/
Author: Луканин В.Н. Морозов К.А. Хачиян А.С.
Tags: тепловые двигатели (кроме паровых машин и паровых турбин) теплоэнергетика теплотехника физика механика тепловые двигатели двигатели внутреннего сгорания
ISBN: 5-06-004142-5
Year: 2005
Text
ДВИГАТЕЛИ
ВНУТРЕННЕГО
СГОРАНИЯ
J Теория рабочих процессов
Издание второе, переработанное и дополненное
Под редакцией
члена-корреспондента РАН,
проф., д-ра техн, наук В.Н. Луканина и
проф., д-ра техн, наук М.Г. Шатрова
Допущено
Министерством образования
Российской Федерации
в качестве учебника для студентов
высших учебных заведений,
обучающихся по специальности
«Автомобили и автомобильное хозяйство»
направления подготовки дипломированных
специалистов «Эксплуатация наземного
транспорта и транспортного оборудования»
МОСКВА
«ВЫСШАЯ ШКОЛА»
2005
УДК 621.43
ББК 31.365
Д23
Учебник-комплекс «ДВС» удостоен премии Правительства
Российской Федерации в области науки и техники за 1999 год
В. Н. Луканин, К. А. Морозов, А. С. Хачиян, И. В. Алексеев,
Л. Н. Голубков, Б. Я. Черняк, В. И. Трусов, Г. М. Камфер,
В. 3. Махов, С. А. Пришвин, В. В. Синявский, Л. М. Матюхин,
Н. И. Назаров, М. Г. Шатров
Рецензент —
кафедра «Поршневые и комбинированные двигатели» Ml "ГУ им. Н. Э. Ба-
умана (зав. кафедрой — заслуженный деятель науки и техники РФ,
д-р техн, наук, проф. Н. А. Иващенко)
Двигатели внутреннего сгорания. В 3 кн. Кн. 1. Теория
Д 23 рабочих процессов: Учебник для вузов/ В. Н. Луканин, К. А.
Морозов, А. С. Хачиян и др.; Под ред. В. Н. Луканина.— 2-е
изд., перераб. и доп.— М.: Высшая школа, 2005. — 479 с.: ил.
ISBN 5-06-004142-5
Рассмотрены рабочие процессы и их влияние на энергетические, экономи-
ческие и экологические факторы, а также на показатели надежности ДВС. Дан
анализ влияния конструктивных и эксплуатационных особенностей двигателей
на протекание рабочих процессов.
В отличие от первого издания (1-е — 1995 г.) более подробно рассмот-
рены вопросы современной организации рабочих процессов в ДВС, проблемы
использования альтернативных видов топлива и систем питания. Отражены
нддме и пффектинные..пути улучшения показателей ДВС.
I быть полезен для аспирантов
и у gVi- -i. |
(МЛ ’ И У УДК 621.43
А \ / I ББК 31.365
Иив. № О V7
ISBN 5-06-004142-5 (кн; 1) © ФГУП «Издательство «Высшая школа», 2005
ISBN 5-06-004145-Х
Оригинал-макет данного издания является собственностью издательства «Вы-
сшая школа», и его репродуцирование (воспроизведение) любым способом без
согласия издательства запрещается.
ПРЕДИСЛОВИЕ
Авторский коллектив Московского автомобильно-дорожного
института (государственного технического университета), состоя-
щий из преподавателей кафедры «Теплотехника и автотракторные
двигатели» (ТАТД) и работников Проблемной лаборатории транс-
портных двигателей (ПЛТД), накопил значительный материал,
включающий результаты исследовательских работ за несколько
десятилетий труда. Поэтому естественным было стремление
авторского коллектива помимо последних достижений в области
теории и конструирования двигателя, опубликованных в литерату-
ре, внести то новое, что было получено в собственных эксперимен-
тальных исследованиях и теоретических разработках.
Настоящий учебник состоит из трех книг: в первой изложены
вопросы теории рабочих процессов ДВС, системы топливоподачи,
управление ДВС, экологические характеристики ДВС; во второй —
кинематики и динамики, конструирования и расчетов на прочность
деталей и механизмов ДВС, колебаний ДВС; в третьей даны общие
методические указания по использованию Интегрированного
обучающего комплекса «ДВС» (ИОК «ДВС»), содержащего ком-
пьютерные лекции, лабораторные работы по теории и конструкции
ДВС, курсовое и дипломное проектирование, моделирование рабо-
чих процессов в ДВС.
Учебник совместно с ИОК «ДВС» составляет учебно-методичес-
кий комплекс. В нем впервые осуществлена попытка обобщенно
подойти к курсу ДВС именно в предположении использования
компьютера в течение всего периода обучения.
Кафедра «Теплотехника и автотракторные двигатели» МАДИ
(ГТУ) прошла несколько этапов в использовании и накоплении
опыта применения компьютерной техники. Прежде всего необходи-
мо отметить периоды острой нехватки этой техники. Однако можно
утверждать, что на сегодня кафедра оснащена этой техникой удов-
летворительно: действует лаборатория информационных техноло-
гий в инженерном образовании; имеются классы, оснащенные пер-
сональными компьютерами. Организационно кафедральная вычис-
лительная техника была централизована и вначале служила
только для исследовательских расчетов, а студенты могли пить
наблюдать за тем, как это делается. Через определенное время
наступил период более активного привлечения студентов к работе
з
на ЭВМ в процессе курсового и дипломного проектирования, а так-
же проведения исследовательских работ с передачей машине функ-
ций управления стендом.
В настоящее время, когда осуществлен переход на персональные
компьютеры, есть возможность фронтального использования сту-
дентами ЭВМ при изучении ДВС.
Таким образом, накоплен более чем 35-летний опыт применения
ЭВМ в учебном процессе и исследовательской практике, что нашло
свое отражение в учебнике.
Широкое и комплексное использование учебника-комплекса
«ДВС» позволило отработать методику его применения в учебном
процессе. За это время произошло существенное развитие Интег-
рированного обучающего комплекса «ДВС». Учебник-комплекс
«ДВС» успешно используется более чем в 100 учебных заведениях
различных стран Европы, Азии, Африки, Америки.
Однако преждевременно утверждать, что имеет место полное
понимание возможностей применения ЭВМ в учебном процессе
и разработаны все дидактические принципы и приемы организации
учебного процесса подготовки будущих специалистов по ДВС с ис-
пользованием вычислительной техники. Это происходит потому,
что информационные технологии непрерывно совершенствуются,
расширяются их возможности. ,
Анализ результатов работы над учебником-комплексом позво-
лил сделать следующие выводы.
Появилась возможность более строгого и глубокого изложения
материала при сокращении традиционных затрат времени на лекци-
онные курсы. Основные усилия перенесены на самостоятельную
работу, практические занятия и семинары, что позволяет существен-
но индивидуализировать процесс обучения. Применение данного
учебника-комплекса дает возможность перейти от группового мето-
да обучения к индивидуальному.
Учебник-комплекс позволяет достаточно гибко дозировать ма-
териал для различных групп обучающихся. Это дает возможность
постоянно увеличивать объем материала, расширяя его структуру,
использовать более современные формы изложения. Процесс совер-
шенствования учебника непрерывен.
Организация обучения на базе данного учебника-комплекса тре-
бует меньших финансовых затрат. Следовательно, она более эконо-
мична, чем традиционная. Также обеспечиваются экологическая
чистота проведения расчетных экспериментов и возможность моде-
лирования экстремальных ситуаций при функционировании ДВС.
Применение этого комплекса не требует больших затрат. В то же
время нельзя не отметить огромный труд и средства, затраченные
при разработке самого учебника-комплекса.
Наряду с существенным расширением возможностей обучения
резко возрастают требования к профессиональному уровню препо-
4
давателей, интенсифицируется их труд, возникает необходимость
повышения качества, содержательности и многовариантности за-
дач, предлагаемых студентам. Преподаватель должен хорошо пред-
ставлять возможности используемых алгоритмов, типовые ошибки
студентов, владеть вычислительной техникой. При использовании
учебника-комплекса «ДВС» изменяются функции преподавателя. Он
формирует, исходя из поставленной цели и имеющихся средств,
и задает направление самостоятельного обучения студента, конт-
ролирует и, направляя работу обучаемого, оценивает уровень его
подготовки.
Требуется серьезная методическая проработка вопросов по опре-
делению эффективного сочетания натурных и имитационных экс-
периментов, объема «ручных» расчетов и вычислений с помощью
ЭВМ, характера взаимодействий в системе обучаемый — препода-
ватель — учебник-комплекс. Полученный в результате применения
учебника-комплекса «ДВС» опыт позволяет нам утверждать, что
в процессе обучения необходимо органично использовать все эти
составляющие. Учебник-комплекс построен на объединении тради-
ций, современных знаний о двигателях, методического опыта пре-
подавания ДВС и современных информационных технологий, вы-
званных развитием вычислительной техники.
Наибольшего эффекта обучения можно достичь только при
включении ЭВМ во все элементы учебного процесса: лекции, лабо-
раторные работы, проектирование, моделирование и исследование
процессов в ДВС, контроль уровня подготовки.
При создании учебника-комплекса авторы исходили из того, что
здесь главное не компьютер, а предметная область — двигатели
внутреннего сгорания. Развитие использования ЭВМ шло от ком-
пьютерного «романтизма» (ЭВМ может все; все можно решить
с помощью ЭВМ) к пониманию того, что вычислительная тех-
ника — только инструмент, с помощью которого можно решать все
более сложные и общие задачи обучения, но ни в коей мере не
исключающая преподавателя, а лишь ему помогающая.
Эффективность обучения с использованием учебника-комплекса
«ДВС» возрастает, если у студента имеется соответствующая моти-
вация к обучению и выработан интерес к предмету.
Итак, уважаемые коллеги, приступайте к работе: читайте, рабо-
тайте, размышляйте, придумывайте самостоятельно ситуации и за-
дачи и решайте их с помощью данного учебника-комплекса.
Учебник предназначен для студентов высших учебных заведений,
обучающихся по направлению «Наземные транспортные системы»,
специальностям «Автомобиле- и тракторостроение», «Автомобили
и автомобильное хозяйство», «Машины инженерного вооружения»;
по направлению «Энергомашиностроение», специальности «Двигате-
ли внутреннего сгорания»; по направлени«Технологические машины
5
и оборудование», специальности «Подъемно-транспортные, стро-
ительные, дорожные машины и оборудование»; по направлению
«Эксплуатация транспортных средств» и специальностям «Органи-
зация дорожного движения», «Сервис и техническая эксплуатация
транспортных и технологических машин и оборудования» (автомо-
бильный транспорт; строительное, дорожное и коммунальное ма-
шиностроение).
Авторы благодарны коллективу кафедры «Поршневые и ком-
бинированные двигатели» Ml ТУ им. Н. Э. Баумана (зав. кафед-
рой — д-р техн, наук, проф. Н. А. Иващенко) за большой труд по
рецензированию учебника.
Общее руководство работой и редактирование рукописи осуще-
ствлено чл.-кор. РАН, д-ром техн, наук, проф. В. Н. Луканиным.
В этом ему помогали К. А. Морозов (книга 1), И. В. Алексеев (кни-
га 2). Редактирование книги 3 выполнено М. Г. Шатровым.
Отдельные разделы первой книги учебника написали: В. Н. Лу-
канин — предисловие и введение (совместно с М. Г. Шатровым),
3.2, гл. 7 (совместно с А. С. Хачияном), 8.1 (совместно с К. А. Мо-
розовым) и 8.2; К. А. Морозов — 3.1, 3.4, 3.5, 4.1.3, 4.1.5, 5.1, 8.3;
А. С. Хачиян — 3.6.2, гл. 4 (кроме 4.1.3, 4.1.5), 9.4.2; И. В. Алек-
сеев — гл. 1; Л. Н. Голубков — 5.2 и 10.2; Б. Я. Черняк — 9.5,
9.6, 10.1 и 10.3; В. И. Трусов — 3.6.1; Г. М. Камфор — гл. 2;
С. А. Пришвин — 9.1 и 9.2 (кроме 9.2.3), 9.3.1, 9.4.1, 9.7; В. В. Си-
нявский — гл. 6, 9.2.3 и 9.3.2; В. 3. Махов — 3.3; Л. М. Матюхин —
3.7; Н. И. Назаров — 10.4.
Авторы будут признательны читателям за замечания по учеб-
нику.
।
Авторы
ВВЕДЕНИЕ
Необходимость осуществления больших объемов грузовых
и пассажирских перевозок вызвала увеличение выпуска автомоби-
лей. Эта тенденция устойчиво сохраняется и в настоящее время.
Основой автотранспортной энргетики в ближайшем будущем
останутся поршневые двигатели внутреннего сгорания (ПДВС), ко-
торые после столетнего развития достигли высокого совершенства.
Факторами, влияющими на конструкцию ПДВС, являются необ-
ходимость увеличения удельной мощности, повышение надежности
и возможность использования двигателя в различных условиях
эксплуатации при минимальных расходах топлива, стоимости и за-
тратах материалов. В дополнение к этим факторам конструкция
и рабочий процесс будут определяться также требованиями нор-
мативных ограничений и технологическими требованиями. Пояс-
ним несколько подробнее сказанное. Правильным является положе-
ние о том, что двигатель и потребляемое им топливо дают мак-
симальный эффект в том случае, когда двигатель создан в расчете
именно на потребляемое им топливо. В ближайшем будущем виды
топлива нефтяного происхождения останутся основными энергоно-
сителями для ПДВС. Однако следует предположить, что спрос
на энергию в ближайшие десятилетия будет расти. Это справед-
ливо потому, что повышение благосостояния и уровень жизни
прямо пропорционально зависят от потребления энергии на душу
населения.
Также естественно, что тенденция развития ПДВС проявит себя
в стремлении получить максимальный эффективный коэффициент
полезного действия путем использования в нем более сложных
решений и технологий.
Усложнение конструкции двигателя потребует увеличения за-
трат труда, главным образом в сфере эксплуатации, что крайне
нежелательно. Следовательно, предполагая дефицит рабочей силы,
будет действовать тенденция, направленная на разработку и тех-
нологию изготовления двигателей, требующих минимальных за-
трат труда при обслуживании и ремонте.
Если еще раз обратиться к топливу, то здесь можно отметить,
что в мире наметилась тенденция к выработке продукции по тех-
ническим требованиям, близким к предельным. Эго происходит
7
из-за желания производить больше топлива для удовлетворения
растущей в нем потребности. Снижение качества топлива заставит
искать решения, которые позволили бы избежать возможных нега-
тивных последствий в эксплуатации.
Для достижения высоких показателей современных ДВС предъ-
являются более высокие требования к системе управления ДВС
и всего транспортного средства, к точности и стабильности его
регулировок, что также приведет к усложнению конструкции ПДВС
и потребует повышенных затрат труда в эксплуатации. В процессе
эксплуатации необходимо обеспечить надежную работу ПДВС даже
при нарушении номинальных параметров технических характери-
стик или неправильном использовании ПДВС.
Таковы главные технико-экономические факторы, которые опре-
деляют современный ресурс ПДВС.
Однако они должны быть дополнены «нормативными ограниче-
ниями». Здесь речь идет прежде всего об ограничении токсичных
и нетоксичных выделений ПДВС и величины акустического излу-
чения.
Практика показывает, что резервы их дальнейшего совершенст-
вования далеко не исчерпаны. Авторы стремились отразить в учеб-
нике последние достижения и перспективные направления в раз-
витии теории и расчетов рабочих процессов, а также в применении
современных методов конструирования ПДВС. Должное внимание
уделено использованию альтернативных видов топлива и новых
конструкционных материалов.
Многие достижения в ПДВС связаны с использованием ком-
пьютерной техники для управления его системами. Это, в свою
очередь, обусловило прогресс в организации рабочих процессов
и конструкции систем двигателей, рассчитанных на управление при
помощи компьютера: топливоподача и искровое зажигание смеси,
фазы газораспределения, управляемые системы впуска и наддува,
управляемая интенсивность вихревого движения заряда в цилиндре,
нейтрализация отработавших газов и т. п. Продолжаются активные
поиски работоспособных конструкций, позволяющих осуществлять
управляемое изменение рабочего объема цилиндров, степени сжа-
тия, утилизации теплоты.
В связи с этим возникла новая проблема комплексного микро-
процессорного управления двигателем с целью наилучшего удов-
летворения жестких требований к топливной экономичности в соче-
тании с хорошими экологическими показателями ПДВС.
Поэтому подготовка специалистов по ДВС и создание отвеча-
ющих современным требованиям учебных материалов остаются
важными задачами.
Разрабатывая компьютерную версию учебника по двигателям
внутреннего сгорания, авторы придерживались классического взгля-
8
да на все разделы курса, что нашло отражение в его структуре:
теория рабочих процессов; кинематика и динамика; конструкция
и расчет на прочность деталей двигателя; лабораторный практикум;
пособие по курсовому (дипломному) проектированию; моделирова-
ние процессов в ДВС.
Глубокое понимание принципов работы ПДВС, строгая научная
обоснованность путей и методов дальнейшего совершенствования
ПДВС — главные требования к специалисту будущего.
Из всего комплекса проблем выделим, на наш взгляд, глав-
ные: 1) улучшение топливной экономичности; 2) совершенствование
экологических характеристик ПДВС; 3) повышение надежности
ПДВС.
В общем виде основную задачу инженера ближайшего будущего
можно было бы сформулировать следующим образом: разработка
экологически чистых автомобильных энергоустановок, обеспечива-
ющих высокое качество и эффективность автомобильных перевозок
при минимальном воздействии на окружающую среду, минималь-
ных затратах труда, эксплуатационных материалов и энергии при
их производстве и в процессе эксплуатации.
