У статті пропонується новий спосіб аналітичного інтегрування диференціального рівняння балансу теплоти в циліндрі дизеля при згорянні палива. Отримано рівняння, що встановлюють безпосередній зв'язок тиску і температури газу з кутом повороту колінчастого вала і характеристикою подачі палива, в тому числі рівняння для розрахунку максимальних тиску і температури згоряння і індикаторних параметрів дизеля індикаторного ККД і середнього індикаторного тиску. Показано визначальну роль характеристики подачі палива в розвитку процесу тепловиділення. Отримано узагальнені емпіричні залежності, що встановлюють зв'язок відносного кількості теплоти, виділилася за основний період згоряння, і тривалості всього процесу згоряння з фактором динамічності циклу.

Анотація наукової статті з механіки і машинобудування, автор наукової роботи - Козлов Сергій Іванович, Люга Станіслав Володимирович


The mathematical model of the actual and theoretical cycles of a diesel with a high supercharging

A new way of analytical integration of the differential heat balance equation in the diesel cylinder during fuel combustion is proposed in the article. Equations are obtained that establish a direct relationship between the pressure and temperature of the gas with the angle of rotation of the crankshaft and the characteristics of the fuel supply, including equations for calculating the maximum pressure and combustion temperature and the indicator parameters of the diesel- indicator efficiency and mean indicator pressure. The decisive role of the fuel supply characteristic in the development of the heat release process is shown. Generalized empirical relationships are obtained, which establish the relationship between the relative amount of heat released during the main combustion period and the duration of the entire combustion process with the cycle dynamics factor.


Область наук:

  • Механіка і машинобудування

  • Рік видавництва: 2018


    Журнал

    Транспорт на альтернативному паливі


    Наукова стаття на тему 'МАТЕМАТИЧНА МОДЕЛЬ ДІЙСНОГО І ТЕОРЕТИЧНОГО ЦИКЛОВ ДИЗЕЛЯ З ВИСОКИМ наддувом'

    Текст наукової роботи на тему «МАТЕМАТИЧНА МОДЕЛЬ ДІЙСНОГО І ТЕОРЕТИЧНОГО ЦИКЛОВ ДИЗЕЛЯ З ВИСОКИМ наддуву»

    ?Математична модель дійсного і теоретичного циклів дизеля з високим наддувом

    Закінчення. Початок о № 6 (60) 2017 г.

    I

    С.І. Козлов, доктор технічних наук,

    С.В. Люга, директор Центру використання газу ТОВ «Газпром ВНІІГАЗ», к.т.н..

    У статті пропонується новий спосіб аналітичного інтегрування диференціального рівняння балансу теплоти в циліндрі дизеля при згорянні палива. Отримано рівняння, що встановлюють безпосередній зв'язок тиску і температури газу з кутом повороту колінчастого вала і характеристикою подачі палива, в тому числі рівняння для розрахунку максимальних тиску і температури згоряння і індикаторних параметрів дизеля - індикаторного ККД і середнього індикаторного тиску. Показано визначальну роль характеристики подачі палива в розвитку процесу тепловиділення. Отримано узагальнені емпіричні залежності, що встановлюють зв'язок відносної кількості теплоти, що виділилася за основний період згоряння, і тривалості всього процесу згоряння з фактором динамічності циклу.

    __Ключові слова:

    баланс теплоти, тиск і температура в циліндрі дизеля, фактор динамічності циклу, кількість теплоти, індикаторні показники дизеля.

    Основні фактори, що впливають на індикаторні параметри дизеля при високому наддуванні

    У першій частині статті було показано, що на індикаторний ККД двигуна повинні впливати при заданих значеннях параметрів ра, Та, а, е і Gц певні фактори:

    • початок і тривалість згоряння палива на кожній дільниці, що характеризуються кутами ф ^, ф і фу;

    • відносна кількість палива, що згорів під кінець кожного періоду згоряння (параметри ХЛ, х>1 і Ху);

    • характер протікання кривої тепловиділення х (ех) на кожній ділянці, що описується показниками т1, т2 і Т3;

    • відносна кількість теплоти, що втрачається внаслідок дисоціації продуктів згоряння, теплопередачі в стінки і неповноти згоряння палива, що враховується коефіцієнтом Ч.

    поправка

    У першій частині статті «Математична модель дійсного і теоретичного циклів дизеля з високим наддувом»,

    опублікованій в № 6 (60) 2017 р з технічних причин допущені помилки.

    На стор. 32. в другому абзаці замість рівняння - - // (ФФ) має бути - = / (ф).

    На стор. 36 в передостанньому рядку замість Утутов має бути уг.

    Приносимо свої вибачення авторам і читачам.

