улучшения механического КПД двигателя.

На приводе топливного насоса и открывании форсунок можно сэкономить небольшое количество энергии. В несколько большей степени это возможно в дизелях.

ПОТЕРИ НА ПРИВОД ДОПОЛНИТЕЛЬНОГО ОБОРУДОВАНИЯ АВТОМОБИЛЯ

Автомобиль обычно оснащен также оборудованием, которое расходует часть эффективной мощности двигателя, и снижает тем самым остальную ее часть, идущую на привод автомобиля. В легковом автомобиле такое оборудование применяется в ограниченном количестве, в основном это различные усилители, используемые для облегчения управления автомобилем, например, рулевого управления, привода сцепления, тормозного привода. Для климатической установки автомобиля также требуется определенная энергия, особенно для кондиционера охлаждения воздуха. Энергия нужна также и для различных гидравлических приводов, например, перемещения сидений, открывания окон, крыши и т. д.

В грузовом автомобиле объем дополнительного оборудования гораздо больше. Обычно применяют тормозную систему, использующую отдельный источник энергии, самосвальные кузова, самопогрузочные устройства, устройство для поднятия запасных колес и т. д У автомобилей специального назначения такие механизмы применяются еще шире. В общем расходе топлива необходимо учитывать и эти случаи потребления энергии.

Наиболее важное из этих устройств - компрессор для создания постоянного давления воздуха в пневматической тормозной системе Компрессор работает постоянно, наполняя воздушный ресигер, часть воздуха из которого через редукционный клапан без дальнейшего использования выходит в атмосферу. Для гидросистем высокого давления, обслуживающих дополнительное оборудование, характерны, главным образом, потери в редукционных клапанах. В них обычно используют клапан, который после достижения рабочего давления в гидроаккумуляторе отключает дальнейшую подачу в него рабочей жидкости и управляет байпасной линией между насосом и баком.

СРАВНЕНИЕ МЕХАНИЧЕСКИХ ПОТЕРЬ В БЕНЗИНОВОМ И ДИЗЕЛЬНОМ ДВИГАТЕЛЯХ

Сравнительные данные по механическим потерям, измеренным в одинаковых условиях работы бензинового двигателя со степенью сжатия е = 6 и дизеля со степенью сжатия е = 16 ( табл. 11, А).

Для бензинового двигателя, кроме того, в табл. 11, Б проведено также сравнение механических потерь при полной и частичной нагрузках.

Таблица 11.А. Среднее давление различных видов механических потерь в бензиновом и дизельном двигателях (1600 мин-1), МПа

Вид потерь

Тип двигателя

Бензиновый

e = 6

Дизельный

e = 16

Насосные потери (потери на газообмен)

0,025

0,025

Привод водяного, масляного и топливного насосов

0,0072

0,0108

Привод механизма газораспределения

0,0108

0,0108

Потери в коренных и латунных подшипниках

0,029

0,043

Потери в цилиндропоршневой группе

0,057

0,09

Механические потери, всего

0,129

0,18

Среднее эффективное давление

0,933

0,846

Механический КПД, %

87,8

82,5

Таблица 11.Б. Среднее давление различных видов механических потерь в бензиновом двигателе (1600 мин-1 , e = 6) при различных нагрузках, МПа

Вид потерь

Нагрузка двигателя

100 %

30 %

Насосные потери (потери на газообмен)

0,025

0,043

Привод механизма газораспределения и вспомогательного оборудования

0,0179

0,0179

Потери в кривошипно-шатунном механизме

0,0287

0,0251

Потери в цилиндропоршневой группе

0,0574

0,05

Механические потери, всего

0,129

0,136

Среднее эффективное давление

0,933

0,280

Механический КПД, %

87,8

67,3

Общие потери, как видно из табл. 11, относительно невелики, поскольку были измерены при низкой частоте вращения (1600 мин-1). С возрастанием скорости вращения потери увеличиваются вследствие действия сил инерции поступательно движущихся масс, возрастающих пропорционально второй степени частоты вращения, а также относительной скорости в подшипнике, так как вязкостное трение также пропорционально квадрату скорости. Интересно сравнить также индикаторные диаграммы в цилиндрах двух рассматриваемых двигателей (рис. 89). Давление в цилиндре дизеля несколько выше, чем у бензинового двигателя, и продолжительность его действия больше. Таким образом, газы прижимают кольца к стенке цилиндра с большей силой и на более длительное время, поэтому и потери на трение в цилиндропоршневой группе у дизеля больше. Увеличенные по сравнению с бензиновым двигателем размеры, особенно диаметр подшипников у дизеля, также способствуют увеличению механических потерь.

Трение в подшипниках вызвано напряжениями сдвига в масляной пленке. Оно линейно зависит от размеров поверхностей трения и пропорционально квадрату скорости сдвига. Существенное влияние на трение оказывает вязкость масла и, в меньшей степени, толщина масляной пленки в подшипниках. Давление газа в цилиндре почти не влияет на потери в подшипниках.

ВЛИЯНИЕ ДИАМЕТРА ЦИЛИНДРА И ХОДА ПОРШНЯ НА ЭФФЕКТИВНЫЙ КПД ДВИГАТЕЛЯ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ

Ранее речь шла о снижении до минимума потерь теплоты для повышения индикаторного КПД двигателя, причем в основном говорилось об уменьшении отношения поверхности камеры сгорания к ее объему. Объем камеры сгорания в известной степени указывает на количество вводимой теплоты. Теплотворная способность поступающего заряда в бензиновом двигателе определена соотношением воздуха и топлива, близким к стехиометрическому. В дизель подается чистый воздух, а подача топлива ограничена степенью неполноты сгорания, при которой в отработавших газах появляется дым Поэтому связь количества вводимой теплоты с объемом камеры сгорания достаточно очевидна

Наименьшим отношением поверхности к заданному объему обладает сфера. Тепло в окружающее пространство отводится поверхностью, поэтому масса, имеющая форму шара, охлаждается в наименьшей степени. Эти очевидные соотношения учитываются при проектировании камеры сгорания Следует, однако, иметь в виду геометрическое подобие деталей двигателей разных размеров. Как известно, объем сферы равен 4/3лR3, а ее поверхность - 4лR2, и, таким образом, объем с ростом диаметра увеличивается быстрее, чем поверхность, и, следовательно, сфера большего диаметра будет иметь меньшую величину отношения поверхности к объему. Если поверхности сферы разного диаметра имеют одинаковые перепады температур и одинаковые коэффициенты теплоотдачи а, то большая сфера будет охлаждаться медленнее.

Двигатели геометрически подобны, когда они имеют одинаковую конструкцию, но отличаются размерами. Если первый двигатель имеет диаметр цилиндра, например, равный единице, а у второго двигателя он в 2 раза больше, то все линейные размеры второго двигателя будут в 2 раза, поверхности - в 4 раза, а объемы - в 8 раз больше, чем у первого двигателя. Полного геометрического подобия достичь, однако, не удается, так как размеры, например, свечей зажигания и топливных форсунок одинаковы у двигателей с разными размерами диаметра цилиндра.

Из геометрического подобия можно сделать тот вывод, что больший по размерам цилиндр имеет и более приемлемое отношение поверхности к объему, поэтому его тепловые потери при охлаждении поверхности в одинаковых условиях будут меньше.

При определении мощности нужно, однако, учитывать некоторые ограничивающие факторы. Мощность двигателя зависит не только от размеров, т. е. объема цилиндров двигателя, но и от частоты его вращения, а также среднего эффективного давления. Частота вращения двигателя ограничена максимальной средней скоростью поршня, массой и совершенством конструкции кривошипно-шатунного механизма. Максимальные средние скорости поршня бензиновых двигателей лежат в пределах 10-22 м/с. У двигателей легковых автомобилей максимальное значение средней скорости поршня достигает 15 м/с, а значения величины среднего эффективного давления при полной нагрузке близки к 1 МПа.

Рабочий объем двигателя и его размеры определяют не только геометрические факторы. Например, толщина стенок задана технологией, а не нагрузкой на них. Теплопередача через стенки зависит не от их толщины, а от теплопроводности их материала, коэффициентов теплоотдачи па поверхностях стенок, перепада температур и т. д. Колебания давления газа в трубопроводах распространяются со скоростью звука независимо от размеров двигателя, зазоры в подшипниках определяются свойствами масляной пленки и т. д. Некоторые выводы относительно влияния геометрических размеров цилиндров, тем не менее, необходимо сделать.

ПРЕИМУЩЕСТВА И НЕДОСТАТКИ ЦИЛИНДРА С БОЛЬШИМ РАБОЧИМ ОБЪЕМОМ

Цилиндр большего рабочего объема имеет меньшие относительные потери теплоты в стенки. Это хорошо подтверждается примерами стационарных дизелей с большими рабочими объемами цилиндров, которые имеют очень низкие удельные расходы топлива. В отношении легковых автомобилей это положение, однако, подтверждается не всегда.

Анализ уравнения мощности двигателя показывает, что наибольшая мощность двигателя может быть достигнута при небольшой величине хода поршня.

Средняя скорость поршня может быть вычислена как

где: S —ход поршня, м; n - частота вращения, мин-1.

При ограничении средней скорости поршня С п частота вращения может быть тем выше, чем меньше ход поршня. Уравнение мощности четырехтактного двигателя имеет вид

где: Vh - объем двигателя, дм3; n - частота вращения, мин-1; pe - среднее давление, МПа.

Следовательно, мощность двигателя прямо пропорциональна частоте его вращения и рабочему объему. Тем самым к двигателю одновременно предъявляются противоположные требования - большой рабочий объем цилиндра и короткий ход. Компромиссное решение состоит в применении большего числа цилиндров.

Наиболее предпочтительный рабочий объем одного цилиндра высокооборотного бензинового двигателя составляет 300-500 см3. Двигатель с малым числом таких цилиндров плохо уравновешен, а с большим - имеет значительные механические потери и обладает поэтому повышенными удельными расходами топлива. Восьмицилиндровый двигатель рабочим объемом 3000 см3 имеет меньший удельный расход топлива, чем двенадцатицилиндровый с таким же рабочим объемом.

Для достижения малого расхода топлива целесообразно применять двигатели с малым числом цилиндров. Однако одноцилиндровый двигатель с большим рабочим объемом не находит применения в автомобилях, поскольку его относительная масса велика, а уравновешивание возможно лишь при использовании специальных механизмов, что ведет к дополнительному увеличению его массы, размеров и стоимости. Кроме того, большая неравномерность крутящего момента одноцилиндрового двигателя неприемлема для трансмиссий автомобиля.

Наименьшее число цилиндров у современного автомобильного двигателя равно двум. Такие двигатели с успехом применяют в автомобилях особо малого класса (“Ситроен 2 CV”, “Фиат 126”). Сточки зрения уравновешенности, следующим в ряду целесообразного применения стоит четырехцилиндровый двигатель, однако в настоящее время начинают применять и трехцилиндровые двигатели с небольшим рабочим объемом цилиндров, поскольку они позволяют получить малые расходы топлива. Кроме того, меньшее число цилиндров упрощает и удешевляет вспомогательное оборудование двигателя, так как сокращается число свечей зажигания, форсунок, плунжерных пар топливного насоса высокого давления. При поперечном расположении в автомобиле такой двигатель имеет меньшую длину и не ограничивает поворот управляемых колес.