Взаимодействие автомобильной энергоустановки с окружающей
средой происходит посредством потоков вещества, энергии и энт-
ропии на всем протяжении жизненного цикла установки, т. е. на
стадиях получения конструкционных и эксплуатационных матери-
алов, изготовления, выполнения транспортной работы, восстанов-
ления работоспособности и утилизации.
Автомобильная энергоустановка считается экологически чистой,
если ее создание, функционирование и утилизация не приводят
к нарушению стабильности экосистемы «автомобильный транс-
порт — окружающая среда», т. е. выходу характеристик ее состоя-
ния за пределы допуска (регламентируемых антропогенных измене-
ний или техногенных воздействий).
Таким образом, можно сформулировать следующие требования
к энергоустановке: транспортная эффективность, безопасность вы-
полнения транспортных услуг, обеспечение транспортного комфор-
та и сохранности грузов при транспортировке, безвредность воз-
действия на окружающую среду, сохранение природных (топливно-
энергетических, материальных, трудовых) ресурсов. Обязательным
остается и требование транспортной эффективности, которому
должна соответствовать любая, в том числе и экологически чистая,
энергоустановка.
Для бензиновых энергоустановок легковых автотранспорт-
ных средств наибольшую значимость имеют высокая удельная
мощность, минимальные выбросы оксидов азота, полиарома-
тических углеводородов, допустимый уровень звука и минималь-
ный удельный расход топлива; для дизельных — минимальный
9
удельный расход топлива, допустимый уровень звука, минималь-
ные выбросы оксидов азота, твердых частиц и полиароматических
углеводородов.
ДВС — сложный технический объект, который в процессе жиз-
ненного цикла постоянно взаимодействует с ЭВМ. Компьютер
применительно к современному ДВС обеспечивает его эффективное
функционирование. ЭВМ является основой управляюще-измери-
тельного комплекса при испытаниях и исследованиях ДВС, инст-
рументом при автоматизированном проектировании двигателя, ва-
жнейшим компонентом процесса обучения специалистов, проекти-
рующих, исследующих и обслуживающих ДВС.
Второе издание учебника «Двигатели внутреннего сгорания»
написано тем же коллективом авторов. Оно, естественно, базирует-
ся на тех же принципах, что и первое.
Это прежде всего классическое построение курса, основанное на
термодинамическом описании рабочих процессов так, как это впер-
вые было сделано в начале прошлого века основателями отечест-
венной науки о ДВС.
С тех пор сами двигатели и научные представления о них ушли
очень далеко вперед. Поршневые двигатели практически стали
единственным в мире типом двигателя, используемым на транспор-
те и дорожных машинах, в сельском хозяйстве, а масштабы их
производства к началу третьего тысячелетия достигли 1 млрд штук.
Причиной такой ситуации явилось то, что в процессе своей эво-
люции двигатели достигли высокой степени совершенства. Это
по-прежнему наиболее высокоэкономичные машины. Они способны
работать на любом виде жидкого или газообразного топлива,
включая спирты, сжатый природный газ, водород. Поршневые дви-
гатели достигли и высочайшей надежности (более 1 млн км пробега
автомобиля).
Естественно, в данный период развивались и научные представ-
ления о работе двигателей и их систем. С нашей точки зрения все
это нашло отражение и в учебнике.
В последние годы мощное развитие получило учение о токсичес-
ких (экологических) характеристиках ДВС. Это соответствующим
образом изложено на страницах учебника.
ДВС стали объектом комплексного компьютерного управления
рабочими процессами, что также отражено в учебнике.
Ну и, наконец, человечество видимо вплотную подошло к поро-
гу, когда потребление традиционного моторного топлива (бензины,
дизельные топлива) начнет уменьшаться, а на смену придет топливо
ненефтяного происхождения (альтернативные топлива). Поэтому
в учебнике нашли отражение материалы, характеризующие свойст-
ва этих топлив, а также содержатся сведения об эксплуатационных
10
свойствах двигателей, работающих, в частности, на сжатом природ-
ном газе.
Со времени первого издания учебника наука о ДВС и сами
двигатели стремительно развивались и претерпели значительные
изменения. Поэтому во втором издании учебника существенно об-
новлена информация о современных ДВС. Также из него изъяты
устаревшие материалы, исправлены замеченные ошибки и опечатки.
Считаем, что второе издание будет полезным в постановке курса
ДВС на основе развития представлений о науке ДВС и применения
вычислительной техники.
ГЛАВА 1
ПРИНЦИПЫ, ПОКАЗАТЕЛИ
И УСЛОВИЯ РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЕЙ
1.1. ОБЛАСТИ ПРИМЕНЕНИЯ И ЭЛЕМЕНТЫ
КЛАССИФИКАЦИИ ДВИГАТЕЛЕЙ
Устройства, преобразующие какой-либо вид энергии в работу,
называют двигателями. Устройства, трансформирующие в работу
тепловую энергию, носят название тепловых двигателей (ТД).
ТД являются основным типом энергетической установки на всех
видах транспорта (железнодорожный, речной, морской, автомо-
бильный и воздушный), на сельскохозяйственных и дорожно-стро-
ительных машинах.
Различают ТД стационарные и транспортные. Для транспорт-
ных двигателей характерна работа при изменении в широких пре-
делах скоростного и нагрузочного режимов, а также необходимость
сохранения работоспособности при изменениях положения двига-
теля в пространстве. К ним предъявляются повышенные требования
по уменьшению габаритов и массы.
По способу подвода теплоты к рабочему телу (PT) (РТ — это
субстанция, с помощью которой происходит преобразование тепло-
вой энергии в работу) различают двигатели с внешним подводом
теплоты (ДВПТ) и двигатели внутреннего сгорания (ДВС). Для
ДВПТ характерны следующие особенности:
• теплота к РТ подводится вне двигателя (обычно в теплообмен-
нике);
РТ не обновляется и циркулирует в различных агрегатных
состояниях по замкнутому контуру;
работа совершается в турбине или в расширительном ци-
линдре.
Классический пример этого типа ТД — паровой двигатель, схе-
ма которого приведена на рис. 1.1. Здесь теплота Qi подводится
к РТ (вода) в парогенераторе и в пароперегревателе, работа Д, со-
вершается в паровой турбине, теплота Q2 от РТ отводится в кон-
12
Рис. 1.1. Схема парового двигателя:
1 — парогенератор (котел); 2 — пароперегреватель; 3 — паровая турбина; 4 — конденсатор;
5 — питательный насос
денсаторе, где отработавший в турбине пар превращается в воду.
Далее вода питательным насосом перекачивается вновь в парогене-
ратор.
Для ДВС характерны следующие признаки:
сжигание топлива, выделение теплоты и преобразование ее
в работу происходят непосредственно в двигателе;
РТ обновляется в процессе работы двигателя.
ДВС по сравнению с ДВПТ имеют, как правило, существенно
меньшие габариты и массу на единицу производимой мощности,
вследствие чего они являются в настоящее время основным типом
транспортных энергетических установок.
По конструкции элементов, с помощью которых тепловая энер-
гия сгорающего топлива преобразуется в работу, различают: порш-
невые ДВС с возвратно-поступательно движущимися поршнями
(ПДВС); двигатели с вращающимися поршнями, или роторно-
поршневые ДВС (РПД); газотурбинные двигатели (ГТД); реактивные
двигатели (РД).
В качестве примера для анализа признаков, присущих конструк-
ции ДВС, рассмотрим схему простейшего одновального ГТД, пред-
ставленную на рис. 1.2.
Принцип работы двигателя заключается в следующем: компрес-
сором, рабочее колесо которого находится на одном валу с турби-
ной, воздух сжимается до давления рх и подается в камеру сгорания,
куда топливным насосом впрыскивается через форсунку топливо.
После поджигания факела топлива запальной свечой в камере об-
разуются продукты сгорания, имеющие высокую температуру, ко-
торые поступают на турбину, где производят полезную работу.
Далее РТ покидает двигатель в виде отработавших газов (ОГ). Как
следует из приведенной схемы, теплота при сгорании топлива выде-
ляется внутри двигателя и РТ непрерывно обновляется. Из-за не-
удовлетворительной топливной экономичности РПД, ГТД и РД не
нашли широкого применения в наземной транспортной технике.
13
Топливо
Рис. 1.2. Схема одновального газотурбинного двигателя:
1 — компрессор; 2 — форсунка; 3 — тамерл сгорания; 4 — топливный насос; 5 — турбина
Здесь в качестве энергетических установок используются главным
образом ПДВС*.
По способу воспламенения смеси различают ДВС с принуди-
тельным (преимущественно искровым) зажиганием и дизели, ра-
ботающие с воспламенением от сжатия. В двигателях с искровым
зажиганием используются два вида топлива: жидкость — преиму-
Рис. 1.3. Схема и индикаторная
диаграмма карбюраторного дви-
гателя:
1 — поплавковая камера; 2 — диф-
фузор; 3 — дроссельная заслонка;
4 — свечи 3&ХИГ8НИЯ
•Далее ПДВС для краткости будем обозначать ДВС.
14
щественно бензин (бензиновые двигатели) и газ (газовые двига-
тели).
Бензиновые карбюраторные (рис. 1.3) и газовые двигатели,
в которых топливовоздупшая смесь, поступающая в цилиндры,
подготавливается вне цилиндра в автономном устройстве, назы-
ваемом карбюратором или смесителем, по другому признаку
классификации относят к ДВС с внешним смесеобразованием.
Двигатели с искровым зажиганием выполняются также с впры-
скиванием топлива во впускной трубопровод (обычно на впускной
клапан) (рис. 1.4) или в цилиндр. В этом случае формально к двига-
телям с внешним смесеобразованием может быть отнесен только
первый конструктивный вариант.
В дизелях топливо впрыскивается непосредственно в цилиндр,
в силу чего они относятся к двигателям с внутренним смесеоб-
разованием (рис. 1.5).
Следует отметить еще один признак, отличающий двигатель
с искровым зажиганием от дизеля,— способ регулирования мощ-
ности. Двигатели с искровым зажиганием относятся к ДВС с ко-
личественным регулированием, так как их мощность регулируется
на большей части режимов изменением количества подаваемой
в цилиндры топливовоздупшой смеси (ТВС).
12
Рис. 1.4. Схема двигателем с впрыски-
ванием бензина во впускную систему:
1 — кривошипно-шатунный механизм; 2 —
блок-картер; 3 — свеча зажигания; 4 — фор-
сунка; 5 — дроссель; 6 — расходомер возду-
ха; 7 — воздухоочиститель; 8— электронный блох управления; 9— топливный фильтр; 10—
топливный насос; 11 — топливный бак; 12 —регулятор давления
GB,G,
&
15
Рис. 1.5. Схема и индикаторная диаграмма дизеля:
1 — редуктор; 2 — ТНВД; 3 — форсунка
Дизели являются двигателями с качественным регулированием,
так как в них для изменения мощности в практически неизменное
количество воздушного заряда впрыскивается различное количе-
ство топлива, что меняет относительное содержание в ТВС топ-
лива и воздуха. Это обстоятельство существенно влияет на харак-
тер физико-химических процессов, обеспечивающих преобразова-
ние энергии топлива в работу.
По способу осуществления цикла различают двухтактные
и четырехтактные ДВС. Из определения такта работы как сово-
купности процессов, протекающих в цилиндре двигателя при пере-
мещении поршня между верхней и нижней мертвыми точками
(ВМТ и НМТ), следует, что в четырехтактном ДВС рабочий
процесс совершается за два оборота коленчатого вала, в двухтакт-
ном — за один.
1.2. РАБОЧИЕ ПРОЦЕССЫ ДВИГАТЕЛЕЙ
Характер процессов, формирующих рабочий цикл ДВС, зависит
от принципов организации газообмена, способа организации смесе-
образования (внешнее или внутреннее) и воспламенения (от искры
или от сжатия).
16
1.2.1. РАБОЧИЕ ПРОЦЕССЫ ЧЕТЫРЕХТАКТНОГО
ДВИГАТЕЛЯ С ИСКРОВЫМ ЗАЖИГАНИЕМ
Используемое топливо — бензин представляет собой смесь низ-
кокипящих углеводородов, в которой совокупная массовая доля
формирующих их химических элементов составляет в среднем: gc —
0,855 и g, — 0,145. Для сжигания 1 кг топлива такого элементного
состава необходимо количество кислорода, которое содержится
в /0= 14,9 кг воздуха.
Топливовоздушная смесь в зависимости от режима работы дви-
гателя имеет различное относительное содержание топлива и воз-
духа (различное «качество»). Качество ТВС оценивается коэффици-
ентом избытка воздуха а, который представляет собой отношение
количества воздуха, содержащегося в смеси, G, к тому его мини-
мальному количеству, которое требуется для полного сгорания
всего находящегося в ней топлива GT:
a~GJlaGx.
При а=1 воздуха в смеси ровно столько, сколько необходимо
для полного сгорания всего находящегося в ней топлива (стехи-
ометрическая смесь).
При а<1 (богатая топливом смесь) воздуха меньше, чем необ-
ходимо для полного сгорания находящегося в ТВС топлива.
При а> 1 (бедная смесь) в ТВС имеется избыток воздуха.
Рабочий процесс двигателя принято анализировать по индика-
торной диаграмме, представляющей собой зависимость давления
в цилиндре двигателя р от текущего объема надпоршневого про-
странства V (см. рис. 1.3).
Такт I (впуск) реализуется при повороте кривошипа от 0 до 180°,
чему соответствует изменение объема надпоршневого пространства
от Vc (объем камеры сгорания) при <р=0° (ВМТ) до КО=КС+КА
(полный объем цилиндра) при <р = 180° (НМТ). Объем Vh называют
рабочим объемом цилиндра.
В действительном цикле понятия «такт» и «процесс» не совпада-
ют вследствие того, что для лучшей организации процессов газооб-
мена клапаны открываются до начала соответствующего такта
и закрываются после его завершения.
Перед началом впуска в объеме камеры сгорания Vc находятся
продукты сгорания, оставшиеся от предыдущего цикла, которые
называются остаточными газами. Заполнение свежим зарядом ци-
линдра (линия га на диаграмме) происходит из-за разрежения,
создаваемого движущимся в сторону НМТ поршнем.
Давление ра в конце такта впуска (точка а) определяется гидрав-
лическими потерями во впускном такте, величина которых зависит
2 - 4664
17
от скоростного и нагрузочного режимов работы двигателя (от
скорости перемещения ТВС по впускному тракту и от степени
открытия дроссельной заслонки). На режиме номинальной мощ-
ности (дроссель открыт полностью, и частота вращения колен-
чатого вала равна номинальной) ра=0,08...0,09 МПа.
На температуру Та влияют теплообмен свежего заряда с элемен-
тами двигателя, формирующими впускную систему и камеру сгора-
ния, и его охлаждение за счет затрат теплоты на испарение топлива.
Для компенсации этих затрат в карбюраторном двигателе осущест-
вляется специальный подогрев ТВС во впускном трубопроводе, ОГ
или горячей жидкостью из системы охлаждения. Кроме того, тем-
пература свежего заряда в цилиндре увеличивается вследствие пере-
мешивания его с горячими остаточными газами. На номинальном
режиме в двигателе с искровым зажиганием превалирует подогрев
свежего заряда и То=320—350 К.
Чем больше уровень гидравлических потерь, чем выше подогрев
свежего заряда, чем больше количество продуктов сгорания оста-
лось в цилиндре двигателя от предыдущего цикла, тем меньше
свежего заряда разместится в цилиндре двигателя к концу процесса
впуска. Совершенство организации процесса наполнения оценивает-
ся коэффициентом наполнения г]у, представляющим собой отноше-
ние количества свежего заряда, поступившего в цилиндр в процессе
наполнения, к тому его количеству, которое разместилось бы в ра-
бочем объеме — Vh (часть общего объема цилиндра — Vc запол-
нена остаточными газами), если бы температура и давление в конце
впуска были бы равны температуре и давлению на входе во впуск-
ную систему (ро=рк); (Та=Тж).
Такт П работы двигателя (сжатие) осуществляется при повороте
кривошипа на угол <р= 180—360° (линия ас на диаграмме). На
расчетные значения параметров рабочего тела в конце сжатия (точ-
ка с) в основном влияют их начальные значения (рл, Тл) и степень
сжатия е, равная отношению объемов Va к Vc (е= Va/Vc).
При значениях е=6,5...12, характерных для современных бен-
зиновых двигателей, рл=0,9... 1,5 МПа, 7’с=550...750 К.
При реализации действительного цикла давление в конце про-
цесса сжатия р'с>Ре, р' = (1,15...1,25)р„ что является следствием повы-
шения давления в результате начавшегося процесса сгорания (точка
f — момент искрового разряда в свече зажигания). Угловой ин-
тервал от момента подачи искры до прихода поршня в ВМТ
называется углом опережения зажигания.
Такт III (<р=360...5400) — такт расширения. Во время этого так-
та работы двигателя происходят сгорание основной доли поданного
в цилиндр топлива, расширение рабочего тела и осуществляется
полезная работа.
18
Вблизи ВМТ при повороте кривошипа на угол <pz= 10... 15° давле-
ние в цилиндре достигает максимума pz=3,5...6,5 МПа и соответст-
венно возрастает температура рабочего тела до Tz=2400...2800 К.
Отношение Л=рг1рс называют степенью повышения давления. Для
современных двигателей с искровым зажиганием 2=3,6...4,2. По
завершении такта расширения РТ имеет расчетные значения дав-
ления и температуры соответственно рь—0,35...0,5 МПа, Ть=
= 1400-1700 К.
Следует заметить, что в действительном цикле процесс расшире-
ния заканчивается раньше, чем поршень приходит в НМТ, из-за
раннего начала открытия выпускного клапана.