    Простежимо за впливом кожного з перерахованих факторів на індикаторні параметри дизеля, який працював з високими тисками наддуву (рк = 0,4 .. .0,7 МПа). Зміна досконалості індикаторного процесу при відхиленні від початкового рівня параметрів кривої тепловиділення х (ех) будемо характеризувати відносними приростами індикаторного ККД двигуна (Дп,), відносної втратою теплоти в індикаторному процесі (ДТ ,.) і ступенем підвищення тиску при згорянні (ДА.), яке при ра = const і е = const одно відносного приросту максимального тиску згоряння (Др) Величина Т ,. є фактором якості індикаторного процесу в реальному циклі двигуна.

    характеризує відносне збільшення фактора при

    величина

    Дф =

    Фг - фг.

    'Фь

    зміні розглянутих нижче параметрів процесу згоряння.

    На рис. 3 показано вплив зміни кутів ф5, фк і фу (при незмінних інших параметрах кривої тепловиділення) на індикаторні параметри дизеля.

    Зміна кутів, що відповідають початку (ф5) і кінця (фу) згоряння при збереженні незмінними інших параметрів кривої тепловиділення, слабо позначається на параметрах п, А. і. Однак зміна кута фк, що характеризує тривалість періоду швидкого згоряння, істотно впливає на індикаторний процес, приводячи до зменшення п і А, а також до зростання втрат при збільшенні фк .

    Вплив кількості теплоти, що виділилася на кожній ділянці згоряння палива, на параметри п, А і показано на рис. 4. Зміна кількості теплоти, що виділилася до кінця першої ділянки згоряння, коли поршень знаходиться в ВМТ, слабо відбивається на якості індикаторного процесу (рис. 4я). Тим часом, зміна кількості теплоти, що виділилася на другій ділянці згоряння, робить вирішальний вплив на досяжні значення параметрів п, А і. Зокрема, підвищення хк з 50 до 65% при збереженні інших параметрів кривої тепловиділення збільшує А і п на 7 .. .10% і зменшує відносні втрати індикаторного роботи більш ніж в два рази (рис. 46).

    10 років

    журналу

    11

    а б

    Дф,% 10 5 0 Попереднє

    70 75 80 85 90 ф, 0ПКВ

    в

    Мал. 3. Вплив кутів ф5 (а), ФО (б) і фу (в) на індикаторні показники дизеля АОГМТ «Національна Газомоторні асоціація»

    (НГА)

    Зміна відносної кількості теплоти, що виділилася до кінця третього періоду згоряння (х), що не позначаючись на значенні А, помітно впливає на параметри П і Ч (рис. 4в). Таким чином, точність розрахунку індикаторної діаграми дійсного циклу двигуна з високим наддувом багато в чому буде залежати від правильного вибору параметрів х>1 і Ху. Щодо останнього параметра слід зауважити, що в даному методі розрахунку його значення можна приймати рівним одиниці, оскільки втрати теплоти в циліндрі дизеля внаслідок дисоціації продуктів згоряння, тепловіддачі в стінки камери і неповноти згоряння палива враховуються введенням коефіцієнта Ч і, отже, на параметрі Ху НЕ відображаються.

    На рис. 5 видно, що зміна показника т1 слабо впливає на п ,, А. і Ч ,, тому в практичних розрахунках величину т1 можна прийняти постійною і рівною середньостатистичному значенню. Більш сильний вплив на п ,, А, у, і рг надають показники т2 і Т3, причому т2 найбільш сильно впливає на А і рг, а Т3, не відбиваючись на А і рг, істотно змінює п, і у, .

    З виділяється кількості теплоти в циліндрі частина (1-у,) х втрачається, і в індикаторної роботі бере участь лише відносна кількість теплоти х1 = у х (ф). З усіх втрат теплоти при згорянні найбільшу частку складають втрати від тепловіддачі в стінки циліндра. Втрати від неповноти згоряння палива в дизелях із струменевим смесеобразованием не перевищують 2%. Втрати від дисоціації продуктів згоряння також незначні і при а > 1,5 їх вплив на тиск і температуру настільки мало, що в практичних розрахунках ці втрати можна не враховувати. Аналіз внутрішнього теплового балансу для випадку роботи двигуна з рк = 0,6 МПа, Гк = 433 К, а = 1,9 = 167 фвпр = 30 ° до ВМТ показав, що при відсутності втрат теплоти на теплообмін ^ у повністю «адиабатного» двигуна ф = 1дА = = 0) Л; збільшився б на 8%, при цьому А ІРГ підвищилися б на 5,5%, а відносні втрати індикаторного роботи зменшилися б на 50%.