Трехцилиндровый двигатель позволяет использовать унифицированные с четырехцилиндровым основые детали: гильзу цилиндра, поршневой комплект, шатунный комплект, клапанный механизм. Такое же решение возможно и для пятицилиндрового двигателя, что позволяет при необходимости увеличения мощностного ряда вверх от базового четырехцилиндрового двигателя избежать перехода на более длинный шестицилиндровый.

На преимущества применения дизелей с большим рабочим объемом цилиндра уже было указано. Помимо уменьшения потерь теплоты при сгорании это дает возможность получить более компактную камеру сгорания, в которой при умеренных степенях сжатия создаются более высокие температуры к моменту впрыска топлива. У цилиндра с большим рабочим объемом можно использовать форсунки с большим числом сопловых отверстий, обладающих меньшей чувствительностью к нагарообразованию.

ОТНОШЕНИЕ ХОДА ПОРШНЯ К ДИАМЕТРУ ЦИЛИНДРА

Частное от деления величины хода поршня S на величину диаметра цилиндра D представляет собой широко употребляемое значение отношения S/D. Точка зрения на величину хода поршня в течение развития двигателестроения менялась.

На начальном этапе автомобильного двигателестроения действовала так называемая налоговая формула, на основе которой взимаемый налог на мощность двигателя рассчитывался с учетом числа и диаметра D его цилиндров. Классификация двигателей осуществлялась также в соответствии с этой формулой. Поэтому отдавалось предпочтение двигателям с большой величиной хода поршня с тем, чтобы увеличить мощность двигателя в рамках данной налоговой категории. Мощность двигателя росла, но увеличение частоты вращения было ограничено допустимой средней скоростью поршня. Поскольку механизм газораспределения двигателя в этот период не был рассчитан на высокую оборотность, то ограничение частоты вращения скоростью поршня не имело значения.

Как только описанная налоговая формула была упразднена, и классификация двигателей стала проводится в соответствии с рабочим объемом цилиндра, ход поршня начал резко уменьшаться, что позволило увеличить частоту вращения и, тем самым, мощность двигателя. В цилиндрах большего диаметра стало возможным применение клапанов больших размеров. Поэтому были созданы короткоходные двигатели с отношением S/D, достигающим 0,5. Усовершенствование механизма газораспределения, особенно при использовании четырех клапанов в цилиндре, позволило довести номинальную частоту вращения двига-гателя до 10 000 мин-1 и более, вследствие чего удельная мощность быстро возросла

В настоящее время большое внимание уделяется уменьшению оасхода топлива Проведенные с этой целью исследования влияния S/D показали, что короткоходные двигатели обладают повышенным удельным расходом топлива. Это вызвано большой поверхностью камеры сгорания, а также снижением механического КПД двигателя из-за относительно большой величины поступательно движущихся масс деталей шатунно-поршневого комплекта и роста потерь на приводы вспомогательного оборудования При очень коротком ходе нужно удлинять шатун с тем, чтобы нижняя часть юбки поршня не задевалась противовесами коленчатого вала. Масса поршня при уменьшении его хода мало уменьшилась и при использовании выемок и вырезов на юбке поршня Для снижения выброса токсичных веществ в отработавших газах целесообразнее применять двигатели с компактной камерой сгорания и с более длинным ходом поршня Поэтому в настоящее время от двигателей с очень низким отношением S/D отказываются.

Зависимость среднего эффективного давления от отношения S/D у лучших гоночных двигателей, где четко видно снижение д, при малых отношениях S/D, приведена на рис. 90 В настоящее время более выгодным считается отношение S/D равное или несколько большее единицы. Хотя при коротком ходе поршня отношение поверхности цилиндра к его рабочему объему при положении поршня в НМТ меньше, чем у длинноходных двигателей, нижняя зона цилиндра не так важна для отвода теплоты, поскольку температура газов уже заметно падает

Длинноходный двигатель имеет более выгодное отношение охлаждаемой поверхности к объему камеры сгорания при положении поршня в ВМТ, что более важно, так как в этот период цикла температура газов, определяющая потери теплоты, наиболее высока. Сокращение поверхности теплоотдачи в этой фазе процесса расширения уменьшает тепловые - потери и улучшает индикаторный КПД двигателя.

ДРУГИЕ ПУТИ СНИЖЕНИЯ РАСХОДА ТОПЛИВА ДВИГАТЕЛЕМ

Двигатель работает с минимальным расходом топлива лишь в определенной области своей характеристики.

При эксплуатации автомобиля мощность его двигателя должна всегда располагаться на кривой минимального удельного расхода топлива. В легковом автомобиле это условие выполнимо, если использовать четырех- и пятиступенчатую коробку передач, причем чем меньше передач, тем труднее выполнить это условие. При движении по горизонтальному участку дороги двигатель не работает в оптимальном режиме даже при включении четвертой передачи. Поэтому для оптимальной загрузки двигателя автомобиль необходимо разгонять на высшей передаче вплоть до достижения максимально разрешенной законом скорости. Далее целесообразно перевести коробку передач в нейтральное положение, выключить двигатель и ехать по инерции до падения скорости, например до 60 км/ч, а затем следует снова включить двигатель и высшую передачу в коробке и при оптимальном нажатии на педаль управления двигателя вновь довести скорость до 90 км/ч.

Такое вождение автомобиля способом “разгон-накат”. Этот способ вождения приемлем для соревнований на экономичность, поскольку двигатель или работает в экономичной области характеристики, или отключен. Однако для реальной эксплуатации автомобиля при интенсивном движении он не пригоден.

Этот пример показывает один из способов уменьшения расхода топлива. Другой способ минимизации удельного расхода топлива - ограничение мощности двигателя при сохранении его хорошего механического КПД. Отрицательное влияние частичной нагрузки на механический КПД уже было показано и в табл. 11А. В частности, из табл. 11.Б видно, что при снижении нагрузки двигателя со 100 % до 30 % доля механических потерь в индикаторной работе повышается с 12 % до 33 %, а механический КПД падает с 88 % до 67 %. Величина мощности, равная 30 % от максимальной, может быть достигнута при работе только двух цилиндров четырехцилиндрового двигателя.

ВЫКЛЮЧЕНИЕ ЦИЛИНДРОВ

Если при частичной нагрузке многоцилиндрового двигателя выключить несколько цилиндров, то остальные будут работать при большей нагрузке с лучшим КПД. Так, при работе восьмицилиндрового двигателя с частичной нагрузкой весь объем воздуха можно направить только четырем цилиндрам, их нагрузка увеличится вдвое и эффективный КПД двигателя повысится. Охлаждающая поверхность камер сгорания у четырех цилиндров меньше, чем у восьми, поэтому количество теплоты, отведенное системой охлаждения, снижается, и расход топлива может уменьшиться на 25 %.

Для отключения цилиндров обычно применяют управление приводом клапанов. Если оба клапана закрыты, то смесь в цилиндр не поступает и постоянно находящийся в нем газ последовательно сжимается и расширяется. Работа, затрачиваемая при этом на сжатие газа, вновь высвобождается при расширении в условиях небольшого отвода теплоты стенками цилиндра. Механический и индикаторный КПД в этом случае улучшаются по сравнению с КПД восьмицилиндрового двигателя, работающего на всех цилиндрах при той же эффективной мощности.

Этот способ выключения цилиндров очень удобен, так как цилиндр отключается автоматически при переходе двигателя на частичные нагрузки и включается практически мгновенно при нажатии на педаль управления. Следовательно, водитель в любой момент может использовать полную мощность двигателя для совершения обгона или быстрого преодоления подъема. При движении в городе экономия топлива проявляется особенно отчетливо. У выключенных цилиндров отсутствуют насосные потери, и они не подают воздух в выпускной трубопровод. При движении под уклон выключенные цилиндры оказывают меньшее сопротивление, торможение двигателем уменьшается, и автомобиль по инерции проходит больший путь, как при наличии муфты свободного хода.

Выключение цилиндра верхнеклапанного двигателя с нижним распределительным валом удобно осуществить с помощью перемещаемого электромагнитом упора коромысла клапана. При выключении электромагнита клапан остается закрытым, так как коромысло поворачивается кулачком распределительного вала вокруг точки касания с торцом стержня клапана, а упор коромысла может при этом свободно перемещаться.

У восьмицилиндрового двигателя два или четыре цилиндра выключают таким образом, чтобы чередование работающих цилиндров было по возможности равномерным. В шестицилиндровом двигателе выключается от одного до трех цилиндров. Сейчас проводят также испытания выключения двух цилиндров четырехцилиндрового двигателя.

Подобное отключение клапанов у двигателя с верхним расположением распределительного вала затруднительно, поэтому применяют иные способы отключения цилиндров. Например, половину цилиндров шестицилиндрового двигателя БМВ (ФРГ) выключают так, что у трех цилиндров отключаются зажигания и впрыск, а отработавшие газы из трех работающих цилиндров отводятся через три отключенных цилиндра и могут расширяться далее. Этот процесс осуществляется клапанами во впускном и выпускном трубопроводах. Преимущество этого способа заключается в том, что выключенные цилиндры постоянно нагреваются проходящими отработавшими газами.

В восьмицилиндровом V-образном двигателе “Порше 928” с отключением цилиндров имеются две практически полностью отделенные друг от друга четырехцилиндровые V-образные секции. Каждая из них снабжена самостоятельным впускным трубопроводом, механизм газораспределения при этом не имеет отключения приводов клапанов. Один из двигателей отключается закрыванием дроссельной заслонки и прекращением впрыска бензина, причем испытания показали, что насосные потери будут наименьшими при небольшом открытии дроссельной заслонки. Дроссельные заслонки обеих секций оснащены независимыми приводами. Отключаемая секция постоянно подает небольшое количество воздуха в общий выпускной трубопровод, которое используется для дожигания отработавших газов в термическом реакторе. Это исключает применение специального насоса для подачи вторичного воздуха.

При разделении восьмицилиндрового двигателя на две четырехцилиндровые секции одна из них отрегулирована на большой момент при низкой частоте вращения и постоянно находится в работе, а вторая - на максимальную мощность и включается только при необходимости иметь мощность, близкую к максимальной. Секции двигателя могут иметь различные фазы газораспределения и различной длины впускные трубопроводы.

Многопараметровые характеристики двигателя “Порше 928” при работе восьми (сплошные кривые) и четырех цилиндров (штриховые кривые) приведены на рис. 91. Области улучшения удельного расхода топлива за счет отключения четырех цилиндров двигателя заштрихованы. Например, при частоте вращения 2000 мин-1 и крутящем моменте 80 Н·м удельный расход топлива при работе всех восьми цилиндров двигателя составляет 400 г/(кВт·ч), тогда как у двигателя с четырьмя выключенными цилиндрами на том же режиме он немногим более 350 г/(кВт·ч).

Еще более заметную экономию топлива можно получить при- низких скоростях движения автомобиля. Разница в расходе топлива при равномерном движении по горизонтальному участку шоссе дана на рис. 92. У двигателя с четырьмя выключенными цилиндрами (пунктирная кривая) при скорости 40 км/ч расход топлива падает на 25 %: с 8 до 6 л/100 км.