Такт IV (<р=540—720°) — такт выпуска — осуществляется под
давлением рг=0,105...0,12 МПа, которое зависит от уровня гидрав-
лических потерь в выпускной системе. Отработавшие газы покида-
ют цилиндр при 7’,=900...1100 К.
При термодинамическом расчете действительного цикла двига-
телей с искровым зажиганием принимается допущение, что основ-
ная доля теплоты при сгорании топлива выделяется вблизи ВМТ,
т. е. при условиях, близких к условиям подвода теплоты при посто-
янном объеме ( И=const).
1.2.2. РАБОЧИЕ ПРОЦЕССЫ ЧЕТЫРЕХТАКТНОГО ДИЗЕЛЯ
Основной вид топлива, используемого в дизелях (дизтопливо),
представляет собой смесь более высококипящих, чем в бензинах,
углеводородов. Средний элементный состав по массе: gc=0,872
и gH=0,128. Для сжигания 1 кг топлива такого элементного состава
требуется количество кислорода, содержащееся в /0=14,56 кг воз-
духа.
Типичная индикаторная диаграмма четырехтактного дизеля
приведена на рис. 1.5. С целью обеспечения достаточной температу-
ры для надежного самовоспламенения степень сжатия в дизелях
назначается много большей, чем в двигателях с искровым зажига-
нием (е= 14—23).
За первые 180° поворота кривошипа (<р=0—180°) реализуется
такт впуска. Характер протекания процесса наполнения цилинд-
ров свежим зарядом (в дизеле это воздух) и значения параметров
РТ в конце такта (точка а) определяются следующими фак-
торами:
гидравлические потери во впускной системе дизеля заметно
меньше, чем в двигателях с искровым зажиганием (нет диффузора
карбюратора и дроссельной заслонки), и они постоянны при изме-
нении нагрузки на двигатель;
• во впускной системе нет отвода теплоты от свежего заряда при
испарении топлива ввиду отсутствия последнего в свежем заряде
2. 19
дизеля, вследствие чего отпадает необходимость в специальном
подогреве впускного трубопровода.
По этой причине давление в точке а в дизеле больше, чем
в двигателях с искровым зажиганием: ро=0,085—0,092 МПа.
Температура Та в дизеле несколько ниже, чем в двигателях
с искровым зажиганием (To=310. ..350 К), в основном из-за того, что
при больших степенях сжатия к свежему заряду подмешивается
относительно меньшее количество ОГ, имеющих к тому же более
низкую температуру. Особенностью такта сжатия в дизеле (<р =
= 180...360°) являются более высокие, чем в двигателе с искровым
зажиганием, термодинамические параметры рабочего тела в точке
с: рс=3,5...6,0 МПа, Тс=700—900 К, что объясняется в основном
большей величиной степени сжатия. В конце такта сжатия в камеру
сгорания начинают впрыскивать топливо. Угол, на который повер-
нется коленчатый вал от момента начала впрыскивания топлива
до прихода поршня в ВМТ, называется углом опережения впрыски-
вания.
Вследствие начинающегося еще до ВМТ процесса сгорания
давление в цилиндре р'с превышает расчетное значение рс: р’с=
=(1,05...1,15)рс.
Если в двигателе с искровым зажиганием после подачи искры
процесс сгорания происходит в условиях заранее подготовленной
достаточно однородной рабочей смеси, то в дизеле ее подготовка
происходит за короткий интервал времени, предшествующий сгора-
нию топлива от начала подачи, при этом значительная его часть
впрыскивается в цилиндр непосредственно в процессе сгорания. Все
это приводит к тому, что вблизи ВМТ в дизеле сгорает существенно
меньшая часть всего подаваемого топлива и значительное его коли-
чество горит после ВМТ при заметном увеличении объема надпор-
шневого пространства. Поэтому при идеализации действительного
цикла дизеля процесс сгорания моделируется выделением части
теплоты при Р=const, а другой части — при р=const.
В значительной мере следствием этого является то, что степень
повышения давления 2= 1,4...2,2 меньше, чем аналогичная величина
в двигателе с искровым зажиганием. Максимальное давление цик-
ла в дизеле и соответствующая температура в точке z: pz=6,0...
...10,0 МПа; 7^=1800—2300 К. Более низкие значения Тг по сравне-
нию с бензиновым двигателем являются в основном следствием
большего значения коэффициента избытка воздуха.
Расчетные параметры РТ в конце такта расширения (точка Ь),
рь=0,2...0,4 МПа и Ть= 1000...1200 К ниже, чем в двигателе с ис-
кровым зажиганием из-за более высокой степени расширения про-
дуктов сгорания.
Такт выпуска (<р=540—720°) каких-либо принципиальных осо-
бенностей не имеет. Давление в точке г (конец такта выпуска),
20
определяется величиной гидравлических потерь в выпускной систе-
ме рг=0,105...0,12 МПа, а температура ниже, чем в двигателе с ис-
кровым зажиганием, Тг=700—900 К, что объясняется более низкой
температурой в конце такта расширения Ть.
1.2.3. РАБОЧИЕ ПРОЦЕССЫ ДВУХТАКТНОГО ДВИГАТЕЛЯ
Действительный цикл двухтактного двигателя реализуется за
два перемещения поршня между ВМТ и НМТ, что соответствует
одному обороту коленчатого вала. Процессы сжатия, сгорания
и расширения в двух- и четырехтактных двигателях принципиаль-
ных отличий не имеют, и особенности рабочих процессов этих
двух типов двигателей заключаются в различных способах ор-
ганизации газообмена. На рис. 1.6 приведена схема двухтактного
двигателя. Основу его конструкции составляют кривошипно-ша-
тунный механизм 1, продувочный нагнетатель 2, выпускное
3 и продувочное 4 окна. Здесь же приведена его индикаторная
диаграмма.
Первый такт (ф=0—180°) состоит из следующих процессов: с' —
z — часть процесса сгорания; z — 1 — процесс расширения. Точка
1 индикаторной диаграммы соответствует началу открытия порш-
нем выпускного окна 3, после чего начинается свободное истечение
ОГ. При дальнейшем движении поршня в сторону НМТ он от-
крывает продувочное окно 4 (точка 2 диаграммы), после чего
вплоть до достижения НМТ (точка а диаграммы) через проду-
вочное и выпускное окна осуществляется продувка цилиндра све-
жим зарядом, а давление в цилиндре устанавливается на уровне
теля
21
давления рю создаваемого нагнетателем (р1>ро). Продувка продол-
жается и в начале второго такта работы двигателя (<р = 180...360°)
при движении поршня к ВМТ до полного перекрытия поршнем
продувочного окна осуществляется вытеснение части заряда,
находящегося в надпоршневом пространстве (точка 4). Далее
следует процесс сжатия 4 — f,B конце которого (точка/) в двига-
теле с искровым зажиганем подается электрическая искра, а в ди-
зеле начинается впрыскивание топлива и происходит процесс сго-
рания.
Отличительной особенностью двухтактного двигателя являет-
ся то, что не весь рабочий объем цилиндра Vh используется для
расширения; часть его Vm называемая потерянным объемом, ис-
пользуется для организации процессов газообмена. Отношение
<Pa=VjJVh называется долей потерянного объема и в зависимости
от схемы продувки фп=0,1...0,28. В связи с этим в двухтакт-
ных двигателях различают степени сжатия: действительную ед=
=(К+^л)/К и геометрическую £=(К+FA)/FC. Здесь Vh=Vh~Va
объем цилиндра, используемый для расширения рабочего тела.
Очевидно, что е>ед.
1.2.4. ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ БАЛАНС, ЭКОНОМИЧЕСКИЕ,
ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ И ЭКОЛОГИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ ДВИГАТЕЛЯ
Энергетический баланс, приведенный на рис. 1.7, показывает, как
энергия, которая могла бы выделиться при полном сгорании всего
поданного в цилиндр двигателя топлива за цикл его работы Qi,
разделяется на полезную (эффективную) работу Le и на основные
виды потерь (тепловые (?пот и механические Q^):
Q1 =Д+£2Иот + £2м-
Если при совершении одного цикла двигателя в цилиндр подает-
ся G-щ топлива, то 6i = Gm/fu, где Ни — низшая теплота сгорания.
Часть теплоты Qy идет на совершение индикаторной работы цикла
Lh которая представляет собой избыточную работу, получаемую за
такты сжатия и расширения (рис. 1.8):
£»=А,-|Д«|.
В соответствии с этим L, представляется ца индикаторной диаграм-
ме заштрихованной площадью.
На практике в качестве показателя работоспособности цикла
используется не индикаторная работа, которая определяется не
только совершенством организации рабочих процессов, но и раз-
22
Рис. 1.7. Энергетический баланс ДВС
мерностью двигателя, а удельный показатель р1г представляющий
собой индикаторную работу цикла, снимаемую с единицы рабочего
объема Pi—LjjVh, который имеет размерность давления и называет-
ся средним индикаторным давлением.
Экономичность действительного цикла оценивается индикатор-
ным КПД, показывающим, какая доля теплоты, введенной в цикл
с топливом Qi, преобразуется в индикаторную работу 4t=LJQi.
Этот показатель характеризует уровень тепловых потерь в двига-
теле и с учетом того, что Д=С1-СПОт, Ч<=1-Спот/С1 = 1-(Сохл+
+ Сог+Сис)/С1- Таким образом, возрастание любого вида потерь
теплоты, будь то потери при теплообмене заряда с элементами,
формирующими внутрицилиндровое пространство — (потери
в окружающую среду, в основном в систему охлаждения), или
потери теплоты, аккумулированной рабочим телом, покидающим
Рис. 1.8. К определению индикаторной работы цикла
23
цилиндр в процессе выпуска — gor (потери с отработавшими га-
зами), либо потери, связанные с неполным сгоранием поданного
в цилиндр топлива — Q№ (потери теплоты из-за неполноты сго-
рания), вызывает уменьшение ifa.
Индикаторная работа, получаемая за единицу времени, называ-
ется индикаторной мощностью (тц — время реализации
одного рабочего цикла). Бели частота вращения коленчатого вала
двигателя п, мин"1, то величина, обратная (1/л), — время одного
оборота в минутах и 60/л — в секундах. В этом случае тц=
=(60/л)0,5т, где т— коэффициент тактности, равный двум для
двух- и четырем для четырехтактных двигателей. С учетом того, что
р^ЩУк при количестве цилиндров двигателя, равном i, мощность
Nt (кВт) равна
М=р/яУ*/30т. (1.1)
Для оценки экономичности двигателя большее практическое
применение получил параметр, называемый удельным индикатор-
ным расходом топлива gh показывающий, какое количество топлива
расходует двигатель на производство единицы индикаторной ра-
боты:
g^G^JL,. (1.2)
Величина gf обычно выражается в г/(кВт ч), поэтому в числителе
уравнения (1.2) расход топлива задают в кг/ч, а в знаменателе
работу в кВт, вследствие чего gf=(GT/N^’ 103.
Индикаторная работа частично идет на преодоление внешней
нагрузки (т. е. применительно к транспортным средствам передает-
ся на трансмиссию), где совершает полезную работу L„ и на ком-
пенсацию потерь внутри двигателя (механические или внутренние
потери) Дп, состоящие из потерь работы на трение Z^,, на ре-
ализацию процессов газообмена До*, на привод вспомогательных
агрегатов и механизмов Д (масляный и водяной насосы, топливо-
подающая аппаратура дизелей и т. д.).
Уровень механических потерь в двигателе оценивается механи-
ческим КПД >?М=Д/Д, показывающим, какая доля индикаторной
работы преобразуется в эффективную, или с учетом того, что
Ze Lf 1 Z^q/Zp
♦Потери на газообмен могли бы быть учтены как отрицательная часть работы
цикла, пропорциональная площади bra на диаграмме рис. 1.9. Однако в этом случае
неправомочно было бы сравнивать гц с соответствующего термодинамического
цикла в силу отсутствия в последнем процессов газообмена.
24
Совокупные потери в двигателе оцениваются эффективным
КПД, показывающим, какая доля теплоты, введенной с топливом,
преобразуется в эффективную работу:
(1.3)
N^p^iiV^, (1.4)
где pe=LelVh — среднее эффективное давление (параметр, аналогич-
ный /?;). Эффективный крутящий момент двигателя Мт пропорци-
онален р„ т. е. Mt—pjVtJm^kpt.
Общепринятым для оценки экономичности двигателя является
параметр, называемый удельным эффективным расходом топлива
g„ показывающий, какое количество топлива расходуется на произ-
водство единицы эффективной работы:
&=(<?Т/М)‘1О3. (1.5)
Все одноименные индикаторные и эффективные показатели свя-
заны между собой механическим КПД:
r}M=LeILt=NeINt=ptlpt=gJge.
Значения индикаторных и эффективных показателей современ-
ных двигателей транспортных машин приведены в табл. 4.1 и 4.2.
1.2.5. ЛИТРОВАЯ МОЩНОСТЬ И МЕТОДЫ ФОРСИРОВАНИЯ
ДВИГАТЕЛЕЙ
Литровой мощностью называют номинальную эффективную
мощность, снимаемую с единицы рабочего объема двигателя:
^=^ЛТА=рл/30т. (1.6)
Чем выше литровая мощность, тем меньше рабочий объем
и соответственно меньшие габариты и массу имеет двигатель при
одинаковой номинальной мощности.
По литровой мощности ДВС оценивают степень его форсиро-
ванности. Двигатели, имеющие высокие значения N„, называют
форсированными.
Комплекс технических мероприятий, способствующих повыше-
нию литровой мощности, называют форсированием двигателя.
Возможные способы форсирования двигателей следуют из выра-
жения (1.6); Nn возрастает с увеличением номинальной частоты
25
вращения п, среднего эффективного давления ре или при применении
двухтактного рабочего процесса.
Увеличение литровой мощности посредством повышения п ши-
роко используется в двигателях с искровым зажиганием, для со-
временных моделей которых п достигает 6500 мин-1 и выше.
Дизели грузовых автомобилей, как правило, имеют номиналь-
ную частоту вращения, не превышающую 2600 мин-1.
По этой причине литровая мощность дизелей без наддува нахо-
дится в пределах от 12 до 15 кВт/л и существенно уступает анало-
гичному показателю двигателей с искровым зажиганием, имеющим
ЛГЛ=2О...5О кВт/л.
Однако в настоящее время в ряде конструкций дизелей легковых
автомобилей трудности форсирования их по частоте вращения уда-
ется преодолеть. Появляется все большее количество дизелей с но-
минальной частотой вращения п=4500...5500 мин-1 и литровой
мощностью до 30 кВт/л и выше.
Для дизелей форсирование по частоте вращения менее характер-
но, чем для двигателей с искровым зажиганием, для которых этот
способ повышения литровой мощности является одним из основ-
ных.
Как следует из анализа зависимости (1.6), при переходе с четы-
рехтактного рабочего цикла на двухтактный литровая мощность
должна увеличиваться в два раза.
В действительности же N„ возрастает всего лишь в 1,5...1,7 раза,
что является следствием использования части хода поршня на ор-
ганизацию процессов газообмена, снижения качества очистки и на-
полнения цилиндров, а также в результате дополнительных затрат
энергии на привод продувочного насоса.
Большая (на 50—70%) литровая мощность — существенное до-
стоинство двухтактного двигателя. Однако недоиспользование ча-
сти рабочего объема цилиндра для получения индикаторной работы
приводит к тому, что они имеют заметно худшие удельные показа-
тели, чем аналогичные четырехтактные двигатели.
К недостаткам двухтактных ДВС следует отнести сравнительно
большую тепловую напряженность элементов цилиндропоршневой
группы из-за более кратковременного протекания процессов газооб-
мена и, следовательно, меньшего теплоотвода от деталей, формиру-
ющих камеру сгорания, а также большего теплоподвода к ним
в единицу времени, что объясняется вдвое меньшим периодом
следования процессов сгорания.
Большим недостатком двухтактных карбюраторных двигателей
является потеря части горючей смеси в период продувки цилиндра,
что значительно снижает их экономичность.
26
Особое место в ряду мероприятий, направленных на повышение
литровой мощности, занимает форсирование двигателей по средне-
му эффективному давлению рг.
На практике существенного увеличения ре удается достигнуть
пить за счет ввода в рабочий цикл большего количества теплоты.
Необходимая для этого подача в цилиндр большего количества
топлива требует для его полного сжигания и большего количества
окислителя. На практике это реализуется путем увеличения количе-
ства свежего заряда, нагнетаемого в цилиндр двигателя под давле-
нием.
Этот способ носит название наддува двигателя. При этом ре воз-
растает практически пропорционально увеличению плотности све-
жего заряда.
На рис. 1.9 изображена схема двигателя с наддувом и механичес-
ким приводом компрессора от коленчатого вала. Одним из недо-
статков такой системы наддува является снижение экономичности
двигателя, обусловленное необходимостью затрат энергии на при-
вод компрессора.
Наибольшее распространение в практике современного двигате-
лестроения получил газотурбинный наддув, схема которого приведе-
на на рис. 1.10.
Здесь для привода центробежного компрессора 1 используется
энергия ОГ, срабатываемая в газовой турбине 2, конструктивно
объединенной с компрессором в единый агрегат, который называют
турбокомпрессором (ТК).
Поскольку при газотурбинном надцуве отсутствует механичес-
кая связь агрегата над дува с коленчатым валом двигателя, примене-
ние ТК заметно ухудшает приемистость двигателя. Это связано
с инерционностью системы роторов ТК, а также с уменьшением
энергии отработавших газов при малых нагрузках, в связи с чем,
особенно в начале разгона, не обеспечивается подача в цилиндр
нужного количества свежего заряда. Для преодоления этих недо-
статков нередко возникает необходимость использования комбини-
рованного наддува. Система комбинированного наддува выполняет-
ся в различных конструктивных вариантах и обычно представляет
собой определенные комбинации одновременного использования
и приводного и турбокомпрессоров.