    Ап "ах,% о -1

    Аф,% о

    -5

    Ап "АХ,% о -2

    Аф,% 2о 1о про -1о

    АЛ,

    АХ

    -12,5

    -25, про

    -37,5

    Ап "АХ,% о -2

    Аф,% о

    АХ ____-

    / АП;

    а -5 = - 0 -25 -50

    б

    \ АХ

    -75

    Мал. 5. Вплив показників т1 (а), т2 (б) і Т3 (в) на індикаторні параметри дизеля

    о, 5

    1,0 в

    1,5

    Якщо ж зберегти Х, а, отже, і рг постійними (шляхом зміни фвпр), то приріст П; в «адіабатні» двигуні був би менше і склав би приблизно 6,5%.

    За умови збігу кривих тепловиділення і подачі палива індикаторний ККД збільшився б (в порівнянні з вихідним варіантом) на 23%, при цьому Х і рг збільшилися б на 28%. При незмінних Х і рг наближення дійсної кривої тепловиділення х (ф) до кривої подачі палива 0 (9) дало б приріст приблизно 15%. Отже, втрати в індикаторному ККД внаслідок недосконалості сумішоутворення і згоряння палива складуть 15 - 6,5 = 8,5%. Інакше кажучи, в двигуні з високим наддувом приблизно 40% всіх втрат в п; складають втрати від тепловіддачі в стінки циліндра, а решта 60% - втрати від недосконалості сумішоутворення і згоряння палива. Таким чином, ліквідація перших втрат підвищила б п; на 6,5%, а ліквідація друге - на 8,5% (при рг = сош1 :). Очевидно, що повністю усунути втрати теплоти в дійсному циклі двигуна неможливо, але зменшення їх на 50 ... 60%, мабуть, цілком досяжно. При цьому наявні резерви подальшого підвищення індикаторного економічності дизелів з високим наддувом можна оцінити в 3,5. 4% внаслідок зменшення втрат від тепловіддачі і ще 4. 5% -вследствіе вдосконалення процесів сумішоутворення і згоряння.

    Проведений аналіз показав, що основними факторами, що впливають на індикаторні параметри дизеля при заданих е і а, є: загальна тривалість згоряння палива і особливо на другій ділянці (й - до), яка характеризується кутом фк; відносна кількість палива хк, згорілого до кінця другого періоду; характер протікання кривій х = Дф), головним чином, на другому і третьому ділянках згоряння, який визначається показниками т2 і Т3; втрати теплоти внаслідок тепловіддачі в стінки циліндра.

    10 років

    журналу

    13

    0

    т

    т

    0

    т

    14

    Для кількісної оцінки величин перерахованих параметрів кривої тепловиділення, які зумовлюють розвиток процесу згоряння палива, були проведені спеціальні експериментальні дослідження на дослідному одноциліндровий двигун. Індикаторні діаграми знімалися при різних тисках наддуву, температурах наддувочного повітря, циклових подачах палива і кутах випередження подачі палива (таблиця). Дослідження показали, що для цього двигуна тривалість подачі палива лінійно залежить від циклової подачі палива і описується наступним емпіричним рівнянням

    п

    6 = (22,51 + 53,30ц) - .

    Щ

    (25)

    Зміна в часі відносного кількості палива, що подається в циліндр дизеля, не залежить від 9ц, а є функцією тільки відносини поточного

    кута повороту колінчастого вала до тривалості подачі палива:

    1,341-0,103 ^ -0,807 (^) 2

    ат (Ф) = (?) |

    (26)

    Відносне зміна періоду затримки запалення палива добре апроксимується емпіричної формулою

    РКО ДКО \ Рк \ ТК)

    ф

    впр

    фвпрО

    0,87

    1-1,6- 10 "4п 1 - 1,6 | 10" 4ПО

    (27)

    Вихідна величина тй визначається на підставі експериментальних даних (наприклад, на дослідному двигуні т, 0 = 13 ° при рк0 = 0,59 МПа, Тк0 = 433 К, фвпр0 = 30 ° до ВМТ і п0 = 2200 хв-1), або обчислюється по відомим формулами (3, 6).

    При номінальній частоті обертання валу двигуна п0 за абсциссу точки І можна прийняти кут фі, рівний тривалості подачі палива (за вирахуванням кута Ф8, якщо ф < 0), тобто фі = 6 - | ф |. при Ф8>0 кут фі приймаємо рівним тривалості подачі палива.

    При частотах обертання валу менше п0 тривалість другої ділянки згоряння слід брати більше, ніж тривалість подачі палива:

    ФЙ = = - | ф5 п

    (28)

    Як було показано вище, параметр Хі при даній тривалості подачі палива характеризує ступінь досконалості процесів сумішоутворення і згоряння в сенсі неадекватності протікання залежності х (ф) і кривої а (ф). Але якщо порівнювати цикли з різною тривалістю подачі палива, то за фактор досконалості процесів горіння правильніше прийняти не параметр Хі, а величину відносини X = "Ел, де ОІ - ступінь розширення при повороті колінчастого вала на кут фі.