Но экономия топлива в двигателе может достигаться не только выключением цилиндров. В новых двигателях “Порше” модели ТОР (“термодинамически оптимизированный двигатель “Порше”) были реализованы все возможные способы повышения индикаторного КПД традиционного бензинового двигателя. Степень сжатия была повышена сначала с 8,5 до 10, а затем, изменением формы днища поршня, - до 12,5 при одновременном повышении интенсивности вращения заряда в цилиндре при такте сжатия. У модернизированных таким образом двигателей “Порше 924” и “Порше 928” удельный расход топлива снизился на 6-12 %. Примененная при этом электронная система зажигания, устанавливая оптимальный угол опережения зажигания в зависимости от частоты вращения и нагрузки двигателя, повышает КПД двигателя при его работе на частичных нагрузках в условиях смесей бедного состава, а также исключает детонацию на режимах максимальных нагрузок.

Выключение двигателя при остановках автомобиля на перекрестках также приносит экономию топлива. При работе двигателя на холостом ходу с частотой вращения ниже, чем 1000 мин-1, и температуре охлаждающей жидкости более 40 °С через 3,5 с зажигание выключается. Двигатель вновь пускается лишь после нажатия на педаль управления. Это снижает расход топлива на 25-35 %, и, следовательно, бензиновые двигатели “Порше” модели ТОР в части топливной экономичности могут конкурировать с дизелями.

Фирма “Мерседее-Бенц” также предприняла попытки снизить расход топлива в восьмицилиндровом двигателе методом отключения цилиндров. Отключение достигалось с помощью электромагнитного устройства, разрывающего жесткую связь между кулачком и клапаном. В условиях движения по городу расход топлива при этом снизился на 32 %.

ПЛАЗМЕННОЕ ЗАЖИГАНИЕ

Снизить расход топлива и содержание вредных веществ в отработавших газах можно использованием бедных смесей, однако их искровое зажигание вызывает затруднения. Гарантированное зажигание искровым разрядом имеет место при массовом соотношении воздух/топливо не более 17. При более бедных составах возникают пропуски воспламенения, что ведет к росту содержания вредных веществ в отработавших газах.

При создании расслоенного заряда в цилиндре можно обеспечить сжигание очень бедной смеси при условии, что в зоне свечи зажигания образуется смесь богатого состава. Богатая смесь легко воспламеняется, и факел пламени, выброшенный в объем камеры сгорания, воспламеняет находящуюся, там бедную смесь.

В последние годы ведутся исследования по воспламенению бедных смесей плазменным и лазерным способами, при которых в камере сгорания образуется несколько очагов горения, так как воспламенение смеси происходит одновременно в разных зонах камеры. Вследствие этого отпадают проблемы детонации, и степень сжатия можно повысить даже при использовании низкооктанового топлива. При этом возможно воспламенение бедных смесей с соотношением воздух/топливо, достигающим 27.

При плазменном зажигании электрическая дуга образует высокую концентрацию электрической энергии в ионизованном искровом промежутке достаточно большого объема. При этом в дуге развиваются температуры до 40 000 °С, т. е. создаются условия, аналогичные дуговой сварке.

Реализовать плазменный способ зажигания в двигателе внутреннего сгорания, однако, не так просто. Плазменная свеча зажигания изображена на рис. 93. Под центральным электродом в изоляторе свечи выполнена небольшая камера. При возникновении электрического разряда большой длины между центральным электродом и корпусом свечи газ в камере нагревается до очень высокой температуры и, расширяясь, выходит через отверстие в корпусе свечи в камеру сгорания. Образуется плазменный факел длиной около 6 мм, благодаря чему возникает несколько очагов пламени, способствующих воспламенению и сгоранию бедной смеси.

Другой тип системы плазменного зажигания использует небольшой насос высокого давления, который подает воздух к электродам в момент образования дугового разряда. Образующийся при разряде между электродами объем ионизованного воздуха поступает в камеру сгорания.

Эти способы весьма сложны и не применяются в автомобильных двигателях. Поэтому был разработан другой метод, при котором свеча зажигания образует постоянную электрическую дугу в течение 30° угла поворота коленчатого вала. В этом случае высвобождается до 20 МДж энергии, что гораздо больше, чем при обычном искровом разряде. Известно, что если при искровом зажигании не образуется достаточного количества энергии, то смесь не воспламеняется.

Плазменная дуга в сочетании с вращением заряда в камере сгорания образует большую поверхность воспламенения, так как при.этом форма и размер плазменной дуги в значительной мере меняются. Наряду с увеличением длительности периода воспламенения это означает также наличие высокой высвобождаемой для него энергии.

В отличие от стандартной системы во вторичном контуре плазменной системы зажигания действует постоянное напряжение 3000 В. В момент разряда в искровом промежутке свечи возникает обычная искра. При этом сопротивление на электродах свечи уменьшается, и постоянное напряжение 3000 В образует дугу, зажженную в момент разряда. Для поддержания дуги достаточно напряжения около 900 В.

Плазменная система зажигания отличается от стандартной встроенным высокочастотным (12 кГц) прерывателем постоянного тока с напряжением 12 В. Индукционная катушка повышает напряжение до 3000 В, которое далее выпрямляется. Следует указать, что продолжительный дуговой разряд на свече зажигания существенно снижает срок ее эксплуатации.

При плазменном зажигании пламя распространяется по камере сгорания быстрее, поэтому требуется соответствующее изменение угла опережения зажигания. Испытания системы плазменного зажигания на автомобиле “Форд Пинто” (США) с рабочим объемом двигателя 2300 см3 и автоматической коробкой передач дали результаты, приведенные в табл. 12.

Таблица 12. Результаты испытаний системы плазменного зажигания на автомобиле “Форд Пинто”

Тип системы зажигания

Выброс токсичных

веществ, г

Расход топлива,

л/100 км

СНх

СО

NOх

городской испытательный цикл

дорожный испытательный цикл

Стандартная

0,172

3,48

1,12

15,35

11,41

Плазменная с оптимальным регулированием угла опережения зажигания

0,160

3,17

1,16

14,26

10,90

Плазменная с оптимальным регулированием угла опережения зажигания и состава смеси

0,301

2,29

1,82

13,39

9,98

При плазменном зажигании можно осуществить качественное регулирование бензинового двигателя, при котором количество подаваемого воздуха остается неизменным, а регулирование мощности двигателя производится только регулированием количества подаваемого топлива. При применении в двигателе системы плазменного зажигания без изменения регулирования угла опережения зажигания и состава смеси расход топлива уменьшился на 0,9 %, при регулировании угла зажигания — на 4,5 %, а при оптимальном регулировании угла зажигания и состава смеси - на 14 % (см. табл. 12). Плазменное зажигание улучшает работу двигателя особенно при частичных нагрузках, и расход топлива может быть таким же, как и у дизеля.

СНИЖЕНИЕ ВЫБРОСА ТОКСИЧНЫХ ВЕЩЕСТВ С ОТРАБОТАВШИМИ ГАЗАМИ

Рост моторизации приносит с собой необходимость проведения мер по охране окружающей среды. Воздух в городах все более загрязняется веществами, вредными для здоровья человека, особенно окисью углерода, несгоревшими углеводородами, окислами азота, соединениями свинца, серы и т. д. В значительной мере это продукты неполного сгорания топлив, применяемых на предприятиях, в быту, а также в автомобильных двигателях.

Наряду с токсичными веществами при эксплуатации автомобилей вредное воздействие на население оказывает и их шум. За последнее время в городах уровень шума возрастал ежегодно на 1 дБ, поэтому необходимо не только приостановить возрастание общего уровня шума, но и добиться его снижения. Постоянное воздействие шума вызывает нервные заболевания, снижает трудоспособность людей, особенно занятых умственной деятельностью. Моторизация приносит шум в ранее тихие отдаленные места. Снижению шума, создаваемого деревообрабатывающими и сельскохозяйственными машинами, к сожалению, до сих пор не уделяется должного внимания. Цепная бензопила создает шум в значительной части леса, что вызывает изменения условий жизни животных и нередко бывает причиной исчезновения их отдельных видов.

Наиболее часто, однако, вызывает нарекания загрязнение атмосферы отработавшими газами автомобилей.

Таблица 13. Допустимый выброс вредных веществ с отработавшими газами легковых автомобилей согласно законодательству шт. Калифорния, США

Год действия законодательства

Вещество

Допустимый выброс

единицу на пробега

1973-1974

CHx

CO

NOx

3,4 г/миля = 2,12 г/км

39 г/миля = 24,3 г/км

3 г/миля = 1,87 г/км

1975

CHx

CO

NOx

3,0 г/миля = 1 ,87 г/км

15 г/миля = 9,3 г/км

3,1 г/миля = 1,93 г/км

1977

CHx

CO

NOx

1,5 г/миля = 0,93 г/км

15 г/миля = 9,3 г/км

2 г/миля = 1,24 г/км

При оживленном движении отработавшие газы скапливаются у поверхности почвы и при наличии солнечной радиации, особенно в промышленных городах, расположенных в плохо проветриваемых котловинах, образуется так называемый смог. Атмосфера загрязняется в такой степени, что пребывание в ней вредит здоровью. Сотрудники дорожной службы, стоящие на некоторых оживленных перекрестках, в целях сохранения своего здоровья применяют кислородные маски. Особенно вредна располагающаяся вблизи земной поверхности относительно тяжелая окись углерода, проникающая в нижние этажи зданий, гаражи и уже не однажды приводившая к смертельным случаям.

Законодательные предприятия ограничивают содержание вредных веществ в отработавших газах автомобилей, причем они постоянно ужесточаются (табл. 13).

Предписания приносят изготовителям автомобилей большие заботы; они также косвенно влияют и на эффективность автомобильного транспорта.

Для полного сгорания топлива можно допустить некоторый избыток воздуха с тем, чтобы обеспечить хорошее смешение с ним топлива. Необходимый избыток воздуха зависит от степени перемешивания топлива с воздухом. В карбюраторных двигателях на этот процесс отводится значительное время, поскольку путь топлива от смесеобразующего устройства до свечи зажигания достаточно большой.

Современный карбюратор позволяет образовать различные виды смеси. Наиболее' богатая смесь нужна для холодного пуска двигателя, так как значительная доля топлива конденсируется на стенках впускного трубопроводный и сразу в цилиндр не попадает. Испаряется при этом лишь небольшая часть легких фракций топлива. При прогреве двигателя также требуется смесь богатого состава.

При движении автомобиля состав топливовоздушной смеси должен быть бедным, что обеспечит хороший КПД и небольшой удельный расход топлива. Для достижения максимальной мощности двигателя нужно иметь богатую смесь, чтобы полностью использовать всю массу поступившего в цилиндр воздуха. Для обеспечения хороших динамических качеств двигателя при быстром открывании дроссельной заслонки необходимо дополнительно подать во впускной трубопровод некоторое количество топлива, что компенсирует топливо, осевшее и сконденсированное на стенках трубопровода в результате повышения в нем давления.

Для хорошего перемешивания топлива с воздухом следует создать высокую скорость воздуха и его вращение. Если сечение диффузора карбюратора постоянно, то при низких частотах вращения двигателя для хорошего смесеобразования скорость воздуха в нем мала, а при высоких — сопротивление диффузора приводит к уменьшению массы поступающего в двигатель воздуха. Этот недостаток можно устранить, используя карбюратор с переменным сечением диффузора или впрыск топлива во впускной трубопровод.

Существует несколько типов систем впрыска бензина во впускной трубопровод. В наиболее часто применяемых системах топливо подается через отдельную для каждого цилиндра форсунку, благодаря чему достигается равномерное распределение топлива между цилиндрами, устраняется оседание и конденсация топлива на холодных стенках впускного трубопровода. Количество впрыскиваемого топлива легче приблизить к оптимальному, требуемому двигателем в данный момент. Отпадает необходимость в диффузоре, исключаются возникающие при его прохождении воздухом потери энергии. В качестве примера такой системы подачи топлива можно привести часто применяемую систему впрыска типа “Бош К-Джетроник”, уже упоминавшуюся ранее в 9.5 при рассмотрении двигателей с турбонаддувом.