При динамическом наддуве для повышения плотности свежего
заряда, подаваемого в цилиндры двигателя, используются коле-
бательные явления в системах газообмена (пульсации РТ в системе
впуска и выпуска), являющиеся результатом цикличности следова-
ния этих процессов в цилиндре.
Если, например, задать впускному тракту такие конструктивные
параметры (в основном длину и площадь проходного сечения),
27
1
2
Рис. 1.9. Схема наддува двига-
теля с приводным компрессором
Рис. 1.10. Схема турбонаддува
чтобы перед закрытием впускного клапана около него была волна
сжатия, то масса поступающего в цилиндр заряда увеличивается.
Аналогичный эффект можно получить, «настроив» выпускной
трубопровод так, чтобы в конце выпуска вблизи выпускного клапа-
на была волна разрежения. В результате этого улучшится очистка
цилиндров и в него поступит большее количество свежего заряда.
При правильном выборе геометрических параметров систем га-
зообмена в отдельных случаях с помощью динамического наддува
становится возможным увеличить эффективную мощность двига-
теля на 5...10%.
При использовании наддува увеличивается механическая и теп-
ловая напряженность элементов, формирующих камеру сгорания,
что является одним из основных факторов, ограничивающих воз-
можное увеличение плотности свежего заряда, поступающего в ци-
линдр. Поэтому при конструировании двигателей с наддувом и вы-
боре давления на выходе из компрессора рж необходимо учитывать
возможные последствия роста механических и тепловых нагрузок на
его элементы.
По величине создаваемого на входе в цилиндр дизеля давления
рж (или степени повышения давления »/ж=рк/ро) различают наддув
низкий лж<1,5, средний тгж=1,5...2,0 и высокий лж>2,0. При этом
эффективная мощность двигателя увеличивается соответственно на
20...30, 40...50 и более 50%.
Применение наддува в двигателях с искровым зажиганием тре-
бует принятия специальных мер по предотвращению нарушения
процесса сгорания, называемого детонацией (см. 3.3.1 и 3.5.2). Это
обстятельство, а также более высокая тепловая напряженность ло-
28
паток турбины из-за большей температуры ОГ существенно услож-
няют практические возможности использования наддува в двига-
телях данного типа.
1.2.6. ПАРАМЕТРЫ НАПРЯЖЕННОСТИ.
МАССОГАБАРИТНЫЕ И ЭКОЛОГИЧЕСКИЕ
ПОКАЗАТЕЛИ
Для оценки эффективности работы и совершенства конструкции
двигателей используется система показателей, характеризующих
различные свойства и качества ДВС.
Ранее уже анализировались показатели, относящиеся к катего-
рии экономико-энергетических (g«, р„ ije), по которым оценивается
совершенство организации рабочих процессов и конструкции с точ-
ки зрения экономичности (»j(, gd и работоспособности (р,), а так-
же уровень энергетических затрат на собственные нужды двигателя
(?м> *?м)-
Большое значение для оценки надежности и долговечности дви-
гателя имеют показатели, характеризующие тепловую и динамичес-
кую напряженность его конструкции.
Основным показателем является средняя скорость поршня (м/с)
cn=S’n/30,
где S — ход поршня, м; п — частота вращения коленчатого вала,
мин-1. Этот параметр оценивает механическую напряженность, так
как определяет уровень нагруженности деталей двигателя инерци-
онными силами, пропорциональными С2, а также косвенно харак-
теризует износ сопряженных элементов.
Параметром, определяющим комплексную напряженность (теп-
ловую и механическую), является поршневая мощность (кВт/дм2),
которая представляет собой эффективную мощность, приходящую-
ся на единицу площади всех поршней
Nn=NJiFn.
Этот параметр тесно связан с литровой мощностью двигателя
Na=NnS, так как
iFa—iViJS.
После подстановки в эту зависимость выражения (1.6), опреде-
ляющего N„, получим
ЛГц Penult •
29
Здесь ре характеризует тепловую и механическую, а с„ — динами-
ческую напряженность конструкции двигателя.
В группу массогабаритных показателей входят удельная масса
(кг/кВт), представляющая собой массу сухого двигателя Мт, от-
несенную к его номинальной эффективной мощности gN=MmINt,
а также литровая масса (кг/л) ga=MmliV^
Эти показатели связаны между собой через литровую мощность:
gN=gJNa-
При одинаковом рабочем объеме у дизелей больше, чем
у двигателей с искровым зажиганием, в основном из-за большей
массы элементов конструкции вследствие более высокой их тепло-
вой, механической и динамической напряженности. Учитывая, что
дизели без наддува, как правило, имеют меньшую N„, для них
характерны большие, чем в двигателях с искровым зажиганием,
значения удельной массы.
Характерные значения массогабаритных показателей и парамет-
ров тепловой, механической и динамической напряженности конст-
рукции основных типов транспортных двигателей приведены в табл.
1.1.
Таблица 1.1. Конструктивные параметры транспортных двигателей
Тип ДВС Параметры
СщМ/е Nn, кВт/дм1 Кл. gN, кг/кВт
ДВС с искровым зажиганием Дизель (без наддува) 8...16 6...12 22...41 11...19 50... 120 30...150 1.4...7 2Д..10
Для дизелей с наддувом эти показатели в значительной мере
варьируются в зависимости от л, и могут быть ориентировочно
оценены по следующим эмпирическим зависимостям (при 1,5<лк<
<2,5): Ял(п)~^Л^х”0,5), gN^gNHnT-Q,5). Здесь параметры с ин-
дексом «н» относятся к модификации двигателей с наддувом. Осо-
бое положение в системе показателей ДВС занимают экологические
показатели, которые характеризуют наличие в отработавших газах
токсических компонентов (оксида углерода — СО, - углеводоро-
дов — СН, оксидов азота — NO, сажи), а также излучение звуковой
энергии в окружающее пространство. Если уровень экономико-
энергетических и массогабаритных показателей определяется в
основном техническими, экономическими, а часто и конъюнктур-
ными соображениями, то экологические показатели ДВС жестко
регламентируются соответствующими государственными и между-
народными стандартами и правилами (см. гл. 6).
30
1.2.7. ПОНЯТИЕ О ХАРАКТЕРИСТИКАХ
И ЭКСПЛУАТАЦИОННЫХ РЕЖИМАХ РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЕЙ
Транспортные двигатели эксплуатируются в условиях, требу-
ющих изменения в широких пределах скоростного и нагрузочного
режимов работы. Для оценки эффективности функционирования
ДВС при его работе на различных режимах и при различных
значениях регулировочных параметров служат характеристики дви-
гателя.
Характеристикой ДВС называется зависимость (как правило,
графическая) показателей двигателя от режима работы или от
параметров, связанных с регулировкой его основных систем.
Режимы работы двигателя определяются нагрузкой ре, Ne и ча-
стотой вращения коленчатого вала п, мин-1.
Характеристики, представляющие собой зависимость показате-
лей работы двигателей от частоты вращения при неизменном поло-
жении органа управления (дроссельной заслонкой — для двигателя
с искровым зажиганием, рейкой топливного насоса — для дизеля),
называют скоростными.
Если положение органа управления соответствует максимальной
подаче топлива или горючей смеси, то такая скоростная харак-
теристика носит название внешней.
Характеристику, полученную при работе двигателя с любым
постоянным промежуточным положением органа регулирования,
называют частичной скоростной характеристикой.
Внешняя скоростная характеристика двигателя позволяет опре-
делить его предельные мощностные показатели и оценить эконо-
мичность на полных нагрузках. Эта характеристика является пас-
портной для большинства транспортных двигателей.
Нагрузочной характеристикой называется зависимость показа-
телей двигателя от ре (или Ne) при фиксированной частоте вращения
коленчатого вала. По ней определяется предельная для данной
частоты вращения мощность, а также оценивается экономичность
работы двигателя при различных нагрузках.
Помимо этих характеристик для поршневого ДВС на практике
широко используются регулировочные характеристики, представ-
ляющие собой зависимости показателей работы двигателя от регу-
лируемого параметра (например, коэффициента избытка воздуха,
угла опережения зажигания, угла опережения впрыскивания топ-
лива и т. д.). Данные характеристики используются для определения
оптимальных параметров работы систем топливоподачи и зажига-
ния.
На рис. 1.11 схематически показано поле нагрузочных и скоро-
стных режимов работы автомобильного двигателя.
Выше оси абсцисс расположена область активных режимов ра-
боты двигателя (А). На этих режимах работа двигателя поло-
31
Рис. 1.11. Поле нагрузочных и скоростных режимов работы автомобильного
двигателя
жительна. Сверху область ограничена кривой максимального —
крутящего момента по внешней скоростной характеристике (7);
справа — регуляторной ветвью или ветвью снижения крутящего
момента при частоте вращения выше номинальной (2); слева —
минимальной устойчивой частотой вращения вала при данной на-
грузке (3).
Точки, лежащие на оси абсцисс, соответствуют режиму холосто-
го хода, начиная от минимальной частоты вращения вала на холос-
том ходу (V) и заканчивая так называемой разносной частотой
вращения холостого хода (5) или максимальной частотой вращения
при работе с регулятором.
Ниже линии абсцисс расположены пассивные режимы работы
двигателя. В этой зоне, ограниченной снизу кривой момента, необ-
ходимого для проворачивания неработающего двигателя, двига-
тель работает в режиме выбега или на принудительном холостом
ходу (ПХХ), т. е. при торможении автомобиля двигателем.
В реальной эксплуатации многие транспортные установки рабо-
тают значительное время в условиях неустановившихся (переход-
ных) режимов работы, когда показатели и тепловое состояние
двигателя изменяются во времени. Это имеет место при разгоне
и торможении транспортного средства двигателем, при изменении
нагрузки и частоты вращения и т. д. Доля переходных режимов
может быть меньшей или большей в зависимости от технологичес-
кого цикла и условий эксплуатации.
В силу особенностей рабочих процессов двигателя и отдельных
его систем на неустановившихся режимах его показатели могут
отличаться от полученных на установившихся режимах. Поэтому
в ряде случаев анализ работы двигателя только по скоростным
и нагрузочным характеристикам может оказаться неадекватным
условиям реальной эксплуатации.
32
Для конкретной категории транспортных средств, на которых
используется данный двигатель, можно выделить совокупность на-
иболее характерных режимов его работы. Так, для ДВС, использу-
емых на автомобилях, осуществляющих городские перевозки, ха-
рактерны относительно большие периоды работы на режимах раз-
гона, торможения двигателем, холостого хода и на частичных
нагрузках. В то же время двигатели автомобилей, предназначенных
для междугородных перевозок, большой период эксплуатации рабо-
тают на установившихся режимах, близких к режиму внешней ско-
ростной характеристики.
3 - 4664
ГЛАВА 2
ТОПЛИВА И РАБОЧИЕ ТЕЛА
ПОРШНЕВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
2.1. ТОПЛИВА И ИХ СВОЙСТВА
2.1.1. ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ТОПЛИВ ДЛЯ ПОРШНЕВЫХ
ДВИГАТЕЛЕЙ
Органические ископаемые топлива являются в настоящее время
(и по прогнозам до 2030 г.) основным источником энергии для
транспортных двигателей. В структуре мирового потребления неф-
тепродуктов доля моторных топлив должна вырасти с 51% в 1998 г.
до 56% в 2015 г. Товарными топливами для поршневых ДВС
являются бензины, дизельные топлива, сжатые и сжиженные газы;
перспективными — синтетические (преимущественно из угля и газа)
и газоконденсатные топлива, водород. В качестве добавок к товар-
ным нефтяным топливам используют спирты, эфиры, некоторые
растительные масла (после соответствующей переработки).
Бензины и дизельные топлива получают путем переработки
нефти, они представляют собой смеси насыщенных парафиновых
углеводородов (алканов) СлН2я+2, олефинов (алкенов) С„Н2п (обычно
присутствуют в топливах в незначительном количестве), нефтенов
(циклоалканов), имеющих формулу С„Н2п, но только с другими
связями между атомами углерода, ароматических углеводородов
(в основном СпНгл-б), характеризующихся кольцевой структурой
молекул.
Для обеспечения высоких мощностных и экономических показа-
телей и минимального образования токсичных продуктов в ОГ
топлива должны:
• иметь оптимальные значения плотности, вязкости, сжимаемо-
сти, прокачиваемости (при низких температурах) и другие свойства,
обеспечивающие надежную подачу топлива и высококачественное
смесеобразование на всех режимах работы двигателя и в широком
диапазоне изменения внешних условий;
• обладать высокими экологическими качествами;
34
• обеспечивать надежный пуск и полноту сгорания; иметь мини-
мальную склонность к образованию нагара и коррозионно-агрес-
сивных продуктов сгорания; иметь высокую термическую стабиль-
ность и хорошие моющие свойства;
• сохранять свои свойства при хранении и транспортировке, не
содержать механических примесей и воды, обладать возможно
меньшей пожарной и токсикологической опасностью, быть недоро-
гими, обеспечивать возможность массового производства.
Для сравнения энергетической ценности различных видов топ-
лива вводят понятие условного топлива (у.т.), низшая теплота
сгорания которого принята равной /4=29,33 МДж/кг.
2.1.2. АВТОМОБИЛЬНЫЕ БЕНЗИНЫ
Автомобильные бензины представляют собой смеси углеводоро-
дов, выкипающих в диапазоне температур 35...205 °C, и включают
в себя прямогонные бензины (~25%), бензины каталитического
риформинга (~50%), бензины каталитического крекинга (~10%),
а также ряд других продуктов.
Производство бензина в РФ в последние годы (1994...2001) нахо-
дится на одном уровне и составляет 26...28 млн. т/год. Вместе с тем
постоянно возрастает доля неэтилированных бензинов (2000 г.—
86%).
Основное количество автомобильных бензинов в РФ вырабаты-
вают по ГОСТ 2084 — 77: А-76, АИ-91, АИ-93, АИ-95. Для первой
марки цифра указывает октановое число, определяемое по мотор-
ному методу (ОЧМ), для последних — по исследовательскому
(ОЧИ). Бензины в зависимости от испаряемости делят на летние
и зимние.
Октановое число ОЧ (цифры в марке бензина) является основной
характеристикой бензина. ОЧ численно равно содержанию (% об.)
изооктана (ОЧ= 100) в смеси с н-гептаном (04 = 0), которая в усло-
виях стандартного одноцилиндрового двигателя имеет такую же
детонационную стойкость, как и испытуемый бензин. В лабора-
торных условиях октановое число определяют на одноцилиндро-
вых моторных установках УИТ-85 или УИТ-65 двумя метода-
ми — моторным (по ГОСТ—511—82) и исследовательским (по
ГОСТ—8226—82). ОЧМ, определенное моторным методом, в боль-
шей степени характеризует детонационную стойкость топлива при
эксплуатации автомобиля в условиях повышенного теплового режи-
ма; октановое число ОЧИ, вычисленное исследовательским мето-
дом, полнее характеризует бензин при работе на частичных нагруз-
ках в городских условиях. Поэтому октановое число ОЧС обычно
ниже ОЧИ. Разницу между октановыми числами бензина ОЧИ
и ОЧМ называют чувствительностью бензина; последняя зависит
з* 35
от химического состава бензинов и показывает, насколько антиде-
тонационные свойства бензина данного состава зависят от режима
работы двигателя. Большинство современных и перспективных бен-
зинов имеют чувствительность 8...12 единиц. Детонационная
стойкость бензина в условиях двигателя обычно лежит между ОЧИ
(max) и ОЧМ (min).
Требования к детонационной стойкости бензинов зависят от
конструктивных параметров двигателя, определяющими среди ко-
торых являются степень сжатия и диаметр цилиндра.
Существует приближенная эмпирическая зависимость между
ОЧИ, обеспечивающим бездетонационную работу, степенью сжа-
тия £ и диаметром цилиндра D (мм):
413
ОЧИ=125,4------+ 0,18379.
в
Детонационная стойкость бензинов зависит от их углеводород-
ного состава. Наибольшей детонационной стойкостью обладают
ароматические углеводороды, наименьшей — парафиновые углево-
дороды нормального строения.
При производстве высокооктановых бензинов используют высо-
кооктановые соединения (алкилбензин, изооктан, изопентан и др.)
и кислородосодержащие соединения: метилтретбутиловый эфир
(МТБЭ), его смеси с третбутанолом (фэтерол) и др. Используют
также антидетонационные присадки: этиловую жидкость, металло-
карбонаты, алкилгалогены и др.
Этиловая жидкость (тетраэтилсвинец ТЭС плюс органические
соединения брома) и продукты ее окисления высокотоксичны. Эти-
лированные бензины должны быть окрашены: А-76 — в желтый
цвет, А-92 — в оранжево-красный (в настоящее время запрещена).
Выпускают также экспортные бензины А-80, А-92, А-96 с ок-
тановыми числами ОЧИ 80, 92, 96 по ТУ 38.001165—97 с массовой
долей серы не более 0,05%. Эти бензины (также как и бензин АИ-98)
являются всесезонными. Бензины А-76, А-80, АИ-91, АИ-92 и А-96
допускаются с применением этиловой жидкости. При производст-
ве бензинов АИ-95 и АИ-98 использование алкилсвинцовых ан-
тидетонаторов не допускается. С 1.01.1999 г. введен в действие
ГОСТ Р 51105—97, в соответствии с которым вырабатываются
только неэтилированные бензины (содержание свинца не более
0,01% г/дм3, объемная доля бензола — до 5%, массовая доля се-
ры — до 0,05%) четырех марок: «Нормаль-90», «Регуляр-91», «Пре-
миум-95», «Супер-98». В зависимости от климатического района
указанные бензины подразделяют на пять классов, отличающихся
фракционным составом.