    Розрахунки за даними таблиці показують, що з підвищенням рк величина х зменшується (з 0,299 при рк = 0,4 МПа до 0,233 при рк = 0,7 МПа). Це пов'язано зі зростанням тривалості подачі палива і з погіршенням сумішоутворення і горіння великої кількості палива в обмеженому обсязі циліндра. У цьому полягає одна з головних особливостей протікання індикаторного процесу дизеля з високим наддувом, так як зміни Тк, а й фвпр в меншій мірі впливають на фактор досконалості х.

    Параметри індикаторних діаграм, отриманих в дослідах на двигуні з високим наддувом (0/5 = 14/17, «= 2000 хв-1)

    характеристика досвіду

    Параметри Рк = УАГ Т = до УАГ Яцл УАГ Фвпр = УАГ Помірний наддув

    е 10 10 10 10 12

    рк, МПа 0,392 0,589 0,706 0,589 0,706 0,589 0,236

    Тк, До 433 413 463 433 433 383

    Фвпр, ° ПКВ 30 30 30 19 37 21

    guд, мг / л-ц 119 167 213 186 176 164 139 161 175 77

    а 1,774 1,915 1,805 1,8 1,72 3,31 2,79 1,982 1,823 1,77

    рг, МПа 14,5 20,6 21 20,6 20,3 23,8 23 17,3 22,6 11,2

    Л 1,55 1,49 1,36 1,49 1,47 1,37 1,32 1,25 1,63 1,51

    р ,, МПа 2,15 2,91 3,48 3,13 2,92 3,01 2,69 2,7 3,09 1,46

    п, 0,419 0,407 0,38 0,395 0,39 0,425 0,45 0,387 0,41 0,443

    0,046 0,059 0,077 0,067 0,065 0,055 0,041 0,075 0,055 0,052

    е, ° ПКВ 39 46 52 48,5 47 47 45 45 47 33

    т ,, ° ПКВ 16,5 13 12 14,5 11 11,5 11,5 8,5 17 18

    ат 0,355 0,21 0,155 0,225 0,16 0,17 0,195 0,115 0,295 0,55

    ф5, ° ПКВ -13,5 -17 -18 -15,5 -19 -18,5 -18,5 -10,5 -20 -3

    Фн, ° ПКВ 25,5 29 34 33 28 28,5 23,5 35 27 28

    Ф /) ° ПКВ 65 80 100 85 80,5 85 73 96 71 60

    хл 0,245 0,22 0,185 0,195 0,215 0,215 0,255 0,115 0,285 0,03

    хн 0,7 0,65 0,635 0,68 0,63 0,63 0,645 0,61 0,705 0,73

    т1 10

    т2 -103 -92 -76 -94 -78 -82 -89 -51 -101 -104

    т3 1,1

    п1 1,393 1,382 1,377 1,388 1,385 1,368 1,364 1,38 1,394 1,375

    П2 1,334 1,338 1,335 1,327 1,361 1,319 1,319 1,374 1,297 1,325

    % 0,89.0,91

    10 років

    журналу

    15

    Необхідно відзначити, що хоча фактор х в двигуні з високим наддувом помітно менше, ніж при помірному наддуванні, індикаторний ККД в дизелі з високим наддувом майже такий же, як в дизелі з помірним наддувом. Наприклад, при рк = 0,4 МПа; а = 1,774; Л = 1,55 і е = 10 величина п, = 0,412 (див. Таблицю). А при рк = 0,24 МПа і приблизно тих же а й Л. індикаторний ККД становив п, = 0,443 при е = 12. Перерахунком п, на ступінь стиснення е = 10 отримаємо в останньому випадку П, = 0,42, тобто приблизно ту ж величину, як і при рк = 0,4 МПа. Це можна пояснити тим, що при високих рк і низькою е відносні втрати теплоти в індикаторному процесі внаслідок теплообміну зі стінками менше, ніж при помірних рк. Це і компенсує втрату в п, при високих рк внаслідок гіршої якості сумішоутворення і згоряння. Лише при дуже високому тиску наддуву рк = 0,6 ... 0,7 МПа п, при інших рівних умовах помітно нижче, ніж при помірному наддуванні.

    Аналіз експериментальних кривих тепловиділення показав, що відносна кількість теплоти хн, що виділилися за час, еквівалентну тривалості

    подачі палива, а, отже, і параметр х (незалежно від того, з якими рк, Тк і фвпр працює двигун) є, головним чином, функцією фактора динамічності циклу. Залежність Хі = / (від) показана на рис. 6.