Схема этой системы представлена на рис. 94. Конический патрубок /, в котором перемещается качающийся на рычаге 2 клапан 5, выполнен так, что подъем клапана пропорционален массовому расходу воздуха. Окна 5 для прохода топлива открываются золотником 6 в корпусе регулятора при перемещении рычага под воздействием поступающего лотока воздуха. Необходимые изменения состава смеси в соответствии с индивидуальными особенностями двигателя достигаются формой конического патрубка. Рычаг с клапаном уравновешен противовесом, силы инерции при колебаниях автомобиля не влияют на клапан.

Расход воздуха, поступающего в двигатель, регулируется дроссельной заслонкой 4. Демпфирование колебаний клапана, а с ним и золотника, возникающих при низких частотах вращения двигателя вследствие пульсаций давления воздуха во впускном трубопроводе, достигается жиклерами в топливной системе. Для регулирования количества подаваемого топлива служит также винт 7, расположенный в рычаге клапана.

Между окном 5 и форсункой 8 размещен распределительный клапан 10, поддерживающий с помощью пружины 13 и седла 12, опирающегося на мембрану //, постоянное давление впрыска в' распылителе форсунки 0,33 МПа при давлении перед клапаном 0,47 МПа.

Топливо из бака 16 подается электрическим бензонасосом 15 через регулятор давления 18 и топливный фильтр 17 в нижнюю камеру 9 корпуса регулятора. Постоянное давление топлива в регуляторе поддерживается редукционным клапаном 14. Мембранный регулятор 18 предназначен для сохранения давления топлива при неработающем двигателе. Это предотвращает образование воздушных пробок и обеспечивает хороший пуск горячего двигателя. Регулятор также замедляет рост давления топлива при пуске двигателя и гасит его колебания в трубопроводе.

Холодный пуск двигателя облегчают несколько устройств. Перепускной клапан 20, управляемый биметаллической пружиной, открывает при холодном пуске сливную магистраль в топливный бак, что снижает давление топлива на торец золотника. Этим нарушается равновесие рычага и одному и тому же количеству поступающего воздуха будет соответствовать больший объем впрыскиваемого топлива. Другим устройством является регулятор подачи дополнительного воздуха 19, диафрагму которого также открывает биметаллическая пружина. Дополнительный воздух необходим для преодоления повышенного сопротивления трения холодного двигателя. Третье устройство — это топливная форсунка 21 холодного пуска, управляемая термостатом 22 в водяной рубашке двигателя, который держит форсунку открытой, пока охлаждающая двигатель жидкость не достигнет заданной температуры.

Оснащение электроникой рассмотренной системы впрыска бензина ограничено минимумом. Электрический бензонасос при остановленном двигателе выключен и, например, при аварии топливоподача прекращается, что препятствует возникновению пожара в автомобиле. В неработающем двигателе находящийся в нижнем положении рычаг нажимает на расположенный под ним выключатель, который прерывает ток, подаваемый в стартер и нагревательные спирали термостата. Работа форсунки холодного пуска зависит от температуры двигателя и времени его работы.

Если в один цилиндр из впускного трубопровода поступает больше воздуха, чем в другие, то подача топлива определяется условиями работы цилиндра с большим количеством воздуха, т. е. с бедной смесью, чтобы в нем было обеспечено надежное воспламенение. Остальные цилиндры при этом будут работать при обогащенных смесях, что экономически невыгодно и ведет к повышению содержания вредных веществ.

В дизелях смесеобразование более затруднено, так как на смешение топлива и воздуха отводится очень короткое время. Процесс воспламенения топлива начинается с небольшим запаздыванием после начала впрыска топлива в камеру сгорания. В процессе сгорания впрыск топлива все еще продолжается и в таких условиях невозможно достигнуть полного использования воздуха.

В дизелях поэтому должен иметься избыток воздуха и даже при дымлении (что указывает на неполное сгорание смеси) в отработавших газах присутствует неиспользованный кислород. Это вызвано плохим перемешиванием капель топлива с воздухом. В центре топливного факела имеется недостаток воздуха, что и приводит к дымлению, хотя в непосредственной близости вокруг факела находится неиспользованный воздух. Частично об этом уже упоминалось в 8.7.

Преимущество дизелей состоит в том, что воспламенение смеси гарантируется и при большом избытке воздуха. Неиспользование всего количества поступившего в цилиндр воздуха при сгорании является причиной относительно небольшой удельной мощности дизеля на единицу веса и рабочего объема, несмотря на его высокую степень сжатия.

Более совершенное смесеобразование имеет место в дизелях с разделенными камерами сгорания, у которых горящая богатая смесь из дополнительной камеры поступает в основную камеру сгорания, заполненную воздухом, хорошо смешивается с ним и сгорает. Для этого требуется меньшее количество избыточного воздуха, чем при непосредственном впрыске топлива, однако большая охлаждающая поверхность стенок приводит к большим потерям теплоты, что вызывает падение индикаторного КПД.

13.1. ОБРАЗОВАНИЕ ОКИСИ УГЛЕРОДА СО И УГЛЕВОДОРОДОВ СНx

При сгорании смеси стехиометрического состава должны образоваться безвредные двуокись углерода СО2 и водяной пар, а при нехватке воздуха вследствие того, что часть топлива сгорает неполностью, — дополнительно токсичные окись углерода СО и несгоревшие углеводороды СНx.

Эти вредные для здоровья компоненты отработавших газов можно дожечь и обезвредить. С этой целью необходимо специальным компрессором К (рис. 95) подавать свежий воздух в такое место выпускного трубопровода, где вредные продукты неполного сгорания можно сжечь. Иногда для этого воздух подают непосредственно на горячий выпускной клапан.

Как правило, термический реактор для дожигания СО и СНx размещают сразу за двигателем непосредственно на выходе из него отработавших газов. Отработавшие газы М подводятся в центр реактора, а отводятся с его периферии в выпускной трубопровод V. Внешняя поверхность реактора имеет теплоизоляцию I.

В наиболее нагретой центральной части реактора размещена жаровая камера, нагретая отработавшими газами,

где дожигаются продукты неполного сгорания топлива. При этом высвобождается теплота, поддерживающая высокую температуру реактора.

Несгоревшие компоненты в отработавших газах можно окислить и без горения при помощи катализатора. Для этого к отработавшим газам необходимо добавить вторичный воздух, нужный для окисления, химическую реакцию которого проведет катализатор. При этом также высвобождается теплота. Катализатором служат обычно редкие и драгоценные металлы, поэтому он весьма дорог.

Катализаторы можно применить в любом типе двигателя, однако они имеют относительно небольшой срок службы. Если в топливе присутствует свинец, то поверхность катализатора быстро отравляется, и он приходит в негодность. Получение высокооктанового бензина без свинцовистых антидетонаторов является достаточно сложным процессом, при котором расходуется много нефти, что при ее дефиците экономически нецелесообразно. Ясно, что дожигание топлива в тепловом реакторе ведет к энергетическим потерям, хотя при сгорании выделяется тепло, которое можно утилизировать. Целесообразно поэтому так организовать процесс в двигателе, чтобы при сгорании в нем топлива образовывалось минимальное количество вредных веществ. В то же время необходимо заметить, что для выполнения перспективных законодательных предписаний применение катализаторов будет неизбежным.

ОБРАЗОВАНИЕ ОКИСЛОВ АЗОТА NOx

Вредные для здоровья окислы азота образуются при высокой температуре горения в условиях стехиометрического состава смеси. Уменьшение выброса соединений азота связано с определенными трудностями, так как условия их снижения совпадают с условиями образования вредных продуктов неполного сгорания и наоборот. В то же время температуру сгорания удается снизить введением в смесь какого-либо инертного газа или водяного пара.

Для этой цели целесообразно рециркулировать во впускной трубопровод охлажденные отработавшие газы. Уменьшающаяся вследствие этого мощность требует обогащения смеси, большего открытия дроссельной заслонки, что увеличивает общий выброс вредных СО и СНx с отработавшими газами.

Рециркуляция отработавших газов совместно с уменьшением степени сжатия, изменением фаз газораспределения и более поздним зажиганием может снизить содержание NOx на 80 %.

Окислы азота устраняют из отработавших газов, используя также и каталитические методы. В этом случае отработавшие газы вначале пропускаются через восстановительный катализатор, в котором происходит снижение содержания NOx а затем вместе с добавочным воздухом — через окислительный катализатор, где устраняются СО и СНx. Схема такой двух-компонентной системы дана на рис. 96.

Для снижения содержания вредных веществ в отработавших газах применяют так называемые -зонды, которые могут быть также использованы совместно с двухкомпонентным катализатором. Особенность системы с -зондом состоит в том, что добавочный воздух для окисления не подается к катализатору, но -зонд постоянно следит за содержанием кислорода в отработавших газах и управляет подачей топлива таким образом, чтобы состав смеси всегда соответствовал стехиометрическому. В этом случае СО, СНx и NOx будут присутствовать в отработавших газах в минимальных количествах.

Принцип работы -зонда заключается в том, что в узком диапазоне вблизи стехиометрического состава смеси = 1 напряжение между внутренней и внешней поверхностью зонда резко меняется, что служит управляющим импульсом для устройства, регулирующего подачу топлива. Чувствительный элемент 1 зонда выполнен из двуокиси циркония, а его поверхности 2 покрыты слоем платины. Характеристика напряжения Us между внутренней и внешней поверхностями чувствительного элемента показаны на рис. 97.

ДРУГИЕ ТОКСИЧНЫЕ ВЕЩЕСТВА

Для увеличения октанового числа топлива обычно применяют антидетонаторы, например тетраэтилсвинец. Чтобы соединения свинца не оседали на стенках камеры сгорания и клапанах, используют так называемые выносители, в частности, дибромэтил.

Эти соединения поступают в атмосферу с отработавшими газами и загрязняют растительность вдоль дорог. Попадая с пищей в организм человека, соединения свинца вредно влияют на его здоровье. Об осаждении свимца в катализаторах отработавших газов уже упоминалось. В этой связи важной задачей в настоящее время является удаление свинца из бензина.

В бензине содержатся, кроме того, и другие вредные для здоровья человека примеси, например сера. Сернистые соединения, выбрасываемые с отработавшими газами, раздражают органы дыхания и зрения.

Масло, проникающее в камеру сгорания, полностью не сгорает, и в выхлопных газах повышается содержание СО и СНx. Для исключения этого явления необходимы высокая герметичность поршневых колец и поддержание хорошего технического состояния двигателя.

Сгорание большого количества масла особенно характерно для двухтактных двигателей, у которых оно добавляется к топливу. Отрицательные последствия применения бензомасляных смесей частично смягчаются дозированием масла специальным насосом в соответствии с нагрузкой двигателя. Аналогичные трудности существуют и при применении двигателя Ванкеля.

Вредное воздействие на здоровье человека оказывают и пары бензина. Поэтому вентиляцию картера необходимо осуществлять таким образом, чтобы газы и пары, проникающие в картер из-за плохой герметичности, не поступали в атмосферу. Утечку паров бензина из топливного бака можно предотвратить адсорбцией и отсасыванием паров во впускную систему. Утечка масла из двигателя и коробки передач, загрязнение автомобиля вследствие этого маслами также запрещены в целях сохранения чистоты окружающей среды.