36
Для Москвы и регионов с высокой плотностью транспортных
потоков вырабатывают неэтилированные бензины с улучшенными
экологическими показателями: «Городские» (АИ-80ЭК, АИ-92ЭК,
АИ-95ЭК), «ЯрМарка» (ЯрМарка 92Е, ЯрМарка 95Е), «Норси»
(Норси АИ-80, Норси АИ-92, Норси АИ-95). На эти бензины по
сравнению с ГОСТ Р 51105—97 установлены более жесткие нормы
по содержанию бензола, предусмотрено нормирование ароматичес-
ких углеводородов и добавление моющих присадок.
Свойства топлив в общем можно разделить на физико-химичес-
кие и эксплуатационные.
К физико-химическим относят свойства, характеризующие состо-
яние и состав топлив (плотность, вязкость, поверхностное натяже-
ние, химический и фракционный составы и т. д.).
К эксплуатационным относят свойства, обеспечивающие надеж-
ность работы и необходимые энергетические, экономические и эко-
логические показатели двигателей (испаряемость, пусковые, антиде-
тонационные и низкотемпературные свойства, воспламеняемость
и др.).
Одной из основных характеристик топлив является теплота
сгорания (на 1 кг жидкого топлива или 1 м3 газового топлива при
нормальных физических условиях), во многом определяющая мощ-
ностные и экономические показатели двигателя.
Наибольшей теплотой сгорания обладают парафиновые углево-
дороды, наименьшей — ароматические.
Различают высшую Нь и низшую Ни теплоту сгорания. Низшую
теплоту сгорания определяют при условии, что продукты полного
сгорания СО2 и Н2О находятся в газообразном состоянии. Если Н2О
находится в жидкой фазе, то определяют высшую теплоту сгорания,
т. е. с учетом теплоты конденсации водяного пара.
Низшая теплота сгорания жидких топлив может быть найдена
по известной формуле Д. И. Менделеева (МДж/кг)
H„=34,013gc+125,6gH— 10,9(goT-gs)-2,5(9gH+gH1o), (2.1)
где gH, gc, goT, gs, gH2o — массовые доли водорода, углерода, кисло-
рода топлива, серы, воды в топливе (gH+gc+goT+gs+gH1o=l)-
В уравнении (2.1) коэффициенты подобраны экспериментально.
Величина 9gH соответствует массовой доле в ОГ водяного пара,
образующегося при сгорании водорода, массовая доля которого
в топливе равна gH.
Если топливо включает только углерод и водород (gc+gH= 1).
то (МДж/кг)
Ни=34,013 + 69,09gH. (2.2)
37
Низшая теплота сгорания сухого газообразного топлива может
быть определена по формуле (МДж/кг)
Ни=0,108Н2+ОД263СО+0,3582СН4+0,5605С2Н2+
+ 0,6373С2Н6+0,9123СзН8+ 1,1862С4Н10+ 1,46С5Н12+
+0,5906С2Н4+0,8598С3Н6+1Д34С4Н8 +
+ l,404C6H6+0,235H2S. (2.3)
Содержание отдельных газов берут в % по объему.
При наличии в газовом топливе влаги
где d — количество влаги в сухом газе, г/м3.
Важным эксплуатационным показателем бензинов является ис-
паряемость, которая определяется плотностью, фракционным со-
ставом и давлением насыщенных паров.
Испаряемость влияет на пусковые свойства при низких тем-
пературах, склонность к образованию паровых пробок в системе
топливоподачи, скорость прогрева и приемистость двигателя.
Для быстрого прогрева, хорошей приемистости и экономич-
ности двигателя температура выкипания 50% бензина должна быть
не выше txxi 100...115 °C, а 90% — не выше 160...180 °C.
Важными эксплуатационными свойствами бензинов являются
также прокачиваемость, склонность к образованию отложений, кор-
розионная активность и др. Требования к качеству автомобильных
бензинов приведены в табл. 2.1 (по ГОСТ 2084—77) и табл. 2.2 (по
ГОСТ Р 51105—97).
В последнее время в литературе используют понятия мо-
дифицированного (реформулированного) бензина, применение ко-
торого позволяет снизить токсичность ОГ любых моделей ДсИЗ
без какой-либо их переделки. Компонентный состав модифи-
цированного бензина для каждой страны выбирают из условий
максимального экологического эффекта при минимальных за-
тратах. Главным отличием модифицированных бензинов является
обязательное включение кислородосодержащих компонентов (ок-
сигенатов), прежде всего МТБЭ или ТАМЭ (третамилметиловый
эфир). В этих бензинах также ограничивают содержание тяжелых
ароматических углеводородов и олефинов (имеющих высокую
фотохимическую активность в атмосфере), содержание бензола,
серы и т. д.
38
Таблица 2,1
Показатели А-72 неэтилирован- ный А-76 АИ-91 неэтилирован- ный АИ-93 неэтилирован- ный АИ-95 неэтилирован- ный
неэтилирован- ный этилирован- ный
Октановое число, не менее: моторный метод 72 76 76 82,5 85 85
исследовательский метод Не норм. Не норм. Не норм. 91 93 95
Содержание свинца, г/дм3 0,013 0,013 0,17 0,013 0,013 0,013
Фракционный состав: температура начала пере- гонки, °C, не ниже: летнего 35 35 35 35 35 30
зимнего Не норм. Не норм. Не норм. Не норм. Не норм. Не норм.
10% перегоняется при тем- пературе, °C, не выше: летнего 70 70 70 70 70 75
зимнего 55 55 55 55 55 55
20% перегоняется при тем- пературе, °C, не выше: летнего 115 115 115 115 115 120
зимнего 100 100 100 100 100 105
90% перегоняется при тем- пературе, °C, не выше: летнего 180 180 180 180 180 180
зимнего 160 160 160 160 160 160
конец кипения, °C, не выше: летнего 195 195 195 205 205 205
зимнего 185 185 185 195 195 195
Давление насыщенных паров бензина, кПа: летнего, не более 66,7 66,7 66,7 6,7 66,7 66,7
зимнего 66,7...93,3 66,7...93,3 6,7...93,3 6б,7...93,3 бб,7...93,3 6б,7...93,3
Массовая доля серы, %, не более 0,1 0,1 0,1 0,1 0,1 0,1
Цвет — — Желтый — —
Таблица 2.2
Показатели Нормаль-80 Регуляр-91 Премиум-95 Супер-98
Октановое число, не менее: моторный метод 76 82,5 85 98
исследовательский метод 80 91 95 98
Содержание свинца, мг/дм3, не более 0,010 0,010 — —
Содержание марганца*, мг/дм3 50 18 — —-
Массовая доля серы, %, не более 0,05 0,05 0,05 0,05
Объемная доля бензола, %, не более 5 5 5 5
Плотность при 15 °C, кг/м3 700...750 725...780 725...780 725...780
* Содержание марганца нормируют только для бензинов с марганцевым антидетона-
тором.
Так, в странах ЕЭС в 2000 г. регламентированы следующие
показатели бензина, % (масс.): содержание ароматических углево-
дородов — 42, олефиновых — 18, бензола — 1, кислорода — 2,7,
серы — 0,015. До 150 °C выкипает 75% (об.), до 100 °C — 46%
(об.). В отечественные высокооктановые бензины (АИ-95 и выше)
разрешено добавлять до 15% МТБЭ (содержание О2 в таких топ-
ливах 2,7%).
2.1.3. ДИЗЕЛЬНЫЕ ТОПЛИВА
Топлива для автомобильных и тракторных дизелей вырабатыва-
ют в основном из гидроочищенных фракций прямой перегонки
нефти с добавлением легкого газойля каталитического крекинга.
Дизельные топлива могут включать следующие группы углеводоро-
дов, % (об.): нормальные парафиновые — 5...30, изопарафино-
вые — 18...46, нафтеновые — 23...60, ароматические — 14...35.
По ГОСТ 305—82 вырабатывают три сорта дизельного топлива:
«Л» (летние) — для эксплуатации при температуре окружающего
воздуха 0 °C и выше, с температурой конца кипения не выше
360 °C; «3» (зимние) — для эксплуатации при температуре —20 °C
и выше (температура застывания не выше —35 °C) и при —30 °C
и выше (температура застывания не выше —45 °C); t„ не выше
340 °C; «А» (арктические) — для температуры окружающего воз-
духа — 50 °C и выше с не выше 330 °C (табл. 2.3). Содержание
серы в дизельном топливе марок Л и 3 не должно превышать 0,2%
для вида I и 0,5% — для вида П, а марки А — 0,4%. Вырабатывают
также дизельные экспортные топлива ДЛЭ и ДЗЭ с содержанием
серы 0,05%.
40
Производство дизельного топлива в РФ в последние годы со-
ставляет ~ 46...47 млн т/год, из них топлива с содержанием серы
S<0,20% — более 80%.
Таблица 2.3
Показатели Норма для марок (по ГОСТ 305—82)
Л 3 А
Цетановое число, не менее 45 45 45
фракционный состав: 50% перегоняется при температуре, °C, не выше 280 280 255
90% перегоняется при температуре (ко- нец перегонки), °C, не выше 360 340 330
Кинематическая вязкость, при 20 °C, мм2/с 3...6 1,8-5 1,5-4
Температура застывания, °C, не выше для климатической зоны: умеренной -10 -35
холодной — -45 -55
Температура помутнения, °C, не выше для климатической зоны: умеренной -5 -25
холодной — -35 —
Температура вспышки в закрытом тигле, °C, не ниже: для тепловозных и судовых дизелей и га- зовых турбин 62 40 35
для дизелей общего назначения 40 35 30
Массовая доля серы, %, не более: вид 1 0,20 0,20 0,20
вид 2 0,50 0,50 0,40
Плотность при 20 °C, кг/м3, не более 860 840 830
Увеличение выпуска дизельных топлив возможно как путем
повышения (топлива утяжеленного фракционного состава УФС),
так и путем одновременного повышения и снижения температу-
ры начала кипения (топлива расширенного фракционного со-
става РФС). Топлива типа УФС используют в качестве летних.
С 1991 г. осуществляется производство экологически чистого ди-
зельного топлива по ТУ 38.1011348—89 летнего (ДЛЭч-В и ДЛЭч)
и зимнего (ДЗЭч) с содержанием серы до 0,05% (вид I) и 0,1% (вид
II) и содержанием ароматических углеводородов не более 20%
(ДЛЭч-В) и не более 10% (ДЛЭч). Кроме того, осуществляется
выпуск городского дизельного топлива для использования в Моск-
ве (табл. 2.4). В городское топливо дополнительно добавляют
присадки: летом — антидымную (на основе бария), зимой —
антидымную и депрессорную (улучшающую низкотемпературные
свойства).
41
Таблица 2.4
Показатели Нормы для марок (по ТУ 38.401-58-170—96)
дэк-л дэк-з ДЭКл-Л ДЭКл-3 -20 °C
Цетановое число, не менее 49 45 49 45
Фракционный состав: 50% перегоняется при температу- ре, °C, не выше 280 280 280 280
96% перегоняется при температуре (конец перегонки), °C, не выше 360 340 360 360
Кинематическая вязкость при 20 °C, мм2/с 3,0...6,0 1,8...5,0 3,0...6,0 1,8...6,0
Температура, °C, не выше: застывания -10 -35 -10 -35
предельной фильтруемости -5 -25 -5 -25
Массовая доля серы, %, не более, в топливе: вида 1 0,05 0,05 0,05 0,05
вида 2 0,10 0,10 0,10 0,10
Плотность при 20 °C, кг/м3, не более 860 860 860 860
С 1996 г. в Европе введены более жесткие ограничения на
качество топлива. Наиболее жесткие требования к показателям
качества дизельного топлива предложены скандинавскими страна-
ми: содержание серы не более 0,001%, полициклических аромати-
ческих углеводородов не более 0,02%, температура конца кипения
ле более 300 °C.
Для дизельных топлив важными эксплуатационными свойства-
ми являются низкотемпературные свойства, испаряемость, восп-
ламеняемость, прокачиваемость. Воспламеняемость дизельных топ-
лив оценивают цетановым числом (ЦЧ) по ГОСТ 3122—67, которое
определяется на одноцилиндровой установке ИТ9-3 (или универ-
сальной установке УИТ) сравнением испытуемого образца топлива
со смесью цетана (С1бН34, ЦЧ=100) с а-метилнафталином (СпНю,
ЦЧ=0), имеющей такой же период задержки воспламенения. Со-
держание цетана в такой смеси (% по объему) есть цетановое число
испытуемого топлива. Существует также расчетный метод опреде-
ления цетанового числа (цетановый индекс ЦИ по ГОСТ 27768—88)
по плотности при 15 °C р (г/см3) и температуре 50%-й перегонки,
*50 (°C)
ЦИ=454,74—1641,41р+774,74р2-0,554^+97,803(lgZ50)2. (2.5)
По формуле (2.5) для дизельного топлива Л
р=0,86 г/см3, ^=280 °C, ЦИ=46,7.
Углеводороды, имеющие высокие ЦЧ, обладают низкой детона-
ционной стойкостью (малые ОЧ). ЦЧ«;60—ОЧМ/2. ЦЧ смесей
42
дизельного топлива с бензином можно определить из условия ад-
дитивности:
цчсм=цч6+(цчд-цч6)гд(1 +p™g„g6), (2.6)
где ЦЧСМ, Рем — цетановое число и плотность смеси дизельного
топлива с бензином; ЦЧ6, ЦЧД — цетановое число бензина, дизель-
ного топлива; g5, ga — массовая доля бензина, дизельного топлива
в смеси (ga+g6= 1).
Повышение ЦЧ дизельного топлива, как правило, улучшает
пусковые свойства двигателя. Цетановое число зависит от углеводо-
родного состава топлива. Наиболее высокими цетановыми числами
обладают нормальные парафиновые углеводороды, причем с повы-
шением их молярной массы ЦЧ повышается. Самые низкие цетано-
вые числа у ароматических углеводородов. Чем выше температура
кипения топлива, тем выше цетановое число; эта зависимость прак-
тически линейна. Для повышения цетанового числа дизельных топ-
лив допущены к применению присадки изопропил- или циклогек-
сил-нитратов. Европейским стандартом на дизельное топливо уста-
новлен нижний предел цетанового числа — 48 единиц.
Низкотемпературные свойства характеризуются такими показа-
телями, как температуры помутнения tB (из топлива начинают
выпадать твердые углеводороды), застывания t3 (топливо теряет
подвижность) и предельная температура фильтруемости гп.ф (при
которой топливо после охлаждения еще способно проходить через
фильтр с установленной скоростью). Низкотемпературные свойства
топлива и их цетановые числа взаимосвязанные величины: чем
лучше температурные свойства топлива, тем ниже его цетановое
число. Так, топливо с температурой застывания ниже —45 °C харак-
теризуется цетановым числом около 40.
Испаряемость определяется фракционным составом, плотно-
стью, вязкостью. Вязкость топлива зависит от углеводородного
состава. Стандартом на дизельное топливо вязкость нормируется
в достаточно широких пределах, что обусловлено различием угле-
водородного состава перерабатываемых нефтей. Вязкость топ-
лива в пределах 1,8...7,0 мм2/с практически не влияет на износ
плунжеров топливной аппаратуры современных быстроходных
дизелей. Вязкость дизельных топлив при понижении температуры
повышается.
Поверхностное натяжение и давление насыщенных паров зави-
сят от углеводородного и фракционного состава топлива. С утя-
желением фракционного состава поверхностное натяжение увели-
чивается.
Плотность является одной из основных характеристик и в оте-
чественных стандартах нормируется при 20 °C: для летнего
43
дизельного топлива — не более 860 кг/м3, для зимнего — не более
840 кг/м3, арктического — не более 830 кг/м3.
Из углеводородов наибольшей плотностью обладают аромати-
ческие, наименьшей — парафиновые. Нафтеновые углеводороды за-
нимают промежуточное положение.
Для дизельных топлив желательно иметь возможно меньшую
склонность к нагарообразованию и образованию отложений и сло-
истых соединений, меньшую коррозионную активность. Эти свойст-
ва оцениваются такими показателями качества, как кислотность,
содержание серы, коксуемость, зольность и др.
2.2. ТОПЛИВА ИЗ АЛЬТЕРНАТИВНЫХ РЕСУРСОВ
(НЕНЕФТЯНЫЕ ТОПЛИВА)
Наряду с традиционными (товарными) топливами из нефти все
более широко используют новые виды топлив или их компоненты.
В литературе их часто называют альтернативными топливами,
подчеркивая источники их получения (прежде всего не из нефти).
Постоянно увеличивающееся применение таких топлив (назовем их
перспективными топливами) связано как с удорожанием добычи
нефти и истощением ее ресурсов, так и с ужесточающимися требова-
ниями к показателям качества топлив. Дело в том, что совершенст-
вование рабочего процесса и конструкции двигателей ведет к тому,
что свойства топлив все в большей степени становятся «лимитиру-
ющим» фактором для выполнения жестких требований, предъявля-
емых к токсичности ОГ.
Согласно большинству прогнозов наряду с топливами из не-
фти в ПДВС во все возрастающем объеме будут использовать
газовые топлива, искусственные (синтетические) топлива из угля
и природного газа, эфиры растительных масел, низшие спирты
и их эфиры и др. Вместе с тем доведение показателей качества
искусственных топлив до уровня современных товарных топлив из
нефти связано со значительным увеличением себестоимости про-
изводства. Поэтому при выборе перспективного топлива необ-
ходим компромисс между оптимизацией топлив по показателям
качества как с точки зрения эффективности производства, так
и с точки зрения эффективности их использования в двигателях
с учетом более жестких ограничений по экологическим харак-
теристикам.