    Мал. 6. Параметри, що визначають криві тепловиділення в дизелях з наддувом: а - досліди на одноциліндровому дизелі з 0/5 = 14/17; б - визначено за матеріалами професора Разлейцева Н.Ф. [5]

    Ця залежність справедлива не тільки для досліджених транспортних двигунів (в тому числі і досвідчених ТПД з високим наддувом), але і для інших типів дизелів, близьких по швидкохідності і розмірами циліндра до дослідженим машинам з помірним наддувом (світлі точки на рис. 6). Залежність Хі = / (від) може бути описана за допомогою емпіричного рівняння

    - У.

    0,15

    (29)

    Постійний коефіцієнт В в рівнянні (29) для високофорсованих транспортних двигунів лежить в межах В = 0,82 ... 0,85. Для середньооборотних дизелів типу Д-70, ЧН26 / 34 і т.п. коефіцієнт В дещо більше - близько В = 0,9, а для дизелів з невеликими розмірами циліндра (типу ЧН13 / 11,5) - істотно менше, і, як показала обробка матеріалу професора Разлейцева Н.Ф. [5], величина коефіцієнта В в середньому дорівнює 0,75.

    Залежність х від 0т підпорядковується рівнянню (рис. 7)

    X = 0,2614 - 0,2647ат + 1,0056ат2. (30)

    Кількість теплоти, що виділилася в ВМТ, може бути визначено за формулою

    х, = при ф5 < 0;

    (31)

    ха - 0 при ф5 > 0. Загальна тривалість згоряння, яка характеризується кутом фу, дорівнює

    Ф / = Лг / 9- | ф5 |, (31)

    7 0,4 0,3 0,2

    про + 0 А --- • ^ - + "

    0,2

    03

    0,4

    0,5

    Мал. 7. Залежність фактора досконалості процесу згоряння палива в дизелі з високим наддувом від фактора динамічності циклу: • - рк = УАГ; про - а = УАГ; 0- Тк = УАГ; + - фвпр = УАГ; а - рк = 0,24 МПа; ? = 12

    _0 23 / ^ \

    де% = Аг ° т '1 ~) - поправочний коефіцієнт (див. рис. 6); для швидкохідних транспортних двигунів А ^ = 1,46; для середньооборотних дизелів А (= 1,6 ... 1,8.

    Дані обробки експериментальних індикаторних діаграм дозволяють зробити висновок про те, що показники т1 і Т3 можна приймати рівними їх середнім значенням (т1 = -10, Т3 = 1,1) незалежно від величин рк, Тк, а, і фвпр, з якими працює двигун . Величина показника т2 коливається в межах (-50) ... (- 100) і визначається фактором динамічності циклу:

    10 років

    журналу

    17

    т-1

    322-ехр (-15,7-ат) -104.

    (33)

    Запропонована математична модель робочого процесу в дизелі дозволяє вирішувати ряд важливих завдань у процесі проектування і доведення двигуна.

    Наведена математична модель дозволяє розрахувати передбачувану криву тепловиділення х (ф), побудувати індикаторні діаграми р (ф), Т (ф) і обчислити індикаторні параметри двигуна р1 і п при найрізноманітніших умовах ведення робочого процесу, що розрізняються значеннями рк, Тк, gцл (або а), фвпр,? і характеристиками подачі палива. Для цього досить задати значення наступних параметрів:

    • тиск і температура повітря на початку стиску (ра, Та);

    • питома цикловая подача палива ^ цл) і кут випередження впорскування палива фвпр;

    • частота обертання колінчастого вала;

    • ступінь стиснення і ставлення радіуса кривошипа до довжини шатуна;

    • тривалість подачі палива - для паливних систем типу застосованої в описаних вище дослідах тривалість подачі палива може бути визначена за формулою (25).

    На відміну від відомих методів розрахунку кривих тепловиділення і індикаторної діаграми дизеля запропонований метод розрахунку вимагає завдання меншої кількості вихідних даних, а головне - правильніше враховує основні фактори, що впливають на індикаторні параметри двигуна. Запропонований метод дає також досить гарний збіг результатів розрахунку з експериментом. Середнє квадратичне значення похибки у визначенні параметрів рг, п і р1 за запропонованою методикою не перевищує 3,5%. Останнє свідчить про правильність прийнятої в даному методі дослідження гіпотези про визначальний вплив на процес згоряння палива в дизелі з високим наддувом тривалості подачі палива і фактора динамічності циклу - відносної кількості палива, що надійшло в циліндр за період т. В існуючих методах розрахунку тільки метод Н.Ф . Разлейцева [5] враховує

    а

    т

    Наукові розробки та дослідження

    KWWWWWW

    \

    18

    вплив тривалості подачі палива на протікання процесу згоряння в дизелі, проте він не відображає визначальну роль фактора динамічності циклу в розвитку цього процесу.