Уменьшение расхода масла с экономической точки зрения столь же важно, как и экономия топлива, поскольку масла значительно дороже топлива. Проведение регулярного контроля и технического обслуживания сокращают расход масла из-за возникновения неисправностей двигателя. Течи масла в двигателе могут наблюдаться, например, вследствие плохой герметичности крышки головки блока цилиндров. Из-за утечки масла загрязняется двигатель, что бывает причиной пожара.

Небезопасна утечка масла и вследствие низкой герметичности уплотнения коленчатого вала. Расход масла в этом случае заметно возрастает, и автомобиль оставляет грязные следы на дороге.

Загрязнение автомобиля маслом весьма опасно, и масляные пятна под автомобилем служат поводом для запрещения его эксплуатации.

Масло, вытекающее через уплотнение коленчатого вала, может попасть в сцепление и вызвать его пробуксовку. Однако более негативные последствия вызывает попадание масла в камеру сгорания. И хотя расход масла при этом относительно невелик, но неполное его сгорание увеличивает выброс вредных составляющих с отработавшими газами. Горение масла проявляется в излишнем дымлении автомобиля, что типично для двухтактных, а также значительно изношенных четырехтактных двигателей.

В четырехтактных двигателях масло проникает в камеру сгорания через поршневые кольца, что особенно заметно при большом износе их и цилиндра. Основная причина проникновения масла в камеру сгорания состоит в неравномерности прилегания компрессионных колец к окружности цилиндра. Отвод масла со стенок цилиндра осуществляется через прорези маслосъемного кольца и отверстия в его канавке.

Через зазор между стержнем и направляющей впускного клапана масло легко проникает во впускной трубопровод, где имеется разрежение. Это особенно часто наблюдается при использовании масел с малой вязкостью. Предотвратить расход масла через этот узел можно применением резинового сальника на торце направляющей клапана.

Картерные газы двигателя, содержащие много вредных веществ, обычно отводятся специальным трубопроводом во впускную систему. Поступая из нее в цилиндр, картерные газы сгорают вместе с топливовоздушной смесью.

Маловязкие масла снижают потери на трение, улучшают механический КПД двигателя и уменьшают расход топлива. Однако не рекомендуется применять масла с вязкостью меньшей, чем предписано нормами. Это может вызвать повышенный расход масла и большой износ двигателя.

Вследствие необходимости экономии нефти сбор и использование отработанного масла становятся все более важными проблемами. Путем регенерации старых масел можно получить значительное количество качественных жидких смазывающих веществ и одновременно предотвратить загрязнение окружающей среды, прекратив сброс отработанных масел в водные потоки.

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСТИМОГО КОЛИЧЕСТВА ВРЕДНЫХ ВЕЩЕСТВ

Устранение вредных веществ из отработавших газов — достаточно сложная задача. В больших концентрациях эти компоненты весьма вредны для здоровья. Конечно, невозможно сразу изменить создавшееся положение, особенно в отношении эксплуатируемого парка автомобилей. Поэтому законодательные предписания по контролю за содержанием вредных веществ в отработавших газах рассчитаны на производимые новые автомобили. Эти предписания будут постепенно совершенствоваться с учетом новых достижений науки и техники.

Очистка отработавших газов связана с увеличением расхода топлива почти на 10 %, снижением мощности двигателя и ростом стоимости автомобиля. Возрастает при этом и стоимость технического обслуживания автомобиля. Катализаторы также стоят дорого, так как их компоненты состоят из редких металлов. Срок службы должен быть рассчитан на 80 000 км пробега автомобиля, однако сейчас он еще не достигнут. Используемые в настоящее время катализаторы служат около 40 000 км пробега, и при этом применяется бензин без примесей свинца.

Сложившаяся ситуация ставит под сомнение эффективность жестких предписаний по содержанию вредных примесей, поскольку это вызывает значительный рост стоимости автомобиля и его эксплуатации, а также приводит в итоге к повышенному потреблению нефти.

Выполнение выдвигаемых на перспективу жестких требований к чистоте отработавших газов при современном состоянии бензиновых и дизельных двигателей пока не представляется возможным. Поэтому целесообразно уделять внимание радикальному изменению силовой установки механических транспортных средств.

Материал взят из книги [12].

 

сход-развала техно вектор 4 ТулаСайт управляется системой uCoz

dvpt.narod.ru

Топливная экономичность двс потери теплоты, отводимой в систему охлаждения и уносимой с отработавшими газами

ТОПЛИВНАЯ ЭКОНОМИЧНОСТЬ ДВС

ПОТЕРИ ТЕПЛОТЫ, ОТВОДИМОЙ В СИСТЕМУ ОХЛАЖДЕНИЯ И УНОСИМОЙ С ОТРАБОТАВШИМИ ГАЗАМИ

Большее количество тепловой энергии отводится от двигателя в систему охлаждения и уносится с отработавшими газами. Отвод теплоты в систему охлаждения необходим для того, чтобы воспрепятствовать пригоранию поршневых колец, обгоранию седел клапанов, задиру и заклиниванию поршня, растрескиванию головок цилиндров, возникновению детонации и т. п. Для отвода теплоты в атмосферу часть эффективной мощности двигателя расходуется на привод вентилятора и водяного насоса. При воздушном охлаждении мощность, расходуемая на привод вентилятора, выше из-за необходимости преодоления большого аэродинамического сопротивления, создаваемого оребрением головок и цилиндров.

Для снижения потерь важно выяснить, сколько теплоты необходимо отводить в систему охлаждения двигателя и каким способом можно уменьшить это количество. Г. Рикардо уделял этому вопросу большое внимание уже на начальном этапе развития двигателестроения. На экспериментальном одноцилиндровом двигателе с раздельными системами охлаждения для головки блока цилиндра и для цилиндра проводились опыты по измерению количества теплоты, отводимой в эти системы. Измерялось также количество теплоты, отводимой охлаждением в течение отдельных фаз рабочего цикла.

Время сгорания очень мало, но за этот период давление газов значительно возрастает, а температура достигает 2300—2500 °С. При сгорании в цилиндре интенсивно протекают процессы перемещения газов, способствующие теплоотдаче в стенки цилиндра. Теплоту, сэкономленную в этой фазе рабочего цикла, можно преобразовать в полезную работу в течение последующего хода расширения. При сгорании около 6 % тепловой энергии, содержащейся в топливе, теряется из-за теплопередачи стенкам камеры сгорания и цилиндра.

В течение хода расширения стенкам цилиндра передается около 7 % тепловой энергии топлива. При расширении поршень перемещается из ВМТ в НМТ и постепенно освобождает все большую поверхность стенок цилиндра. Однако лишь около 20 % теплоты, сэкономленной даже при продолжительном по времени ходе расширения, можно преобразовать в полезную работу.

Около половины теплоты, отводимой в систему охлаждения, приходится на такт выпуска. Отработавшие газы выходят из цилиндра с большой скоростью и имеют высокую температуру. Часть их теплоты отводится в систему охлаждения через выпускной клапан и выпускной канал головки цилиндра. Непосредственно за клапаном поток газов изменяет направление почти на 90°, при этом возникают вихри, что интенсифицирует теплоотдачу в стенки выпускного канала.

Отработавшие газы необходимо отводить из головки цилиндра кратчайшим путем, так как переданная ей их теплота заметно нагружает систему охлаждения и для ее отвода в окружающий воздух требуется использование части эффективной мощности двигателя. В период выпуска газов в систему охлаждения отводится около 15 % теплоты, содержащейся в топливе. Тепловой баланс бензинового двигателя приведен в табл. 8.

Таблица 8. Тепловой баланс бензинового двигателя

Составляющие теплового баланса Доля в балансе %
Теплота преобразованная в полезную работу   32
Теплота отведенная в систему охлаждения:    
   в фазе сгорания 6  
   при ходе расширения 7  
   при ходе выпуска 15  
Общая 28 28
Теплота, отведенная с отработавшими газами и излучением   40
Итого   100
У дизельного двигателя условия отвода теплоты другие. Вследствие более высокой степени сжатия температура газов на выходе из цилиндра гораздо ниже. По этой причине количество теплоты, отведенное во время хода выпуска, меньше и составляет в ряде случаев около 25 % всей теплоты, отданной в систему охлаждения.

Давление и температура газов при сгорании в дизеле выше, чем у бензинового двигателя. Совместно с большими скоростями вращения газов в цилиндре эти факторы способствуют увеличению количества теплоты, передаваемой стенкам камеры сгорания. В процессе сгорания эта величина составляет около 9 %, а при ходе расширения - 6 %. За время хода выпуска в систему охлаждения отводится 9 % энергии, содержащейся в топливе. Тепловой баланс дизеля приведен в табл. 9.

Таблица 9. Тепловой баланс дизеля

Составляющие теплового баланса Доля в балансе %
Теплота преобразованная в полезную работу   45
Теплота отведенная в систему охлаждения:    
   в фазе сгорания 8  
   при ходе расширения 6  
   при ходе выпуска 9  
Общая 23 23
Теплота, возникающая при трении поршня   2
Теплота, отведенная с отработавшими газами и излучением   30
Итого   100
Теплота, возникающая при трении поршня о стенки цилиндра у бензинового двигателя, составляет около 1,5 %, а у дизеля - около 2 % от ее общего количества. Эта теплота также отводится в систему охлаждения. Следует учесть, что приведенные примеры представляют результаты измерений, выполненных на исследовательских одноцилиндровых двигателях, и не характеризуют автомобильные двигатели, а служат лишь для демонстрации различий в тепловых балансах бензинового двигателя и дизеля.

^

Системой охлаждения отводится около 33 % тепловой энергии, содержащейся в используемом топливе. Уже на заре развития двигателей внутреннего сгорания начались поиски путей преобразования хотя бы части теплоты, отводимой в систему охлаждения, в эффективную мощность двигателя. В то время широко и достаточно эффективно применялся паровой двигатель с теплоизолированным цилиндром и поэтому, естественно, стремились применить этот метод теплоизоляции и для двигателя внутреннего сгорания. Опыты в этом направлении проводили крупные специалисты, такие, например, как Р. Дизель. Однако в ходе опытов выявились значительные проблемы.

В применяемом в двигателях внутреннего сгорания кривошипном механизме давление газов на поршень и сила инерции поступательно-движущихся масс прижимают поршень к стенке цилиндра, что при высокой скорости поршня требует обеспечения хорошего смазыванияя этой трущейся пары. Температура масла при этом не должна превышать допустимых границ, что ограничивает в свою очередь температуру стенки цилиндра. Для современных моторных масел температура стенки цилиндра не должна быть выше 220 °С, в то время как температура газов в цилиндре при сгорании и ходе расширения на порядок выше, и цилиндр по этой причине необходимо охлаждать.

Другая проблема связана с поддержанием нормальной температуры выпускного клапана. Прочность стали при высокой температуре падает. При использовании специальных сталей в качестве материала выпускного клапана его максимально допустимая температура может быть доведена до 900 °С.

Температура газов в цилиндре при сгорании достигает 2500-2800 °С. Если бы теплота, передаваемая стенкам камеры сгорания и цилиндра, не отводилась, то их температура превысила бы допустимые значения для материалов, из которых изготовлены эти детали. Теплота, отводимая охлаждением через стенки камеры сгорания, рассчитывается по формуле

где: S - площадь охлаждаемой поверхности, м-1; t - перепад температур между стенкой камеры сгорания и газом, °С; - коэффициент теплоотдачи, Дж/м2·c·град.; - время, с.