Наиболее вероятно, что перспективные ненефтяные топлива
будут представлять собой углеводородную основу (производи-
мую из нефти, угля, газа или растительного сырья) с добавлением
различных компонентов (эфиры, спирты, специальные присадки
и др.), обеспечивающих заданные показатели этих топлив.
44
Ниже дается краткая характеристика ряда перспективных топ-
лив и компонентов к ним. Применение газовых и альтернативных
топлив и влияние их свойств на показатели ДВС рассматриваются
в гл. 7.
2.2.1. ГАЗООБРАЗНЫЕ ТОПЛИВА
В Российской Федерации сосредоточено более 30% мировых
запасов природного газа, а доля РФ в мировой добыче — более
27% и по расчетам в ближайшем будущем достигнет примерно 1000
млрд м3 в год. Основным топливом является природный (естествен-
ный) газ, компонентами которого главным образом являются па-
рафиновые углеводороды. Состав природного газа зависит от
типа месторождения: чисто газовое (СН4 — 95%, С2Н« — 0,5%,
СзН8 и выше — 0,5%, СО2—1,1%, N2 — 3%), газоконденсатное
(СН4«84%, СгН6»4%, С3Н8 и выше примерно 5%; СО2«1,4%,
Н2»3%, N2«3%), нефтяное — попутный газ (СН4«42%, С2Н6~
»21%, С3Н8 и выше примерно 30%, N2»7%).
Природный газ используют в сжатом и сжиженном виде. В каче-
стве топлива используют также сжиженный пропан-бутановый газ,
являющийся попутным продуктом нефтепереработки и находящий-
ся при атмосферных условиях в жидком состоянии.
Единым нормативным документом на основные показатели га-
зомоторного топлива является ГОСТ 27577—87, а также техничес-
кие условия ТУ 38001302—87 на сжиженный газ. ВНИИГАЗ раз-
работал ГОСТ «Газ природный топливный компримированный для
двигателей внутреннего сгорания», где нормированы следующие
показатели:
объемная теплота сгорания (низшая), кДж/м3 ........ 3180...3600
относительная плотность (к воздуху) ............... 0,56—0,62
октановое число (ОЧМ), не менее ................... 105
По эксплуатационным свойствам природный газ может заме-
нять даже высокооктановые бензины. Кроме того, существенно
снижается эмиссия токсических выбросов с ОГ.
Недостатками газовых топлив являются: некоторое снижение (в
отдельных случаях) мощности двигателей; затрудненный запуск при
низких температурах; низкая объемная теплота сгорания и меньшая
дальность пробега между заправками; замерзание рабочих узлов
аппаратуры; повышенная пожаровзрывоопасность и др. Пример-
ный состав (в % по объему) ряда газовых топлив и их эксплуатаци-
онные показатели даны в табл. 2.5, 2.6.
Ограниченное применение находят также искусственные газовые
топлива, получаемые в технологических процессах переработки
нефти, угля и др. (генераторный газ, синтез-газ и т. п.).
45
Таблица 2.5
Состав Природный газ Сжиженный газ Газ под- земной газификации
Метан СН4 Этилен Пропилен Бутилен Этилен n2 СО2 H2S о2 со н2 До 99 До 3,8 До 1,9 До 0,9 До 1,2 До 0,6 1,8 Не более 4 Не менее 93 Не более 3 Не более 4 Не менее 93 Не более 3 Не более 5 1,8 60...65 8...10 0,6 10,0 14,5
Таблица 2.6
Показатели Природный газ Сжиженный газ Водород (газ)
газооб- разный ЖИДКИЙ Пропан Бутан
Плотность, кг/м3, при t= =20 °C Температура, °C: 0,66 423 (при (=-161,58 °C) 502 578 0,082
гниения (сжижения) -161,58 — 161,58 -42 -0,6 (-252,8)
застывания (плавления) воспламенения паров Октановое число (исследова- — 182,5 650 -182,5 537 -178 504 -135 430 -259,2
тельсгий метод) Низшая теплота сгорания 110...130 110...130 11,5 95 45...90
Ню МДж/кг Теплота парообразования 50 50 46 45,4 120
при Р=0,1 МПа, кДж/кг Давление насыщенных паров —- 511 420 390 —
при 38 °C, МПа Пределы воспламенения сме- си, % (об.): — — 1,3 0,39 —
бедной 5 — 2 1,7 4
богатой 15 — 11,4 10,3 75
Перспективным топливом является водород, обладающий высо-
кой теплотой и температурой сгорания и образующий «чистые» (не
считая оксидов азота) продукты при сгорании.
Широкие концентрационные пределы воспламенения водородо-
воздушных смесей позволяют найти оптимальные условия его при-
менения. Основные трудности использования водорода в качестве
46
моторного топлива помимо высокой стоимости связаны с его хра-
нением. Температура кипения водорода равна —252,8 °C, поэтому
хранить водород на транспортном средстве можно либо при обыч-
ных температурах в виде сжатого газа, либо в сжиженном виде
в криогенном состоянии, либо с использованием промежуточного
носителя. Для практической реализации более приемлемы схемы
с использованием промежуточного носителя водорода (гидриды
металлов и их сплавы). Водород в них сохраняется в химически
связанном состоянии и при необходимости извлекается из соеди-
нения при термическом, химическом или термохимическом воз-
действии (например, использование водорода в топливных эле-
ментах).
2.2.2. СИНТЕТИЧЕСКИЕ ТОПЛИВА
Синтетические (искусственные) топлива применяют как в чистом
виде, так и в качестве добавок к углеводородным топливам из
нефти. Наиболее дешевым источником их получения является ка-
менный уголь, из которого посредством различных технологичес-
ких процессов получают синтетические бензины и дизельные топ-
лива. Эти топлива отличают пониженное содержание водорода
(9...12%), большее содержание серы и соединений азота, повышен-
ные температуры застывания, меньшая теплоты сгорания, меньшая
химическая стабильность.
Процессы переработки горючих ископаемых и в первую очередь
углей в жидкие топлива можно разделить на три группы: 1) пиролиз
(полукоксование) с получением жидкой смолы и твердого остатка;
2) прямое гидрогенизационное сжижение; 3) газификация угля с по-
следующей переработкой синтез-газа в жидкие топлива (в 2000 г.
разработали эффективные технологии получения из природного
газа синтетического бензина и диметилэфира).
Жидкие топлива из угля в зависимости от способа получения
имеют следующие характеристики: р=900...980 кг/м3 (при 15 °C),
вязкость v%2,9...3,5 мм2/с (при 38 °C), /4=38,5...42 МДж/кг, пре-
делы разгонки 179...301 °C (для дизельных топлив 192...360 °C).
Синтетические топлива можно использовать в качестве добавок
к топливам и как компоненты смесевых топлив.
2.2.3. КИСЛОРОДОСОДЕРЖАЩИЕ СОЕДИНЕНИЯ
В настоящее время кислородосодержащие соединения (оксигена-
ты) находят широкое применение в качестве присадок к рефор-
мулированным бензинам, компонентов бензометанольных топлив,
компонентов дизельных топлив (а иногда и самих топлив). Это
прежде всего низшие спирты (метанол, этанол, пропанол), их эфиры
47
(метилтретбутиловый эфир МТБЭ, этилтретбутиловый эфир ЭТБЭ,
диметиловый эфир ДМЭ, третамилметиловый эфир ТАМЭ и др.),
эфиры растительных масел и др.
В настоящее время наибольшее применение наитии метанол
(«М15» — 15% метанола, 85% бензина; «М100» — 100% метано-
ла) и этанол («газохол» — 85% этанола, 15% бензина). Спирты
имеют высокие октановые числа, но их недостатком являются
меньшая теплота сгорания, коррозионная активность, низкая тем-
пература вспышки, высокая теплота испарения, гигроскопичность
и др. Более целесообразно использовать производные спиртов —
эфиры.
В ряде стран в качестве топлив для дизелей используют смеси
дизельного топлива с низшими спиртами. ЦЧ смесей дизельного
топлива с низкомолекулярными спиртами (метанолом, этанолом)
можно приближенно определить по соотношению:
44CM=44cngcn+L(4JlgJl-[ln(100gra)-1] 1нЦЧд, (2.7)
где ЦЧСП, gen — цетановое число и массовая доля спирта в смеси
(можно принять для метанола ЦЧспл;3...5, для этанола ЦЧСТ«
»8... 10).
В качестве добавок к дизельному топливу (а также и как
топливо) применяют диметилэфир (ДМЭ), который характеризу-
ется высокими значениями ЦЧ и малой (вследствие содержания
кислорода) склонностью к дымлению. Наиболее целесообразно по-
лучение ДМЭ из метанола. В свою очередь, низшие спирты (мета-
нол, этанол), которые в настоящее время нашли наибольшее приме-
нение, можно производить из природного газа, угля, сланцев древе-
сины и др. Принципиально возможно применение растительных
масел и их эфиров в качестве топлив для дизелей, в частности
метилового эфира рапсового масла (РМЕ). Применение эфиров
более предпочтительно вследствие ряда негативных свойств рас-
тительных масел (термической нестабильности, повышенной вяз-
кости, меньшей теплоты сгорания, плохих низкотемпературных
свойств). Отметим, что в ряде стран (США, Англия, Германия и др.)
получают на базе растительных масел смазочные масла, присадки
и др.
В качестве компонента моторных топлив можно использовать
жидкое топливо, полученное из биомассы. Так, из 2,5 кг биомассы
получают примерно 1 кг жидкого топлива со следующими (осред-
ненными) характеристиками: gc=0,5, go=O,44, g„=0,06, Ни=П...
...19 МДж/кг. *
Некоторые характеристики кислородосодержащих компонентов
к бензинам и дизельным топливам даны в табл. 2.7.
48
Таблица 2.7
Показатели Метанол Этанол МТБЭ ЭТБЭ ТАМЭ дмэ PME
Плотность при 20 °C, кг/м3 791 810 746 746 775 660 882
Октановое число:
моторный метод исследовательский ме- 87—95 94 ПО 104 96 — -—
ТОД 111 108 126 120 ПО — —
Цетановое число Температура кипения 3...5 8-10 — — — >55 52-56
(пределы разгонки), °C 65 78 55 73 86 -25 250 (0%) 350(95%)
Давление насыщенных па- ров при 38 °C, кПа 37 21 57 26 15 800 —
Содержание кислорода, % (масс.) 50 34,8 18,2 15,7 15,7 -34,8 11,0
Низшая теплота сгора- ния, МДж/кг 19,6 26,9 38,2 — 39,4 7,6 37,5
Теплота парообразова- ния, кДж/кг 1160 910 332 — 326 410 (20°С) —
2.2.4. ВОДОТОПЛИВНЫЕ ЭМУЛЬСИИ
Водотопливные эмульсии (ВТЭ) позволяют существенно снизить
содержание сажи и оксидов азота в ОГ и повысить эффективность
использования дизельных топлив. ВТЭ можно разделить на два
типа: «вода в топливе» и «топливо в воде». На практике обычно
используют эмульсии типа «вода в топливе», когда вода, являюща-
яся внутренней фазой, составляет 1О...4О% (об.). Капли воды в таких
эмульсиях представляют собой правильные сферы размером 2...
...5 мкм.
Отличительными особенностями сгорания водотопливных
эмульсий являются снижение температуры пламени и повышение
полноты сгорания, в основе чего лежит улучшение смесеобразова-
ния топлива с воздухом при возникновении «микровзрывов» капель
воды. Появление «микровзрывов» связано с различием в темпера-
турах кипения воды и дизельного топлива. Снижение содержания
оксидов азота в ОГ является следствием прежде всего снижения
температуры сгорания. Недостатками ВТЭ являются невозмож-
ность их использования при низких температурах и склонность
к расслоению при хранении, увеличение периода задержки вос-
пламенения и усиление цикловой нестабильности рабочего процес-
са. Применение ВТЭ зависит от таких факторов, как их стабиль-
ность, надежность пуска при различных условиях эксплуатации
и др.
4 - 4664
49
2.3. РЕАКЦИИ ОКИСЛЕНИЯ
И ПРОДУКТЫ СГОРАНИЯ
В поршневых ДВС происходит горение топливовоздушной смеси
(ТВС) при окислении топлива кислородом воздуха. Соотношение
между количеством исходных продуктов (топливо+воздух) и про-
дуктов сгорания может быть найдено из уравнений химической
реакции при следующих допущениях: все химические соединения
состоят из атомов отдельных элементов, связанных между собой
в определенных численных соотношениях; при химических реакциях
атомы сохраняют свою индивидуальность и происходит только их
перегруппировка; массы исходных продуктов и продуктов сгорания
равны между собой. Объем продуктов сгорания в общем случае не
равен объему исходных продуктов.
Химическая реакция сопровождается перестройкой электрон-
ных оболочек реагирующих веществ, в результате чего образуются
новые внутримолекулярные связи, изменяющие силы взаимодейст-
вия между молекулами. Часть внутренней энергии системы, которая
преобразуется в теплоту и работу только при протекании химичес-
кой реакции, называется химической энергией. Если при реакции
химическая энергия системы уменьшается и в виде теплоты переда-
ется окружающей среде, то реакцию называют экзотермической.
Все реакции окисления топлив кислородом воздуха являются эк-
зотермическими и идут с интенсивным повышением температуры
и образованием пламени, т. е. имеет место горение топлива. Для
теоретического расчета процесса окисления необходимо знать эле-
ментный состав ТВС, т. е. содержание горючих компонентов в топ-
ливе и содержание кислорода в воздухе.
2.3.1. ЭЛЕМЕНТНЫЙ СОСТАВ ТОПЛИВОВОЗДУШНОЙ СМЕСИ
Элементный состав жидких топлив. Для нефтяных моторных
топлив приближенно известен групповой (углеводородный) состав,
который зависит от типа исходной нефти и технологического про-
цесса нефтепереработки. По мере увеличения молярной массы топ-
лив в них могут появляться в незначительном количестве соедине-
ния серы, азота, смолистые соединения, тяжелые металлы и др. При
расчете процесса сгорания наличием этих элементов в бензинах
и дизельных топливах обычно пренебрегают. Для нефтяных топлив
(бензинов и дизельных) элементный состав в зависимости от груп-
пового состава задают массовыми долями углерода gc и водорода
gH, gc+gH —1- При использовании кислородосодержащих топлив
(модифицированные бензины с добавкой оксигенатов, спирты, эфи-
ры и др.) учитывают кислород топлива g^, gc+gH +gor= 1.
50
Элементный состав отечественных автомобильных бензинов
можшУ задать в зависимости от их октанового числа. Для бензинов
каталитического риформинга (которые в основном выпускаются
в РФ) повышение ОЧ достигается путем увеличения содержания
ароматических углеводородов. Соответственно с ростом ОЧ имеет
место одновременное снижение gH, Ни и увеличение плотности
топлива р (используют также относительную плотность р%° или
рГ).
Для отечественных дизельных топлив в большинстве случаев
низкотемпературные свойства связаны с содержанием н-парафинов
и ЦЧ. Для основных марок отечественных топлив можно ре-
комендовать следующие значения физико-химических характери-
стик (табл. 2.8).
Состав газовых топлив и индивидуальных компонентов. Если
топлива представляют собой смеси определенного состава (т. е.
известна химическая формула компонента и его содержание, напри-
мер, газовые топлива) или индивидуальные компоненты известного
состава (спирты, эфиры и пр.), то элементный состав такого топ-
лива задают химической формулой вида CJH/X. Газовое топливо
представляет собой смесь различных углеводородов (горючая со-
ставляющая) и негорючего компонента, обычно азота. Принято
молярную (объемную) долю i-углеводорода rt обозначать (CxIIyOz)(.
Молярную долю азота N в газовом топливе обозначают гы-
Тогда состав газового топлива будет
E(CxH,OzX+^=CxH,Oz+'-n=1. (2.8)
Молярная масса такого топлива дт равна
дт=Е д, (СхЦрОЭ/+28гы,
(2-9)
где pt— молярная масса i-го углеводорода с молярной долей
(СЩЯ)/-
Соотношение между массовой долей элемента gt и числом его
атомов в молекуле топлива СХН,ОХ найдем по известным из термо-
динамики соотношениям для смеси:
доля углерода
gc= 12х/(12х+у+ 16z)=12л/д„ x=gc/ir/12; (2.10а)
доля водорода
gH=y/(12x+y+16z)=y/pT, у=gulp/, (2.106)
доля кислорода
gOr= 16z/(12x+y + 16z)= \(я!Рч, z=gOTpTJ16; (2.10в)
•г
51
Таблица 2.8
Показатели Бензины Дизельные топлива
А-76 летний АИ-93 (А-92) летний АИ-95 «Экстра*» с МТБЭ АИ-98** Летнее Л Зимнее 3 Арктичес- кое А
— 35°С | —45°С
Молярная масса, кг/моль 106 110 110 115 230 235 240
Низшая теплота сгорания, МДж/кг 44,0 43,3 42,9 43,0 42,8 43,03 43,0
Элементный состав: 8с 0,855 0,865 0,864 0,87 0,873 0,869 0,870
8н 0,145 0,135 0,133 0,13 0,127 0,131 0,130
Ь, — — 0,0133 — —
Плотность при Г=20 °C (среднее значение), кг/м3 784 755 765 725 836 820 | 816 818
Теплота парообразования при р= =0,1 МПа, кДж/кг Коэффициент поверхностного натя- жения а при t=20°C, 10 3 Н/м Теплоемкость жидкого топлива при г=20 °C, кДж/кг Коэффициент диффузии паров топ- лива, ьг/с 1.75 2>=По(Т/273)’ 1/р 295 О' 305 = 50р—15,0 А 300 1 - ст= =810-6 1,69/Vp А = = 310-6 220...240 20...30 А= = 5’10-6 А= = 710-«
Бензин каталитического риформинга.
* Бензин термического крекинга.