    За допомогою системи рівнянь (1) ... (33), що описують протікання робочого процесу в дизелі на різних стадіях його здійснення, можна вирішувати важливі для практики доведення двигуна завдання. Покажемо технологію використання отриманих рівнянь для визначення, наприклад, потрібних кута випередження впорскування палива (при заданій характеристиці подачі палива) або тривалості упорскування палива (при обраному куті випередження подачі палива), що забезпечують отримання в циліндрі двигуна заданого максимального тиску згоряння pz (останнє зазвичай призначається конструктором двигуна , виходячи з умов досягнення необхідної міцності деталей двигуна).

    Вибір кута випередження впорскування палива при заданих значеннях pk, Tk, g, n і ©

    Переймаючись поруч значень фвпр < 0, по формулі (27) розраховують період затримки запалення палива, а за формулою (26) оцінюють фактор динамічності циклу 0Т. Потім обчислюють кути ф5 = фвпр + т; і ф ^ = 6 - | ф5 | . За формулами (29) і (31) знаходять значення xh і xd, після чого, використовуючи отримані формули, розраховують постійні а й b для ділянки згоряння d-h. Попередньо за формулою (33) оцінюється значення показника m2 на даній ділянці. Обчисливши постійні Ар і Вр на ділянці dh, оцінивши значення показника к2 (в першому наближенні к2 = 1,29.1,30) і уточнивши за формулою (6), знаходять за допомогою рівняння (8) ступінь розширення ez, відповідну максимальному тиску згоряння, і значення тиску при обраних кутах випередження впорскування палива фвпр. Із серії прийнятих значень фвпр вибирають таке, при якому розташовується розрахункове значення pz найближче до заданого.

    Оцінка потрібної тривалості подачі палива при заданих значеннях ра, Та, g4, n і кута фвпр

    Переймаючись поруч значень тривалості подачі палива ©, в тій же послідовності проводять розрахунок величин Ti; ат, xh, xd, a, b, ez іpz, після чого вибирають таку тривалість ©, яка найбільш відповідає заданому значенню максимального тиску згоряння.

    В описаних завданнях передбачається, що процеси сумішоутворення і згоряння підкоряються тим самим закономірностям, що і в досліджуваному дослідному дизелі з високим наддувом, тобто виявляються справедливими емпіричні співвідношення (25) ... (33).

    За допомогою рівнянь (2) ... (5) можуть вирішуватися також завдання знаходження потрібного закону тепловиділення, що забезпечує задану зміну тиску газу в циліндрі при інших способах сумішоутворення.

    Покажемо це на наступному прикладі. Визначимо потрібну криву тепловиділення, при якій в циліндрі двигуна на протязі всього періоду згоряння забезпечується збереження постійного тиску p = pz = pc, тобто реалізується цикл з p = const (X = 1j на ділянці згоряння палива. Для простоти розрахунків будемо вважати, що займання палива відбувається при положенні поршня у ВМТ, тобто Vd ~ Vc - Ра? П1 в цьому випадку весь процес тепловиділення буде відбуватися

    на ділянці d-h, тобто ф = 0, xd = 0, a xh = 1. Ступінь розширення eh, відповідна кінця тепловиділення з р = const, знайдеться з рівняння

    де vjz = ^ L + cJ ± Tr.

    alnc

    осРг

    uPi

    Постійні а й Ь в рівнянні кривої тепловиділення в даному випадку (при хк = 1 і хл = 0) будуть а = - ред =

    т 2

    Тоді рівняння (4), що описує зміну тиску газу в циліндрі двигуна при згорянні палива з p = const, набуде вигляду:

    Р = Р с?.

    СРГ (е - l) (fer - 1) ,

    (? Л + C2Xfcr + m2-l)

    Показник кг в цьому рівнянні розраховується за формулою (6) при хср = 0,5 і ТСР = 0,5 (Т + Т), а значення т2 вибирається таким, щоб тиск р зі зміною? Х витримувалося б приблизно постійним. Розрахунки показують, що ця умова дотримується при показнику ступеня, що лежить в межах т2 = -0,3.-0,5.