Установить значение - коэффициента теплоотдачи от газов к стенкам достаточно сложно, поскольку он в значительной мере зависит от скорости газа около стенки. В камере сгорания определить эту скорость практически невозможно, так как она меняется в течение всего рабочего цикла. Точно так же сложно определить перепад температур между стенкой цилиндра и воздухом. При впуске и в начале сжатия воздух холоднее, чем стенки цилиндра и камеры сгорания, и поэтому теплота передается от стенки воздуху. Начиная с некоторого положения поршня при такте сжатия, температура воздуха становится выше температур стенок, и тепловой поток изменяет направление, т. е. теплота передается от воздуха стенкам цилиндра. Расчет теплопередачи при таких условиях представляет собой задачу большой сложности.

Резкие изменения температуры газов в камере сгорания оказывают влияние и на температуру стенок, которая на поверхности стенок и глубине менее 1,5-2 мм колеблется в течение одного цикла, а глубже - устанавливается на некотором среднем значении. При расчетах теплопередачи именно это среднее значение температуры нужно принимать для наружной поверхности стенки цилиндра, с которой теплота передается охлаждающей жидкости.

Поверхность камеры сгорания включает в себя не только принудительно охлаждаемые детали, но и днище поршня, тарелки клапанов. Теплоотдача в стенки камеры сгорания тормозится слоем нагара, а в стенки цилиндра - масляной пленкой. Головки клапанов должны быть плоскими, чтобы под воздействием горячих газов находилась минимальная площадь. При открывании впускной клапан охлаждается потоком входящего заряда, тогда как выпускной клапан в процессе работы сильно нагревается отработавшими газами. Стержень этого клапана защищен от воздействия горячих газов длинной направляющей, доходящей почти до его тарелки.

Как уже отмечатось, максимальная температура выпускного клапана ограничена температурной прочностью материала, из которого он изготовлен. Теплота от клапана отводится главным образом через его седло к охлаждаемой головке цилиндра и отчасти через направляющую, которую также необходимо охлаждать. У выпускных клапанов, работающих в тяжелых температурных условиях, стержень делается полым и частично заполняется натрием. Когда клапан нагрет, натрий находится в жидком состоянии, и поскольку он не заполняет всю полость стержня, то при движении клапана интенсивно перемещается в ней, отводя тем самым теплоту от тарелки клапана к его направляющей и далее - в охлаждающую среду.

Тарелка выпускного клапана имеет наименьший перепад температур с газами в камере сгорания и поэтому при сгорании ему передается относительно небольшое количество теплоты. Однако при открывании выпускного клапана теплопередача от потока отработавших газов к тарелке клапана весьма велика, что и определяет его температуру.

^

У адиабатного двигателя цилиндр и его головка не охлаждаются, поэтому потери теплоты за счет охлаждения отсутствуют. Сжатие и расширение в цилиндре происходят без теплообмена со стенками, т. е. адиабатически, аналогично циклу Карно. Практическая реализация такого двигателя связана со следующими трудностями.

Для того чтобы тепловые потоки между газами и стенками цилиндра отсутствовали, необходимо равенство в каждый момент времени температуры стенок температуре газов. Такое быстрое изменение температуры стенок в течение цикла практически невозможно. Можно было бы реализовать близкий к адиабатному цикл, если обеспечить температуру стенок на протяжении цикла в пределах 700-1200 °С. Материал стенок при этом должен сохранять работоспособность в условиях такой температуры, и, кроме того, необходима теплоизоляция стенок для устранения отвода от них тепла.

Обеспечить такую среднюю температуру стенок цилиндра можно лишь в его верхней части, которая не находится в соприкосновении с головкой поршня и его кольцами и, следовательно, не требует смазки. При этом, однако, невозможно обеспечить, чтобы горячие газы не омывали смазываемую часть стенок цилиндра при движении поршня к НМТ. В то же время можно предположить создание цилиндра и поршня, не нуждающихся в смазке.

Дальнейшие трудности связаны с клапанами. Впускной клапан частично охлаждается поступающим при впуске воздухом. Это охлаждение происходит за счет повышения температуры воздуха и, в конечном итоге, приводит к потере части эффективной мощности и КПД двигателя. Теплопередача к клапану при сгорании может быть значительно уменьшена теплоизоляцией тарелки клапана.

У выпускного клапана температурные условия работы значительно тяжелее. Горячие газы, выходящие из цилиндра, имеют в месте перехода тарелки клапана в стержень высокую скорость и сильно нагревают клапан. Поэтому для получения эффекта адиабатности требуется теплоизоляция не только тарелки клапана, но и его стержня, отвод теплоты от которых осуществляется охлаждением его седла и направляющей. Кроме того, весь выпускной канал в головке цилиндров должен быть теплоизолирован с тем, чтобы через его стенки головке не передавалась теплота отработавших газов, выходящих из цилиндра.

Как уже упоминалось, при ходе сжатия сначала от горячих стенок цилиндра нагревается относительно холодный воздух. Далее в процессе сжатия температура воздуха повышается, направление теплового потока меняется на противоположное, и теплота от нагретых газов передается стенкам цилиндра. В конце адиабатного сжатия достигается большее в сравнении со сжатием в обычном двигателе значение температуры газа, но на это расходуется больше энергии.

Меньше энергии затрачивается, когда воздух при сжатии охлаждается, поскольку для сжатия меньшего вследствие охлаждения объема воздуха необходимо меньшее количество работы. Таким образом, охлаждение цилиндра при сжатии улучшает механический КПД двигателя. При ходе расширения, напротив, целесообразно теплоизолировать цилиндр или подводить теплоту к заряду в начале этого такта. Два указанных условия являются взаимоисключающими и реализовать их одновременно невозможно.

Охлаждение воздуха при сжатии можно осуществить в двигателях внутреннего сгорания с наддувом, подавая воздух после его сжатия в компрессоре в радиатор промежуточного охлаждения.

Подвод теплоты к воздуху от стенок цилиндра в начале расширения возможен в ограниченной степени. Температуры стенок камеры сгорания адиабатного двигателя

весьма высоки, что вызывает нагрев воздуха, поступающего в цилиндр. Коэффициент наполнения, и, следовательно, мощность такого двигателя будут ниже, чем у двигателя с принудительным охлаждением. Этот недостаток устраним с помощью турбонаддува, использующего энергию отработавших газов; часть этой энергии можно передавать непосредственно на коленчатый вал двигателя через силовую турбину (турбокомпаундный двигатель).

Горячие стенки камеры сгорания адиабатного двигателя обеспечивают воспламенение на них топлива, что предопределяет использование в таком двигателе дизельного рабочего процесса.

При совершенной теплоизоляции камеры сгорания и цилиндра температура стенок увеличивалась бы до достижения на глубине около 1,5 мм от поверхности средней температуры цикла, т.е. составила бы 800-1200 °С. Такие температурные условия обусловливают высокие требования к материалам цилиндра и деталей, образующих камеру сгорания, которые должны быть жаропрочьными и обладать теплоизоляционными свойствами.

Цилиндр двигателя, как уже отмечалось, должен смазываться. Обычные масла употребимы до температуры 220 °С, при превышении которой возникает опасность пригорания и потери упругости поршневых колец. Если головка цилиндра изготовлена из алюминиевою сплава, то прочность такой головки быстро уменьшается уже при достижении температуры 250-300 °С Допустимая температура разогрева выпускного клапана составляет 900-1000 °С. Этими значениями максимально допустимых температур необходимо руководствоваться при создании адиабатного двигателя.

Наибольшие успеха в развитии адиабатных двигателей достигнуты фирмой “Камминс” (США). Схема адиабатного двигателя, разработанного этой фирмой, изображена на рис. 75, где показаны теплоизолированные цилиндр, поршень и выпускной канал головки цилиндра. Температура отработавших газов в теплоизолированной выпускной трубе составляет 816 °С. Присоединенная к выпускной трубе турбина соедичвена с коленчатым валом через двухступенчатый редуктор, снабженный гасителем крутильных колебаний.

Опытный образец адиабатного двигателя был создан на базе шестицилиндрового дизеля типа NH. Схематический поперечный разрез этого двигателя показан на рис. 76, а его параметры приведены ниже:

Число цилиндров ............................................... 6Диаметр цилиндра, мм ...................................... 139,7Ход поршня, мм ................................................. 152,4Частота вращения, мин-1 .................................. 1900Максимальное давление в цилиндре, МПа ..... 13Тип смазочного материала ............................... МаслоСреднее эффективное давление, МПа ............... 1,3Массовое отношение воздух/топливо ............... 27 : 1Температура входящего воздуха , °С ................ 60

auto-ally.ru

Эффективность теплового цикла «Адиабатного» двигателя внутреннего сгорания с комбинированным наддувом Текст научной статьи по специальности «Машиностроение»

Алгоритм компьютерного вычисления всех технологических параметров процесса алмазного шлифования легко строится по формулам, приведенным в табл 3. Для всех используемых при черновом шлифовании алмазных кругов зернистостью (160/125)—(100/80) вычислены в Ехе1 технологические параметры и приведены в табл. 3. Аналогично для получистовых и чистовых процессов шлифования могут быть получены значения технологических параметров при задании соответствующих переменных в строках 1—3 табл. 3.

На основе анализа [1—3] процесса шлифования и вычислений плотности N(0—), шт/см2, зерен в алмазных кругах, среднего радиуса гз вершин зерен кругов различной зернистости, полученных результатов исследований по разрушению поверхности заготовок кругами (параметры Ь и Кь) стало возможным прогнозировать параметры процесса алмазного шлифования хрупких твердых материалов заготовок (строки 1—18 в табл. 3).

Использован прием воображаемого деления высоты алмазного круга на элементарные диски (их число — Ж,л д = к/в, шт). Ширина у каждого диска равна ширине в, мм, борозды, сформированной зернами круга, вершины которых лежат в самом верхнем (0—1 мкм) слое, т. е. оставляют

самые глубокие риски на шлифуемой поверхности заготовки.

Получена зависимость для расчета числа Nb д (0—1) зерен в слое (0—1 мкм) на одном элементарном диске, позволяющая определять суммарную ширину борозд круга от вершин зерен в слое (0—1) за 1 оборот или любое число оборотов круга. Поскольку на каждом элементарном диске круга для рассматриваемых зернистостей число зерен в слое (0 —1) равно от 3,91 до 1,49, то практически весь припуск снимается вершинами этих зерен.

Стало возможным вычислять максимальную продольную подачу стола станка при глубине резания t, мкм, по формуле

Упр max = M^0-^/^ м/мин.

Установлена зависимость для вычисления режущей способности круга, равная

Q = V V = *imax lr 1 обг з

= ^N^^-^^^n^d^./^, см3/мин.

Формулы (строки 1-18 табл. 3) позволяют управлять процессом шлифования алмазными кругами при черновых процессах. При этом используются задаваемые параметры режимов обработки (пи, пз, t, d3, dH) и вычисляемые

(пз^1об = ^пр, Qmax).

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Абразивная и алмазная обработка материалов [Текст]: Справочник / Под ред. А.Н. Резникова.— М.: Машиностроение, 1977.— 391 с.

2. Ваксер, Д.Б. Алмазная обработка технической керамики [Текст] / Д.Б. Ваксер, Н.В. Никитков

[и др.].— Л.: Машиностроение, 1976.— 160 с.