£c + Sh+#Ot—1>
где 12х, у, 16z — масса углерода, водорода, кислорода в 1 киломоле
топлива; дт= 12х+у+ 16z — молярная масса топлива.
Элементный состав воздуха. Стандартный состав сухого атмос-
ферного воздуха принят в РФ следующим, % (об.): азот — 78,08,
кислород — 20,95, благородные газы — 0,94, диоксид углерода —
0,03. Молярная масса /1=28,95 кг/кмоль, плотность при нормаль-
ных физических условиях р0=1,2928 кг/м . Для расчетов принимаем
следующий состав воздуха: rO1=0,21, rNi=0,790, go,=0,232, rN,=
=0,768 (вследствие малости остальных компонентов).
Объемная доля i-ro компонента во влажном воздухе (и) будет
зависеть от относительной влажности <р
rt= ^/[1 + 0,662 • фРц/(р- ФРи)Ъ
(2.И)
где rj — объемная доля i-ro компонента в сухом воздухе; р —
абсолютное давление влажного воздуха; ря — давление насыщен-
ных паров воды при температуре влажного воздуха. Поправ-
ка становится существенной для условий жаркого влажного кли-
мата.
2.3.2. ПОЛНОЕ ОКИСЛЕНИЕ (СГОРАНИЕ) ТОПЛИВА
При полном сгорании молекула топлива CXH,OZ окисляется до
конечных продуктов: диоксида углерода СО2 и водяного пара Н2О.
Уравнение окисления (исходные и конечные продукты реакции взя-
ты в кмолях) имеет вид
CxH,Oz+(x+y/4-z/2)O2=xCO2+y/2H2O (2.12)
х атомов С в 1 кмоле CxHyOz дают х кмолей СО2; у атомов Н в 1
кмоле CxHyOz дают у/2 кмолей НгО.
Тепловые эффекты реакций полного окисления С до СОг и Н2 до
Н2О равны (округленные значения):
С (графит)+О2=СОг+394 МДж/кмоль С
Н2 + 1/2О2=Н2О (газ)+242 МДж/кмоль Н2
При окислении С до СО
С (графит)+ 1/2О2=СО+111 МДж/кмоль С
При высоких температурах ТВС, соответствующих концу сгора-
ния, происходят процессы диссоциации продуктов сгорания:
53
Н2Ог±Н2+-О2 и
2
CO2^CO+-O2
2
а также газов H2, O2, N2.
Эти процессы идут с поглощением теплоты и снижают количест-
во теплоты, выделяющейся в цикле, а также эффективность ее
использования.
Минимальное количество кислорода в топливовоздушной смеси,
необходимое для полного сгорания топлива и определяемое на
основании уравнения (2.12), называют стехиометрическим.
Стехиометрическое количество кислорода Uq и Го при сгорании
жидкого топлива, при наличии в нем кислорода gOT равно:
в киломолях О2 на 1 кг топлива
££=-+--^. (2.13а)
12 4 32
в кг О2 на 1 кг топлива
4==^o/zo3=~£c+8gH—Sor- (2.136)
Отметим, что в обычных товарных бензинах (не модифицирован-
ных) и дизельных топливах кислород отсутствует.
При goT=0, следовательно, для них
«СП . I , о
Д)—~+“Г» "£>c+8gH-
12 4 3
Стехиометрическое количество кислорода (в кмолях О2 на
кмоль топлива) при сгорании топлива Z(CxHyOz);
(х,+-) (CXH/U-
\ 4 2/
(2.1 Зв)
2.3.3. НЕПОЛНОЕ ОКИСЛЕНИЕ (СГОРАНИЕ) ТОПЛИВА
Если количество кислорода в ТВС меньше стехиометрического,
то окисление будет неполным. При неполном окислении часть
углерода С окисляется до СО (оксид углерода), а часть водорода
Н2 не сгорает вообще. В этом случае окисление молекулы CxHj,Oz
идет по приведенному ниже уравнению
54
СхНА+ Ф^+(1-Ф)х+Я(1-Ф1)/4)-| о2=
Н2 у
=<рхСО+(1 — ф)хСО2+у(р\ —+-(1 — <Pi) Н2О
(2-14)
где ф — доля углерода, окислившегося до СО; — доля несгорев-
шего водорода.
Коэффициенты <р и <pi в общем случае взаимосвязаны между
собой.
С уменьшением количества кислорода в ТВС в продуктах сгора-
ния увеличивается содержание СО и Н2 и уменьшается содержание
СО2 и Н2О. В предельном случае (полагая <p=<pi = l) в продуктах
сгорания будут содержаться только оксид углерода СО и несгорев-
ший водород Н2. Соответствующее уравнение окисления имеет вид
(при отсутствии в топливе кислорода)
СхН,+-О2=хСО+-Н2
2 2
Количество кислорода Мо,=х/2 (кмоль) является предельным
и соответствует случаю, когда в ТВС число атомов кислорода равно
числу атомов углерода х. При дальнейшем уменьшении содержания
кислорода в ТВС в продуктах сгорания появляется несгоревший
углерод (сажа).
Соотношение между и Мео. Из уравнения (2.14) следует, что
соотношение между Мщ и Мео в продуктах неполного сгорания
(из-за недостатка кислорода) имеет вид
Х=У«.=?!.Л=6£!.?!!. (2.15а)
Afco Ф 2х ф gc
Экспериментальные данные показывают, что величину К=
=M^JMco можно приближенно выразить как функцию состава
топлива gH 'gc
^1,12
Мео
(2.156)
Так, для бензина состава gu'gc=0,145:0,855 К= 0,461, ф1/ф =
=0,453; для бензина состава gH:gc=0,134:0,866 ЛГ=0,44, ф1/ф =
=0,474.
55
Теплоту сгорания при неполном окислении Ни можно определить
по тепловым эффектам реакций окисления С до СО2 (Ясо2), С до СО
(Ясо) и Н2 до Н2О (ЯН1о) и количеству образовавшихся продуктов
сгорания согласно уравнению (2.14):
Я^ГфЯсо+а -ф)Я^+у (1 -Ф1)Ян2о-
(2.16)
Соответственно химическая неполнота сгорания из-за недостатка
кислорода равна
ДЯи=Ф^(ЯСО1-ЯСо+/Мгн1о)>
(2-17)
где K=MKJMco определяют по уравнению (2.156).
23.4. КОЭФФИЦИЕНТ ИЗБЫТКА ВОЗДУХА
В поршневых ДВС топливо окисляется кислородом воздуха.
Минимальное количество воздуха, необходимое для полного окис-
ления всего поданного топлива, называется стехиометрическим
и определяется по следующим соотношениям:
для 1 кг жидкого топлива необходимо количество воздуха, рас-
считанное в киломолях:
«с+«и_«М/0 21;
12 4 32 //
(2.18а)
в килограммах
/8 \ /
4=(~ gc+BgH—goj ) / 0,232=Lo/Zb-
(2.186)
Для газовых топлив, состоящих в общем случае из смеси угле-
водородов Е(СХН,ОД с молярной долей каждого углеводорода
в топливе (СХНУОД:
U,Z1 \ 4 2/
кмоль(м3)возд.
кмоль(м3)топл.
(2.19)
Коэффициентом избытка воздуха а называют отношение коли-
чества воздуха GB, содержащегося в ТВС, к стехиометрическому его
56
количеству, которое требуется для полного сгорания всего находя-
щегося в ней топлива G„ т. е.
a=G./(GJ0')=LjL0=l/l0,
(2.20)
где G-r — часовой расход топлива, кг/ч; GTl0 — минимальное тео-
ретически необходимое для полного сгорания топлива GT количест-
во воздуха, кг/ч.
Помимо коэффициента избытка воздуха а в иностранной лите-
ратуре используют величину отношения топливо/воздух f=GTIGt,
(f=l[altd и эквивалентное отношение (p=flfaa=:flo-
Соотношение между коэффициентом избытка воздуха а и до-
лей углерода <р, окислившегося до СО, для топлива СхД равно
а=1— (р
1+К
(2.21а)
211 + 3“"
Коэффициент избытка воздуха а при неполном окислении угле-
рода топлива ОДу только до СО (<p=<pi = 1), /Г=6 (£н/#с) равен
Рис. 2.1. Зависимость содержания компонентов в продуктах сгорания от а:
а — схема окисления углерода; I— a<a<jo — неполное окисление с образованием СО и выделе-
нием углерода; II—«со<а< 1 — неполное окисление с образованием СО и СО# III— а> 1 —
полное окисление с образованием COj; gc/12 — количество молей углерода в 1 кг топлива;
Мс (7), Л7соР)> А7со2(3) —количество молей С, СО, СС>2 соответственно в продуктах окисле-
ния 1 кг топлива; б — окисление в дизеле: кривые COj, Oj — расчет для условий полного
окисления; кривые NOX, СО — экспериментальные данные; в — окисление в карбюраторном
двигателе (экспериментальные данные)
57
(2.216)
В двигателях с внешним смесеобразованием «со практически
никогда не имеет места, поэтому углерод в продуктах сгорания
отсутствует. В дизелях и в двигателях с впрыскиванием бензина
в цилиндр условия смесеобразования таковы, что есть зоны а<«со
и в процессе сгорания может появляться на некоторых режимах
несгоревший углерод. Степень окисления углерода в зависимости от
а показана на рис. 2.1, а.
2.3.5. КОЛИЧЕСТВО СВЕЖЕГО ЗАРЯДА И ТЕПЛОТА СГОРАНИЯ
ТОПЛИВО-ВОЗДУШНОЙ СМЕСИ
Количество свежего заряда. В начале каждого цикла в двигатель
поступает свежий заряд, который представляет собой либо воздух,
[КМОЛЬ
—
кг топл.
равно:
в ДсИЗ
М\ =jL+ l//ir=otZ<)4—\ Дт (2.22а)
в дизелях Mi=L=aLo’, (2.226)
в двигателях, работающих на газе (в киломолях на 1 кмоль
газового топлива)
М\—L-\- 1 —аЛо+1.
(2.22в)
Теплота сгорания ТВС при а>1. Количество теплоты, выделя-
ющейся при сгорании 1 кмоля ТВС, равно
Н^=Ни!М,.
(2.23)
Теплота сгорания ТВС при а< 1. Имеет место химическая непол-
нота сгорания, поэтому
Ясм=(Яи-АЯи)/Л/1.
(2.24)
58
Подсчитывая АЯи по уравнению (2.17), получим (опуская проме-
жуточные преобразования)
^=0,42^4(Яса-Н^+КН^о). (2.25)
Lq 1+Л.
Например, при Х=0,46 (gH:gc=0,145:0,855) получим
—=113,4(1 —а) МДж/кг;
при /£=0,44 (вн:&=0,134:0,866)
&HUJ>lLo= 113,6(1 —а) МДж/кг.
2.3.6. СОСТАВ И КОЛИЧЕСТВО ПРОДУКТОВ СГОРАНИЯ
Полное сгорание (а>1). При сгорании топлива в воздухе при
а> 1 теоретически имеет место полное его окисление в соответствии
с уравнением (2.12). Продукты сгорания включают СО2, Н2О, N2
и избыточный кислород О2 (последний только при а> 1). Процент-
ное содержание азота N2 принимают равным 79%, содержание
диоксида углерода СО2 в воздухе (~0,03%) при расчетах не учиты-
вают. Количество М2 киломолей продуктов сгорания на 1 кг топ-
лива равно
Л/2=Л/со2+Л^н2о+Л^н2+^о2- (2.26а)
Значения величин Мсо2 и MHjO берут из уравнения (2.12), ЛГсо2=
=х, МН2О—у12‘, используя уравнения (2.10)
Afco,=—; Л/Н1о=~; JHN1=0,79a£o; MOj=0,21 (a-!)£<>.
12 2
Тогда
M2=a£o+ +~-0,21Lo.
12 2
(2.266)
Обозначим количество продуктов сгорания при a=l(JI/2)a_i.
Тогда
M2=(M2)a_1 +(а-!)£<>,
(2.26в)
где (M2)n_1=gc/12+gH/2+0,79£o.
59
При сгорании 1 киломоля газового топлива состава
Z (СхНуОДч- гдг количество продуктов сгорания (в кмолях) также
выражается уравнением (2.26а). Раскрывая значения ЛГсо2, AfH1o,
получим
/ У/ \
Л/2=е( jn(CxH,Oz)+0.79“io+»,x+0>2l(“- D^o- (2.27а)
(У1
хН--
4
-|Ч(СХН,ОЛ
М2=Ъ ( -+- (СДЩ.+aLJ+rN.
\4 2/
(2.276)
Последнее уравнение можно преобразовать, учитывая, что для
1 киломоля газового топлива rN = 1—^(СхН^ОД, 1+£?=ЛГ1. Тогда
M2=M1+z(-+--l ](CxHyOz)(. (2.28)
\4 2 J
Неполное сгорание (а<1). Состав продуктов сгорания жидкого
топлива при а<1 согласно (2.14) включает (в кмоль/кг топлива)
Л/со2, Мео, А/н2о> Л/щ и азот Л/м2=0,79аИо. Тогда
•А^2=0,79а74)+Л/цэ+Л/ц2О+Л/со+-Л^со2- (2.29)
Из уравнения (2.14) следует, что на образование молекул СО
и СО2 требуется одинаковое количество атомов углерода, т. е.
Мею+-Мсо2=фх+(1 — ф)х=х.
Аналогично, при частичном окислении водорода
Л/н2+-Мн2о ==“ <Р1 +- (1— Ф1)=--
2 2 2
Тогда
MCo2+Mco=gc/12; A/Hi+A/H2o=gH/2- (2.30)
Для определения содержания компонентов Л/со2> М^, MHJ0>
МП1 используют уравнения (2.30), соотношение K=MnJMco и урав-
нения баланса кислорода, приведенные ниже.
60
Составим баланс кислорода, содержащегося в воздухе (МО1 =
=0,21а£о) и согласно уравнению (2.14) использованного для об-
разования продуктов сгорания Мео, Л/со2, Л/Н1о, выражая количест-
во кислорода (в кмолях) через количество продуктов сгорания (в
кмолях):
окисление С до СО: <рх/2О2~<рхСО, -Мо?=“-Мсо
окисление С до СО2: (1 — <р)хО2~(1 — <р)хСО2, Л/о?’=ЛГсо,
окисление Н до Н2О: (1 —ф)-О2~(1 — р)-Н2О, Л/о,о=-Л6то
4 2 2 2
Запишем баланс кислорода
-Л/со+Л/со 4—Мц о=0,21а£о. (2.31)
2 2
Решая совместно уравнения (2.30) и
=(gc/12+gH/4)/0,21, получим
(2.31) при условии Lq=
Л/со—0j42Lfl-—-,
1+л
Л/со, ==——Л/со,
Л/Н1=0,42Х1^
Л/н1о=у—Л/На- t
(2.32)
Уравнение (2.29) для расчета величины М2 запишем в виде
Л/2=0,79а£о+-+—
12 2
(2.33а)
или
М2=(Л/2)а_1 - 0,79Д> (1 - а).
(2.336)
Приведенные выше расчеты продуктов сгорания включают ком-
поненты, оказывающие существенное влияние на энергетические
и экономические показатели. Содержание других продуктов сгора-
ния (оксиды азота, свинца и серы, несгоревшие углеводороды и др.)
вследствие относительно малого содержания в ОГ не учитывается
61
(2.34а)
в энергетических расчетах, но они оказывают существенное воздей-
ствие на экологические характеристики. Более подробно эти воп-
росы рассматриваются в гл. 3 и 8.
Изменение молярного состава и объема рабочего тела при сгора-
нии. Объемы исходных компонентов и продуктов их сгорания могут
отличаться из-за различия молярного состава свежего заряда
Mi и продуктов сгорания М2. Изменение количества вещества при
сгорании (в кмолях) равно ДЛГ=ЛГ2—М{ и оценивается теоретичес-
м2 дм
ким коэффициентом молярного изменения До=—= 1Ч----------
Mi Mi
Приведем расчетные зависимости д0 для различных случаев.
1. Дизель (а> 1)
, gH/4+gor/32
До=1+-------------
aZo
Так как в дизельных топливах goT=0, то
, 0,21
До= 1Ч----------
a(l+gc/3gH)
2. Двигатель с искровым зажиганием
«Zo+gH/4 +ggJ32 1 [ gn/4+gOr/32-l/pT
«До+— «Д)+—
Яг Яг
при а<1
OJ^+gfi/l+gc/n 0,21(l-a)L0+gH/4+go732~-l/pT
Ро=----------------=1+----------------------------. (2.356)
аД)Ч— аДоЧ—
Ят Ят
3. Двигатель, работающий на газовом топливе, или топливе,
состав которого можно задать химической формулой (а> 1)
(2.346)
(2.35а)
(У1 zi \
-+--lj(CxH,Oz)(
До= 1 +------------------
Ml
(2.36)
При полном сгорании (а>1) приращение и увеличение объема
продуктов сгорания (в кмолях) происходят только из-за образова-
ния из одной молекулы О2 двух молекул Н2О при окислении водо-
62
рода. При неполном сгорании (ot< 1) прирост объема АЛ/ больше,
чем при а>1, так как кроме окисления Н2 в Н2О (одна молекула
О2 — две молекулы Н2О) происходит неполное окисление С в СО
(одна молекула О2 — две молекулы СО). Для бензина и дизельного
топлива До>1 и уменьшается с ростом а. Для газовых топлив
изменение объема АЛ/ зависит от содержания различных углеводо-
родов и может быть ДЛ/>0 при Е (уJ4+z,/2) > 1 и АЛ/<0 при
Е (у,/4+z,/2) < 1. Соответственно До > 1 при АЛ/ > 0, До < 1 при АЛ/ < О
и в предельном случае До= 1 при ЛЛ/=0, E(y,/4+z,/2)=0. Например,
у z 4
при сгорании метана СН4 -Ч---1=—1 = 0, д0=1, т. е. не проис-
4 2 4
ходит изменения объема продуктов сгорания. С повышением содер-
жания высокомолекулярных углеводородов До растет. Так, для га-
зового топлива состава СН4 — 40%, СгН6 — 20%, С3Н8 — 30%,
N2 — 10% получим
ЕР+--1 J=-(4 0,4+6 0,2+8 0,3)-1 =
\4 2 / 4
= 0,3>0, ДЛ/>0, До>1,
т. е. объем при сгорании увеличивается.