    Для ілюстрації описаної методики побудови кривої х (? Х), що забезпечує згоряння з р = сош1 і Л = 1, було виконано розрахункове дослідження циклу двигуна, що працює з рк = 0,4 МПа, Тк = 433 К, gцл = 0,119 г / ( л-цикл) (а = 1,774) і ступенем стиснення? = 13,4, при якій досягається максимальний тиск згоряння рг = 15 МПа (при \ = 1), як і в дизелі з тими ж значеннями рк і Тк, але зі ступенем стиснення? = 10 і \ = 1,5. У цьому випадку тривалість тепловиділення повинна становити близько 35 ° ПКВ, причому характер тепловиділення описується статечної залежністю з показником ступеня т2 = -0,5 (рис. 8). Звертаючись до експериментальним кривим а (ф) і х (ф), бачимо, що при струменевому сумішоутворення реалізувати закон тепловиділення з тривалістю 35 ° ПКВ неможливо, так як тривалість подачі палива в цьому двигуні в даному випадку складе близько 39 ° ПКВ. У двигуні з передкамерним смесеобразованием, забезпеченим пристроєм для зміни площі прохідного перетину горловини, що з'єднує передкамеру з внутріціліндровие простором, закон тепловиділення, близький до встановленого в даних розрахунках, реалізується (див. На рис. 8 криву, отриману С.В. Рибінським в дослідах на передкамерного одноциліндровому дизелі).

    Розрахунки показують, що в дизелі з передкамерним смесеобразованием і підвищеним ступенем стиснення (? = 13,4; \ = 1) середнє індикаторне тиск при рк = 0,4 МПа і рг = 15 МПа виходить приблизно таким же, як і в дизелі із струменевим смесеобразованием, який працював з тими ж значеннями рк і рг, але зі зниженою ступенем стиснення (? = 10; \ = 1,5).

    Однак це виходить за умови, що втрати внаслідок теплообміну і недогорания палива, що характеризуються коефіцієнтом Ч, в двигуні з передкамерним смесеобразованием будуть такими ж, як в дизелі із струменевим смесеобразованием. Тим часом досліди показують, що в двигуні із струменевим смесеобразованием при? = 10; \ = 1,5; а = 1,77; рк = 0,4 МПа і рг = 15 МПа індикаторний ККД становить 0,419 (див. таблицю), в той час як в двигуні з передкамерним смесеобразованием і змінним прохідним перетином горловини був отриманий П = 0,398 (при? = 13).

    10 років

    журналу

    19

    X, про

    0,8

    0,6

    0,4

    0,2

    а / / ^ I

    / \ <г / / /

    / / Ц * X г

    / Ї / / //

    / / У, Г

    0 -10 10 30 50 ф ° ПКВ

    Мал. 8. Криві тепловиділення в дизелях із струменевим і передкамерним смесеобразованием (рк = 0,4 МПа, а = 1,77; р, = 15 МПа):

    --досвідчений дизель із струменевим смесеобразованием (е = 10; Х = 1,5);

    -------дизель з передкамерним смесеобразованием (Д / 5 = 15/15; е = 13; Х = 1,1);

    -------розрахункова крива при передкамерного сумішоутворення (е = 13; Х = 1,0)

    Перерахунок п на ступінь стиснення е = 13,4, що забезпечує однакове значення р, що і у двигуна із струменевим смесеобразованием, дає для двигуна з передкамерою П, = 0,403, тобто на 3,8% менше, ніж в двигуні зі зниженою ступенем стиснення і струменевим смесеобразованием. Це свідчить про те, що двигун із струменевим смесеобразованием, незважаючи на знижену ступінь стиснення, буде все ж економічніше двигуна з передкамерним смесеобразованием, що працює з тим же максимальним тиском згоряння. Причина цього, мабуть, полягає в тому, що наявність передкамери збільшує втрати теплоти від теплообміну зі стінками і недогорания палива. Крім того, в двигуні з передкамерою, що працює з більш високими температурами згоряння, ніж двигун зі зниженою ступенем стиснення, зростають і втрати теплоти, пов'язані з дисоціацією продуктів згоряння.

    Розглянуті приклади далеко не вичерпують коло завдань, які можна успішно вирішувати за допомогою запропонованого методу розрахунку дійсного робочого процесу швидкохідного дизеля з високим наддувом. Зокрема, великий практичний інтерес представляє оптимізаційна задача на вибір раціональних параметрів робочого процесу (рк, Тк, е, а, фвпр, 0), що забезпечують отримання заданого середнього індикаторного тиску (при прийнятих обмеженнях по максимальному тиску згоряння р,) з мінімально можливим при розглянутих умовах значенням індикаторного питомої витрати палива. Таке завдання може бути вирішена на ЕОМ шляхом проведення варіантних розрахунків за пропонованою методикою з перебором ряду можливих значень рк, Тк, е, а, фвпр, 0 і пошуком таких їхсукупностей, які відповідають заданим граничним умовам.