3. Никитков, Н.В. Математическое моделирование процессов алмазной абразивной обработки хрупких керамических материалов [Текст ] / Н.В. Никитков // Сб.: Математическое моделирование в машиностроении.— Труды СПбГПУ. № 466.— СПб.: Изд-во СПбГПУ, 1997.— 40 с.

УДК 629.1.032.001

Р.В. Русинов, Р.Ю. Добрецов

ЭФФЕКТИВНОСТЬ ТЕПЛОВОГО ЦИКЛА «АДИАБАТНОГО» ДВИГАТЕЛЯ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ С КОМБИНИРОВАННЫМ НАДДУВОМ

В наиболее экономичных силовых установ- И представлялось вполне естественным, что ках, а именно, с поршневыми двигателями вну- термоизоляция камер сгорания рабочих цилин-треннего сгорания (ДВС) — до 30—35 % потен- дров ДВС могла бы увеличить полезное исполь-циальной энергии топлива непроизводительно зование потенциальной энергии топлива и потеряется на их охлаждение. высить и мощность и экономичность так

называемых «адиабатных» двигателей с ограниченными тепловыми потерями.

Однако, как показали натурные испытания и расчетно-теоретические исследования процесса работы подобных двигателей, положительный комплексный эффект от термоизоляции камер сгорания практически отсутствовал.

Действительно, среднее эффективное давление теплового цикла, а следовательно, мощность «адиабатных» двигателей заметно увеличивались, однако эффективный КПД и удельный расход топлива безнадежно отставали от таковых у двигателей «обычного» типа.

При этом, кстати, существенно возрастала температура выпускных газов, что в принципе могло бы служить энергетическим резервом, в частности для повышения КПД теплового цикла при комбинированном наддуве «адиабатных» двигателей, имеющих турбокомпрессор (ТК) и механическую связь с коленчатым валом двигателя, за счет использования реальной избыточной механической энергии газовой турбины ТК на предельных нагрузках ДВС.

Для расчетной проверки подобной возможности необходима разработка математической модели теплового цикла, в нашей работе для конкретности, ориентированной на технические данные дизеля ЯМЗ-238.

ЯМЗ-238 (8Ч13/14) — восьмицилиндровый четырехтактный дизель с неразделенными камерами сгорания, эффективной мощностью N = = 176,5 кВт (240 л.с.), с числом оборотов коленчатого вала п = 2100 мин-1 , средним эффективным давлением рабочего цикла ре = 0,678 МПа, максимальным давлением сгорания топлива рг = 8,5 МПа, удельным эффективным расходом топлива ge = 0,236 кг /кВт-ч, эффективным КПД Ле = 0,360, степенью сжатия / = 16,5, коэффициентом избытка воздуха при сгорании топлива а = 1,5, механическим КПД лм = 0,850 и коэффициентом наполнения цилиндров =0,85.

При низшей теплотворной способности дизельного топлива От = 10000 ккал/кг (42000 кДж/кг), теоретически необходимой для сжигания единицы массы дизельного топлива масса воздуха Х0 = 14,3 кг/кг и а = 1,5, общее теплосодержание единицы массы рабочей смеси с учетом единичной массы топлива равно 00 = 0К/1 + аЦ = 10000 /1 + аЬ0 = 445,4 ккал/кг.

При этом для производства только механической энергии с очевидностью используется лишь доля от общей тепловой энергии рабочей смеси, определяемая эффективным КПД двигателя, механическими потерями и теплопоте-рями в политропических процессах сжатия и расширения рабочего тела и потерями на те-плорассеяние во внешнюю среду.

Оценивая последние потери величиной в 8 %, найдем «полезную» энергию О1 в доле от общей энергии (см. рис. 1):

01=01+ог=[ле+(1 -лм)-0,08] о =

= [0,36 + (1 - 0,85)- 0,08]- 445,4 = 192 ккал/]

кг.

При показателях политроп сжатия П1 = 1,37 и расширения П1 = 1,22, начальных давлении в цилиндрах двигателя ра = 0,083 МПа (0,85 кгс/с2) и температуре Та « Т0 = 290 К, теплоемкостях рабочего тела при постоянном объеме и постоянном давлении соответственно су = 0,17 и ср = = 0,23 ккал/(кг-град) давления и температуры в узловых точках теплового цикла (см. рис. 1) составят [1]

рс = ра /" = 0,083 -16,51,37 = 3,86 МПа;

Тс = Та е"1 -1 = 290 16,51,37-1 = 818,2 К.

Степень повышения давления в цилиндре

равна

Ь = рг/ рс =8,5/3,86 = 2,2.

Отсюда Ту =ХТС =2,2-818,2 = 1800 К;

01 = су (Ту-Тс) =

= 0,17 (1800 - 818,2) = 167 ккал/кг;

01 = 01 -01 = 192 -167 = 25 ккал/кг;

Тг = ОЦ/ ср + Ту = 25/0,23 +1800 = 1908,7 К. Степень предварительного расширения р = уг / уа = Тг/Ту =1908,7/1800 = 1,060; степень последующего расширения

5 = Уа /Уг =в/р = 16,5/1,060 = 15,57.

Отсюда рь = рг/ 5"2 = 8,5/15,571,22 = 0,30 МПа.

Ть = Тг/ 5"3-1 = 1904,3/15,57и2-1 = 1043,4 К.

Среднее индикаторное давление цикла [2]

х(р- 1)

Хр

п2 -1 3,86

рР х

8-1

'1 -1

п2 -1

1 < 1 -1

п -1

П-1

16,5 -1 1

2,2 (1,060 -1)+ 2,2-1,060 х ^ ' 1,22 -1

15,57

1,22-1

1

1,37 -1

1

1

16,5

1,37-1

= 0,795 МПа.

В первом приближении (тепловые потери в политропических процессах сжатия и расширения учтены выше) индикаторный КПД л 1 для участка « z - Ь » цикла (см. рис. 1) определяется соотношением

Л? = (Т -Ть)/Т = = (1908,7 -1043,4)/1908,7 = 0,453.

При этом ход поршня соответствует отношению 8 = Уа / У2 , и для приведения КПД к полному ходу значение л° следует умножить на отношение 8/8 = 1/Р :

Лр = л0/р = 0,453/1,060 = 0,427.

Далее в соответствии с функциональной зависимостью для механического КПД от мощности двигателя [3] получаем

ЛМ = N¡1

ыр+ые

1 -Лм Л

м у

где Ые и лм — фактические данные «базового» двигателя.

Поскольку ыр =лМЫР , Ые =ЛмN , а ЫР и N для различной степени форсирования конкретного двигателя пропорциональны соответственно только р? и р, то после преобразована имеем лМ =1 -(1 "Лм)Рг1Рр .

Для дизеля ЯМЗ-238 лм = 0,850, р/ = ре/ лм= = 0,678/0,850 = 0,798, и для любой его мощности

лм

= 1 -(1 -0,850)0,798/лр = 1 -0,12/рр .

Для рассчитываемого варианта (табл. 1, поз. 1)

и

Рис. 1. Расчетная схема теплового цикла быстроходного дизеля (индикаторная диаграмма):

р — давление; V — объем; Уа — полный объем цилиндра; Ус — объем камеры сгорания; Vh — рабочий объем; Vz — объем на конец предварительного расширения; VЬ — объем на конец процесса расширения; Q1 + 0"= Q1 — теплота, подводимая к рабочему телу; 02 — отводимая теплота; п1 и п2 — показатели политроп сжатия и расширения; ¥ — площадь индикаторной диаграммы; ВМТ — верхняя мертвая точка положения поршня; НМТ — нижняя мертвая точка

Лм = 1 - 0,12/0,795 = 0,849

рр = лмргр = 0,849-0,795 = 0,675.

Соответственно, расчетные эффективный КПД и удельный расход топлива составят

Лр =лм Лр = 0,849 • 0,427 = 0,363;

§е = 3600/он-Лр = = 3600 / 42000 - 0,363 = 0,236 кг/кВт-ч.

Эффективная мощность N Р = ЫерР /ре = = 175,5-0,675/0,678 = 175,7 кВт.

Все основные расчетные величины, такие, как рр, лр , §р и ыр, по сути тождественны исходным показателям дизеля ЯМЗ-238 (поз. 1, табл. 1). Следовательно, предлагаемая математическая модель работоспособна.

Применительно к двигателю с теплоизолированными камерами сгорания аналогичные расчеты проведены с градацией роста дополни-

~' Таблица 1

Гч)

Парметры теплового цикла с частичным использованием теплоты, теряемой на охлаждение камер сгорания двигателя

№ п/п <2ъ ккал/кг ккал/кг Т К Р, МПа т МПа Р 5 Рь МПа т/ К Р?> МПа кВт Л? > г/кВт-ч

1 192 25 1908,7 0,30 1043,4 1,060 15,57 0,795 0,427 0,849 0,675 175,7 0,363 236

2 212 44 1991,3 0,31 1098,9 1,106 14,91 0,858 0,405 0,861 0,739 192,5 0,349 246

3 232 64 2078,3 0,33 1157,7 1,155 14,29 0,924 0,384 0,871 0,805 209,5 0,334 256

4 252 84 2165,2 0,35 1217,0 1,203 13,72 0,988 0,364 0,880 0,869 226,3 0,320 268

5 272 104 2252,2 0,37 1276,9 1,251 13,19 1,052 0,346 0,887 0,933 243,0 0,307 279

р3 = 8,5 МПа,ра = 0,083 МПа,рс = 3,86 МПа, Та = 290 К; Тс = 818,2 К; Ту = 1800 К; <2{ = 167 ккал/кг; е = 16,5,1 = 2,2; п1 = 1,37; п2 = 1,22; с5 = 0,17 ккал/кг-град; ср = 0,23 ккал/кгтрад

Таблица 2

Эффективность теплового цикла «адиабатного» двигателя с комбинированным надцувом

№ п/п ккал/кг Рн т^Н 5 ' К т^Н 5 ' К МПа Лм К, кВт рЬ МПа Л? С кг/ кВтхч кг/с х*. кВт кг/с К кДж кВт 2ХН> кВт 2Х 2&н> кг/кВт-ч 2Х

1 165 1,054 1990,1 1097,8 1,081 0,889 250,20 0,961 0,378 0,227 0,467 36,99 0,485 1031,8 119,76 40,98 254,20 0,891 0,226 0,381

2 185 1,100 2077,1 1157,0 1,217 0,902 285,73 1,098 0,363 0,236 0,554 43,88 0,577 1083,3 125,66 51,16 293,01 0,904 0,235 0,365

3 205 1,146 1216,9 1,320 0,909 312,42 1,200 0,347 0,247 0,634 50,21 0,659 1135,4 131,70 61,24 323,49 0,912 0,246 0,348 4

4 225 1,192 2251,0 1277,3 1,421 0,916 338,80 1,301 0,332 0,258 0,718 56,87 0,746 1187,9 137,80 73,56 355,49 0,919 0,257 0,334

5 245 1,238 2337,9 1338,2 1,521 0,921 364,88 1,402 0,318 0,269 0,807 63,91 0,838 1240,9 143,94 86,32 387,89 0,926 0,267 0,321

ан = 1,8; 8Н = 14; ср = 1,15; = 12,3 МПа; = 6,87 МПа; X = 1,79;рк = 0,18 МПа; Ръ = 0,15 МПа; д' = 141,7 ккал/кг; Т* = 387,1 К;

тельной «полезной» тепловой энергии Д( : 20, 40, 60, и 80 ккал/кг. Полученные при этом расчетные данные приведены в поз. 2—5 табл. 1.

Как видно по табл.1, при увеличении ( существенно возрастает среднее эффективное давление рр теплового цикла, однако эффективный КПД цР «адиабатного» двигателя неуклонно убывает, температура Ть выпускных газов растет, а следовательно, непроизводительные потери возрастают.

Для форсированного дизеля ЯМЗ-238 первоначально только в варианте «свободного» газотурбинного наддува (без механической связи турбокомпрессора с двигателем) возможное для него эффективное давление рН и мощность И^Н при принятом давлении наддува рк = 0,18 МПа и, естественно, увеличенном коэффициенте избытка воздуха а = 1,8 может быть определено по формуле [1]

Рк = Ро+т (Н -, А,н = рНан/реа , а т = 0,12,

где

или

Рн = аРе Ре ан

(

Рк - Ро

+1

щ

1,5 • 0,678 ( 0,18 - 0,098

1,8

0,12

+1 1 = 0,951 МПа;

цМ = ин

( 1 -ц ^ Nн + N ц

± 1 е е

= 247,6/1 247,6 +176,51 0,85 1 = 0,888

и

Цм у 8

0,85

РН = РН/ ЦМ = 0,951/0,888 = 1,071.

При реальном условии равенства индикаторных КПД форсированного и нефорсированного двигателей удельный расход топлива составит

еН = & Цм/ цМ = 236 • 0,850/888 = = 225,9 кг/кВт • ч .

Выигрыш в расходе топлива по отношению к таковому у нефорсированного двигателя (поз. 1 табл. 1) составляет примерно 10 г/кВт-ч (7,35 кг/л.с.-ч), реальность чего, кстати говоря, подтверждается практикой эксплуатации дизелей.

Эффективный КПД

3600 3600

цН =-

= 0,379.

^ = N^1 Ре = 176,5 • 0,951/0,678 = 247,6 кВт.

Сообразно предыдущему проведем расчет при наддуве:

(Г еен 42000 • 0,225,9

Для определения параметров цикла дизеля с газотурбинным наддувом (ГТН) ранее принятая теплопотеря в 8 % в данном случае уменьшается до 5 %, поскольку увеличение при наддуве теплонапряженности камер сгорания конкретного ДВС практически не изменяет поверхности охлаждения этих камер.

Таким образом, при общей вносимой в цикл

удельной теплоте (Н = (1 + а%) = 10000/

/(1 + 1,8-14,3) = 374 ккал/кг тепловая энергия, используемая только для производства механической работы, равна

он =

= [0,379 + (1 - 0,888) - 0,05]• 374 = 165,0 ккал/кг.

Для форсированного цикла принимается: РН = 12,3 МПа; еН = 14; аН = 1,8; п1 = 1,38; п2 = = 1,23; давление наддува Рк = 0,18 МПа, давление перед газовой турбиной ТК рТ = 0,15 МПа.

Начальное давление в цилиндрах ДВС

РН = Рк = 0,18 МПа.

Для более полного использования тепловой энергии выпускных газов промежуточный холодильник воздуха перед его поступлением в цилиндры двигателя исключается, и поэтому начальная температура воздуха Т= Тк , где Тк — температура воздуха на выходе из центробежного компрессора.

При степени повышения давления %к = рк/ р0= = 0,18/0,098 = 1,84 и показателе политропы процесса сжатия в компрессоре п0 = 1,9 начальная температура воздуха в цилиндрах двигателя будет

Т"а = Тк = Т0 %п°-1 = 290 • 1,841,9-1 = 387,1 К.

По аналогии с расчетом для нефорсированного двигателя вычисляем:

РН = 0,18-141,38 = 6,87 МПа;

ТН = 387,1 •141,38-1 = 1055,2 К;

Ь = 12,3/6,87 = 1,79;

Т/ = 1,79-1055,2 = 1888,8 К;

01 = 0,17 (1888,8 -1055,2) = 141,7 ккал/кг; 0[ = 165-141,7 = 23,3 ккал/кг; Т? = 23,3/0,23 +1888,8 = 1990,1 К; р = 1990,1 /1888,8 = 1,054;

8 = 14/1,054 = 13,28 ; рь = 12,3/13,281'23 = 0,511 МПа: Тьн = 1990,1/13,281,23-1 = 1097,8 К; 6, 87

рн = 14-1 (0,037 + 3,678-1,67) = 1,081 МПа;

лМ = 1 - 0,12/1,081 = 0,889; р1 = 0,889 -1,081 = 0,961 МПа; лН = 0,889(1990,1 -1097,8)/1990,1 -1,054 = 0,378.

gf = 3600/42000 - 0,378 = 0,227 кг/кВтхч;

Ы? = 176,5 - 0,961/0,678 = 250,2 кВт.

В данном случае также имеет место хорошее совпадение основных показателей теплового цикла с предварительно установленными.

Расчетные данные по двигателю с ГТН, включая и его «адиабатные» варианты, представлены в табл. 2 (поз. 1—5, графы 2—11).

Очевидно, и при «свободном» газотурбинном наддуве не исключаются характерные особенности «адиабатных» двигателей — рост их мощности и падение КПД с увеличением р .

Следующий расчетный этап — анализ работы газотурбокомпрессора (табл. 2, графы 12—17).

В выпускном трубопроводе двигателя сообразно расчетному расходу выпускных газов практически устанавливается принятое давление рт = 0,15 МПа.

При этом процесс расширения газов в трубопроводе с давления рь — изотермический, поскольку снижение температуры при расширении компенсируется ее повышением за счет энергии торможения газового потока.

Однако за счет продувочного воздуха (ф = 1,15) температура ТЬ несколько снижается,

и реальную температуру газа перед турбиной можно оценить по выражению

Т н

ГйнСвн/ ф + ТпСвн(ф-1)/ф

GH

где GH / Ф — количество воздуха в цилиндрах двигателя, непосредственно используемого в тепловом процессе; GH (ф-1)/ ф — избыточное

количество воздуха; GH — количество выпускных газов; Тп — температура продувочного воздуха на выходе из цилиндров.

Полагая GH « GH , а нагрев продувочного воздуха в цилиндрах (дополнительно к его исходной температуре Тк = 387,1 К) примерно, 200 °С, окончательно имеем Тт « 0,87т" + 76,7 К (Тп -590 К).

Производительность компрессора [4] —

GH =

Nн g>H фЦ.

; расход выпускных газов —

3600

огН = он (1+V а^).

Мощность компрессора ТК составит

Nк = ОВ^к ад/лк ад ,

где л к ад — адиабатический КПД компрессора [4]. Мощность газовой турбины равна

^ = адЛт ,

где Лт = Лт адЛтКмех ( Лтад — по ГОСТ 9б58-81; Лткмех = 0,98).

Адиабатическая работа компрессора:

Lk ад -"

к -1

ад

(4к-1))к -1),

где газовая постоянная — Яв = 0,287 кДж/кг-град, Т0 = 290 К, показатель адиабаты воздуха — к = 1,4.

Работа газовой турбины:

L ад -

к

-RrTT

к'-1 r т

(

(

1 -

Рт

л(к'-1)/к ' ^

где Rr = 0,288 кДж/кг-град, к' = 1,35. В частности для табл. 2, поз. 1:

GB1 -

250,2 • 0,227-1,8-1,15-14,3

L ад -

3600 1,4

- 0,467 кг/с;

• 0,287•290х

1,4-1

:(1,84(('4-1)/1'4 -1)- 55,44 кДж.

Для расчетных £вн и %к = рк/р0 = 0,18/0,098 = = 1,84 по ГОСТ 9658—81 требуется турбокомпрессор ТКР-11, для которого Цкад = 0,7, ЦТ ад = 0,72. Для него

Ик = 0,467 • 55,44/0,7 = 36,99 кВт;

Ог = 0,4671 1 +

1

= 0,485 кг/с;

1,8-14,3,

Тт = 0,87 •1097,8 + 76,7 = 1031,8 К; 1,35

ЬТ ад =

1-

ад 1,35-1

((,35-1)1,35 Л

0,288 1031,8 х

0,098 0,15

= 119,76 кДж/кг;

ХцМ =-

н1 -ц

X Мн+М

расход топлива

X ее11 ее11 к^кВт • ч ; ХЦм

эффективный КПД

X н = 3600 ХЦе = 42000 •х ее1. Для табл. 2, поз. 1:

X = 250,2 + (40,98 - 36,99) = 254,2 кВт;

ХцМ =-

254,2

254,2 + 250,2

1 - 0,889 0,889

= 0,891;

Xее11 = "0^227 = 226 г/кВт• ч ;

0,891

XцН =-

3600

= 0,381.

ИТ = 0,485 19,76 • 0,72 • 0,98 = 40,98 кВт

(ЦтКМех = 0,98).

Расчетные данные для всего комплекса рассматриваемых вариантов тепловых циклов представлены в графах 12—17 табл. 2.

В заключительной стадии расчетов двигателя с комбинированным наддувом (графы 18—21): суммарная мощность

X мен = мен + (Мт - Мк) кВт; механический КПД

X мен

42000•0,225

По результатам полных расчетов (см. табл. 2) очевидно, что эффективность работы «адиабатного» двигателя с комбинированным наддувом по сравнению с таковой у нефорсированного двигателя (см. табл. 1) заметно улучшилась, но в общих соотношениях мощности и экономичности при форсировании, по существу, ничего не изменилось.

К примеру, по поз. 1 и 5 табл. 2 (графа 20) удельный расход топлива «адиабатного» двигателя увеличился на 41 г/кВт-ч, а КПД уменьшился с 0,381 до 0,321.

Таким образом, «адиабатный» двигатель и с комбинированным наддувом также неконкурентоспособен по экономичности по сравнению с двигателем «обычного» типа.

Проведенное исследование показало, что при заданном максимальном давлении р2 сгорания топлива возможно полезное использование вносимого в цикл «добавочного» количества теплоты только за счет увеличения степени предварительного расширения р рабочего тела, что увеличивает площадь И индикаторной диаграммы (см. рис. 1), характеризующую энергетическую способность теплового цикла, однако при этом сокращается степень последующего расширения й, что уменьшает эффективность использования теплосодержания рабочего тела и снижает эффективный КПД двигателя.

Разумеется, увеличение р2 в общем повышает КПД двигателей за счет повышения степени сжатия, однако указанное выше нежелательное соотношение между мощностью и эффективным КПД остается неизменным.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Русинов, Р.В. Двигатели автомобилей и тракторов [Текст] / Р.В. Русинов, Р.Ю. Добрецов.— СПб.: Изд-во СПбГПУ, 2009.— С. 29, 120.

2.Теория ДВС [Текст]: учебник / Под ред. Н.Я. Дьяченко.— М.: Машиностроение, 1974.— С. 123.

3. Русинов, Р.В. Сравнительный анализ эффективности работы дизелей с газотурбинным и механическим

наддувом [Текст] / Р.В. Русинов, Р.Ю. Добрецов / Научно-технические ведомости СПбГПУ. Серия: Наука и образование. — 2010. № 4(110). — С. 112.

4. Русинов, Р.В. Агрегаты наддува двигателей внутреннего сгорания [Текст] / Р.В. Русинов.— СПб.: Изд-во СПбГПУ, 2006.— С. 20.

М

cyberleninka.ru


Смотрите также