    З виконаного дослідження випливають такі важливі для практики положення.

    • Вперше в теорії двигунів внутрішнього згоряння з безпосереднім уприскуванням палива виконано аналітичне інтегрування диференціального

    рівняння балансу теплоти в циліндрі двигуна при згорянні палива. В результаті отримано рівняння, що встановлюють безпосередній зв'язок тиску і температури газу з кутом повороту колінчастого вала і характеристикою палив-воподачі, в тому числі рівняння для розрахунку максимальних тиску і температури згоряння і індикаторних параметрів дизеля - індикаторного ККД і середнього індикаторного тиску.

    • Показана визначальна роль характеристики подачі палива в розвитку процесу тепловиділення при високому наддуванні і в першу чергу - тривалості уприскування палива і фактора динамічності циклу (відносної кількості палива, поданого за період затримки запалення). На підставі обробки експериментальних індикаторних діаграм швидкохідного дизеля з високим наддувом отримані узагальнені емпіричні залежності, що встановлюють зв'язок відносної кількості теплоти, що виділилася за основний період згоряння, і тривалості всього процесу згоряння з фактором динамічності циклу.

    • Двигун з високим наддувом і низьким ступенем стиснення має за інших рівних умов менші відносні втрати індикаторного роботи в дійсному циклі, ніж дизель з помірним наддувом і підвищеним ступенем стиснення. Це відкриває широкі можливості для форсування дизеля високим наддувом за умови одночасного скорочення тривалості подачі палива до 45.50 ° ПКВ при циклових подачах 450.550 мг / цикл.

    • Встановлено, що в дизелі з високим наддувом близько 40% сумарних втрат індикаторної роботи в дійсному циклі припадає на частку втрат внаслідок тепловіддачі в стінки, інші 60% складають втрати внаслідок недосконалості процесів сумішоутворення і згоряння палива. Скорочення кожного виду цих втрат на 50.60% дозволить підвищити індикаторний ККД дизеля (при регулюванні останнього на той же значення р,, що у вихідного двигуна) на 3,5.4% внаслідок зменшення втрат на тепловіддачу і ще на 4.5% при поліпшенні досконалості процесів сумішоутворення і згоряння.

    _ Література

    1. Теорія двигунів внутрішнього згоряння / Под ред. Дьяченко Н.Х. -М .: Машинобудування, 1974. - 552 с.

    2. Жуков В.П., Павличенко А.М. Дослідження характеристик тепловиділення ДВС по навантажувальної характеристиці за допомогою методів нелінійного програмування. Праці МКІ, вип. 12. - Миколаїв: МКІ, 1976. - С. 50-55.

    3. Двигуни внутрішнього згоряння: Теорія поршневих і комбінованих двигунів: Учеб. для Втузов за фахом «Двигуни внутрішнього згоряння» / вирубок Д.Н., Іващенко Н.А., Івін В.І. та ін. За ред. А.С. Орліна, М.Г. Круглова, 4-е изд., Перераб. і доп. - М .: Машинобудування, 1983. - 372 с.

    4. Воїнів А.Н. Згоряння в швидкохідних поршневих двигунах. - М .: Машинобудування, 1977. - 275 с.

    5. Разлейцев Н.Ф., Семенов Н.Г., Левкович С.А. Розрахунок процесу згоряння в тепловозних дизелів: Респ. Міжвід. науч-техн. збірник, вип. 27. - Харків: Вища школа, 1978. - 82 с.

    6. Портнов Д.А. Швидкохідні турбопоршневий двигуни з запалюванням від стиснення. - М .: Машгиз, 1963. - 638 с.

    7. Толстов А.І. Процеси сумішоутворення і згоряння в швидкохідних двигунах із запалюванням від стиснення при наддуванні. Праці ВНІТОЕ. - М .: Машгиз, 1954.

    8. Роганов С.Г. Аналітичне визначення коефіцієнта залишкових газів в двотактних двигунах // Известия вузів. - 1964. - № 7. - С. 15-18.

    10 років

    журналу

    21


    Ключові слова: БАЛАНС ТЕПЛОТИ /HEAT BALANCE /ТИСК І ТЕМПЕРАТУРА В ЦИЛІНДРІ ДИЗЕЛЯ /PRESSURE AND TEMPERATURE IN THE DIESEL CYLINDER /ФАКТОР динамічно ЦИКЛУ /THE FACTOR OF DYNAMIC CYCLE /КІЛЬКІСТЬ ТЕПЛОТИ /AMOUNT OF HEAT /Індикаторні ПОКАЗНИКИ ДИЗЕЛЯ /INDICATOR VALUE OF THE DIESEL

    Завантажити оригінал статті:

    Завантажити