Для дизеля (рис. 2.1, б) с ростом нагрузки (уменьшением а)
возрастают количество выделяющейся теплоты и температура сго-
рания, что ведет к увеличению образования оксидов азота NOX.
Возрастание содержания СО при а, близких к 1, связано с ухудше-
нием смесеобразования и неполнотой сгорания на режиме мак-
симальных нагрузок. Увеличение СО при больших значениях
а связано с заметным уменьшением скорости реакции и тем-
пературы сгорания, что ведет к неполному окислению, несмотря
на избыток О2.
Для двигателя с ДсИЗ (рис. 2.1, в) при а<1, как и следует из
приведенных соотношении, имеет место увеличение содержания СО
и Н2, а также несгоревших углеводородов CJI^. Максимум NOX
достигается при а» 1,05...11, т. е. при некотором избытке кислорода
и достаточно высокой температуре сгорания.
Состав продуктов сгорания оказывает непосредственное влияние
на показатели рабочего цикла. Так, термический КПД увеличивает-
ся с ростом показателя адиабаты продуктов сгорания, который,
в свою очередь, растет с уменьшением относительной доли трех-
атомных газов (Н2О и СО2) в продуктах сгорания. Соответственно
работа цикла и мощность будет тем больше, чем больше коэффици-
ент молярного изменения До, т. е. больше увеличение объема при
сгорании.
63
Рис. 2.2. Изменение характеристик ТВС и продуктов сгорания в зависимости от а:
1 — доля трехатомных газов в продуктах сгорания бензина АИ-93; 2 — доля трехатомных газов
в продуктах сгорания топлива Л; 3 — доля углерода в продуктах сгорания бензина АИ-93;
4 — показатель адиабаты К продуктов сгорания бензина АИ-93; 5 — коэффициент молярного
изменения до да® бензина АИ-93; б — то же, для дизельного топлива Л
Изменение указанных и ряда других величин для продуктов
сгорания бензина и дизельного топлива в зависимости от а показа-
но на рис. 2.2. Из рисунка видно, что с ростом а теоретический
коэффициент молярного изменения До монотонно уменьшается,
стремясь при а-* со Цо-*1. Доля трехатомных газов в продуктах
сгорания бензина в области богатых смесей (ot< 1) падает с умень-
шением а, а показатель адиабаты продуктов сгорания бензина при
этом растет. В области бедных смесей (а> 1) доля трехатомных
газов в продуктах сгорания бензина и дизельного топлива монотон-
но уменьшается, а показатель адиабаты возрастает. Увеличение
последнего ведет при прочих равных условиях к росту КПД соот-
ветствующего термодинамического цикла.
2.3.7. ТЕПЛОФИЗИЧЕСКИЕ И ТЕРМОХИМИЧЕСКИЕ СВОЙСТВА
ТОПЛИВ И ПРОДУКТОВ СГОРАНИЯ
Для эффективного протекания рабочего цикла ПДВС кроме
теплоты сгорания существенное значения имеют такие свойства
топлив, как скрытая теплота парообразования, плотность, давление
насыщенных паров, теплоемкость и др. Часть этих показателей,
входящих в соответствующие ГОСТы и ТУ, определяют при прове-
дении квалификационных испытаний топлив, большая часть требу-
ет проведения специальных исследований. Остановимся коротко на
64
ряде характеристик топлив и продуктов их сгорания, оказывающих
наибольшее влияние на показатели ПДВС. В табл. 2.9 приведены
коэффициенты в уравнении молярных истинных теплоемкостей
цСр=а+ЬТ отдельных газов, входящих в состав воздуха и продук-
тов сгорания топлива (в кДж/кмоль).
Таблица 2.9
Газы а А103 Интервал температур, К
СО 27,65 5,03 273...2500
СО2 44,20 9,05 298...2500
н2 27,74 3,39 273...2500
Н2О 30,04 10,73 298...2500
КгО 33,73 3,85 298...2500
n2 27,91 4,27 298...2500
О2 34,65 1,08 273...5000
он 27,03 3,69 298...3000
Показатель адиабаты газов уменьшается с ростом молярной
массы и для его расчета можно использовать следующие соотноше-
ния: -сухой воздух (0...2700 К), £= 1,41 — 5’10“57; пары бензина
(0...1500 К), к= 1 +48/(677+ 7); пары дизельного топлива (0...1500 К),
к= 1+26/(634 + Г); продукты сгорания дизельного топлива в воз-
духе при а=1, £=1,392— 6,24'10-s7^ продукты сгорания бензина
в воздухе при а= 1, к= 1,391—6,1 10-s7’.
С ростом а показатель адиабаты продуктов сгорания топливо-
воздушной смеси увеличивается, приближаясь к его значению для
воздуха.
В табл. 2.10 приведены основные теплофизические и термохими-
ческие показатели бензина, дизельного топлива, природного и сжи-
женного газов, а также некоторых ненефтяных компонентов. Значе-
ния Mi и До> отмеченные звездочкой, даны для условий внешнего
смесеобразования, Mi=Lq+ 1/д„ остальные — для условий внут-
реннего смесеобразования, Mi=Lo.
5-4664
Таблица 2.10
Показатели Бензин (летний) Дизельные топлива Природ- ный газ (метан СН4) Сжиженный газ Мета- НОЛ СН4О Этанол CjH6O ДМЭ СгН6О РМЕ Водород н»
А-76 АИ-93 (А-92) Летнее Л Зимнее 3 Пропан с3н. Бутан с«н10
Массовые до- ли элементов: углерода gc 0,855 0,865 0,873 0,869 0,75 0,818 0,828 0,375 0,522 0,522 0,77 —
водорода £н 0,145 0,135 0,127 0,131 0,25 0,182 0,172 0,125 0,13 0,13 0,12 1
кислорода еот — — — — — — — 0,5 0,348 0,348 0,11 —
Молярная масса Цг,
кг/кмоль 106 по 230 235 16 44 58 32 46 46 294 2
Плотность р гои 20 °C, кг/м* 784 755 836 820 0,66 502 578 791 810 660 882 0,082
Нормальная температура кипения (преде- лы разгонки), °C 35...195 35...205 180...360 180...340 -16138 -42 -0,6 65 78 -25 250...350 —252,8
Теплота па- рообразования при />=0,1 МПа, кДж/кг 295 305 220,„240 511 (t= — 161,58°С) 420 390 1160 910 410 (гои 20Т) — —
Низшая теп- лота сгорания Ню МДж/кг 44 43,4 42,8 43,03 . 50 46,35 45,75 19,6 26,9 27,6 37,5 120
Октановое число (исследо- вательский ме- тод) Не нормир. 92 — — 130 111,5 95 111 108 — — 45...90
Цетановое число — — Не менее 45 — — 12 (рас- чет) 5 (рас- чет) 8 (рас- чет) >55 52...56 —
Zg, КГ ВОЗД./КГ ТОПЛ. Lq, кмоль возд./кмоль ТОПЛ. 14,83 0,512 14,6 0,504 14,41 0,498 14,51 0,500 17,24 0,595 15,68 0,541 15,45 0,533 6,465 0,223 8,98 0,310 8,98 0,310 12,51 0,432 34,48 1.19
М\, кмоль/кг топл. (при а= =1) 0,521* 0,513* 0,498 0,500 0,658* 0,564* 0,550* 0,254* 0,332* 0,310 0,432 1,69*
Теплота сго- рания стехио- метрической смеси HJIq, 2,967 2,973 2,97 2,966 2,90 2,956 2,96 3,03 2,995 3,07 2,998 3,482
Температура самовоспламе- нения при р=\ бар, °C 415 250 650 504 430 450 420 235 130
Пределы во- спламенения: %min 1.5 5,9 0,6 6.5 5 15 2 П.4 1.7 10,3 5,5 26,0 3,5 15,0 3,4 18 — 4 75
(ZHjJa-l 0,5482 0,5377 0,5297 0,5329 0,658 0,5866 0,5761 0,2699 0,3534 0,3534 0,465 1,44
до при а=1 1,052* 1,048* 1,064 1,066 1* 1,04* 1,047* 1,063* 1,064* 1.14 1,077 0,852*
ГЛАВА 3
ПРОЦЕССЫ ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫХ ЦИКЛОВ
В процессах, образующих действительный цикл двигателя, про-
исходит изменение количества (массообмен) и состава рабочего
тела, а также теплообмен. Без большого ущерба для точности
расчетов обычно массообмен учитывается только при анализе про-
цессов впуска и выпуска, а также при впрыскивании топлива в дизе-
лях, т. е. для этих процессов внутрицилиндровое пространство
рассматривается как открытая система. Во всех остальных случаях
внутрицилиндровое пространство считают закрытой системой. Со-
стояние газов считается равновесным.
3.1. ПРОЦЕССЫ ГАЗООБМЕНА
3.1.1. ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ
Смену рабочего тела при осуществлении процессов выпуска
и впуска называют газообменом. От количества свежего заряда,
оставшегося в цилиндре после завершения газообмена, в решающей
степени зависят получаемая в цикле работа и, следовательно, мощ-
ность двигателя.
При газообмене работа газов в цилиндре (насосные потери)
в первом приближении может быть охарактеризована выражением
Lro^(pa—Pr)Vh. В двигателях без наддува и при газотурбинном
наддуве, когда давление перед впускным клапаном р1 меньше давле-
ния за выпускным клапаном рр, имеет место соотношение Ра<Р„
т. е. работа L™ отрицательна (рис. 3.1, а, в). В случае приводного
нагнетателя работа газообмена положительна (рис. 3.1, б), но име-
ются дополнительные, больше чем работа газообмена, затраты на
привод компрессора.
Процессы газообмена связаны не только друг с другом. Так,
создаваемое во время впуска направленное движение заряда в ци-
линдре двигателя путем специального профилирования и располо-
жения впускных каналов в головке цилиндров часто представляет
собой один из основных факторов, способствующих улучшению
68
Рис. 3.1. Диаграммы газообмена четырехтактного двигателя:
а — без наддува; 6 — с наддувом от приводного нагнетателя; в — с газотурбинным наддувом
при pt <рр; г — с газотурбинным наддувом при ft >Рр
смесеобразования и сгорания. В двигателях с внешним смесеоб-
разованием процесс впуска связан и с процессами образования
топливовоздушной смеси до ее поступления в цилиндр.
Современным системам газообмена автомобильных двигателей
внутреннего сгорания присущи следующие особенности.
1. Число клапанов в каждом цилиндре чаще всего равно четы-
рем — два впускных и два выпускных. Реже используются трех-
и пятиклапанные конструкции. Применение традиционных двухкла-
панных конструкций непрерывно сокращается.
2. Подавляющее большинство дизелей имеют наддув. Примене-
ние наддува для ДсИЗ характеризуется тенденцией к увеличению, но
пока относительное использование наддува для ДсИЗ значительно
меньше, чем для дизелей. Установка охладителя воздуха после
компрессора увеличивает сопротивление впускной системы.
3. В системе выпуска для удовлетворения современных требова-
ний к допустимой токсичности отработавших газов (см. 8.3) устана-
вливается нейтрализатор, что несколько увеличивает ее гидравли-
ческое сопротивление. Это сопротивление возрастает и при установ-
ке турбокомпрессора.
4. Все чаще находят применение механизмы газораспределения,
обеспечивающие управляемое изменение фаз газораспределения
и закона подъема клапанов.
3.1.2. ПРОЦЕСС ВЫПУСКА И ГАЗООБМЕН
В ПЕРИОД ПЕРЕКРЫТИЯ КЛАПАНОВ
Процесс выпуска. В конце такта расширения с опережением
30...75 град ПКВ до прихода поршня в НМТ начинается выпуск
отработавших газов (точка Ь' на рис. 3.1, а). В этот момент у двига-
телей без наддува давление в цилиндрер«0,4...0,7 МПа, а на выходе
69
из щели выпускного клапана оно намного ниже, поэтому выпуск
газов сначала происходит при сверхкритическом перепаде давлений
рр/р</?гр, т. е. с критической скоростью истечения через клапанную
щель (500...700 м/с). В результате быстрого уменьшения количества
газов в цилиндре и их расширения давление заметно понижается
и при рр/р>Ржр скорость истечения газов становится ниже крити-
ческой. Первый период процесса выпуска называют периодом сво-
бодного выпуска, он заканчивается вблизи НМТ. За относительно
малое время свободного выпуска из цилиндра удаляется до 50...70%
отработавших газов.
Во время второго периода, называемого принудительным выпус-
ком, т. е. при движении поршня к ВМТ, выпуск происходит под его
вытесняющим действием.
На рис. 3.2 показано изменение давления р в цилиндре и в канале
головки цилиндров (за выпускным клапаном) рр в период выпуска.
Начало фазы выпуска ф'вып (рис. 3.2) совпадает с началом фазы
открытия выпускного клапана (см. рис. 3.5), а окончание этих
фаз совпадает, если к концу закрытия выпускного клапана
Если же к концу закрытия выпускного клапана р <рр, то имеет место
соотношение <р'пт<<рпт.
С началом выпуска понижение р становится более резким, что
приводит к образованию волны давления в системе выпуска. Эта
волна распространяется в сторону открытого конца трубопровода,
где она отражается, отдавая часть энергии, и уже в виде волны
разрежения перемещается в обратном направлении, т. е. к выпуск-
ному клапану, у которого происходит новое отражение, и т. д.
При перемещении волн вдоль трубопровода происходит после-
довательное их затухание, связанное с затратой энергии на трение.
Рис. 3.2. Изменение р и рр в процессе Рис. 3.3. Влияние момента начала про-
выпуска в четырехтактном двигателе: цесса выпуска на работу расширения
, . и принудительного выпуска
Фвып — фаза выпуска J
70
Результирующий колебательный процесс определяется суммиро-
ванием прямых и отраженных волн, образующихся при выпуске
газов из всех цилиндров двигателя. Момент начала выпуска
(30...75 град до НМТ) выбирают с таким расчетом, чтобы обес-
печить хорошую очистку цилиндра, а с другой стороны, умень-
шить затраты энергии на этот процесс. Если, например, клапан
начнет открываться слишком рано (точка Г на рис. 3.3), то увели-
чится потеря полезной работы газов в период предварения выпус-
ка. Если же клапан открывать поздно (точка Г), то возрастет
отрицательная работа во время принудительного выпуска. Оп-
тимальному началу открытия выпускного клапана соответствует
точка I.
Газообмен в период перекрытия клапанов. На рис. 3.4 показано
изменение давления р в цилиндре и давления в канале головки
цилиндров около впускного клапана в процессе впуска. Природа
колебательных процессов в системах впуска и выпуска имеет много
общего. Опыт показывает, что в двигателях без наддува для луч-
шего газообмена впускной клапан необходимо начать открывать
примерно за ГО...30 град до прихода поршня в ВМТ, а выпускной
клапан закрывать спустя 10...50 град после ВМТ. При наддуве эти
углы в 1,5...3 раза больше.
Период, когда одновременно открыты оба клапана, называют
перекрытием клапанов (tpB на рис. 3.5). В оптимальном случае при
pv<p и Р<Рт через впускной клапан в цилиндр поступает свежий
заряд, а через выпускной удаляются отработавшие газы. Такой
газообмен называют продувкой цилиндра (рис. 3.6, а).
Продувка позволяет лучше очистить цилиндр от отработавших
газов и понизить температуру в конце газообмена, в результате
Рис. 3.4. Изменение р и в процессе впуска
в четырехтактном двигателе:
— фаза впуска
НМТ
Рис. 3.5. Диаграмма фаз газора-
спределения четырехтактного дви-
гателя
71
Рис. 3.6. Газообмен в период перекрытия клапанов:
а — продувка; б — обратная продувка; в — заброс отработавших газов
увеличивается количество свежего заряда, заполняющего цилиндр
в процессе впуска.
Наилучшие условия для продувки имеют место в двигателях
с наддувом от приводного нагнетателя, у которых рх>рр (рис. 3.1,
б) и перекрытие клапанов может достигать 120...130 град ПКВ. При
газотурбинном наддуве давление на впуске больше, равно или
меньше давления на выпуске рр, в соответствии с чем и выбирается
длительность периода перекрытия клапанов.
В двигателях без наддува, как правило, рх<рр, но иногда специ-
альной настройкой впускной и выпускной систем (т. е. согласовани-
ем волн) можно для всего периода перекрытия клапанов или его
части обеспечить соотношение давлений рт>рр и тем самым неболь-
шую продувку. Длительность перекрытия клапанов у двигателей
без наддува обычно меньше, чем при наддуве.
В действительности свежий заряд смешивается в цилиндре с ОГ,
поэтому в период перекрытия клапанов, когда рр<р, часть свежего
заряда может через выпускной клапан покинуть цилиндр. Наибо-
лее типичный случай противоположного продувке течения газов
обратная продувка имеет место, например, в двигателях с искровым
зажиганием на режимах холостого хода, когда дроссельная заслон-
ка сильно прикрыта. На этих режимах рр/рх>2, поэтому в период
перекрытия клапанов через выпускной клапан отработавшие газы
поступают из системы выпуска обратно в цилиндр, а через впускной
клапан происходит истечение газов из цилиндра в систему впуска
(рис. 3.6, б).
Если впускной клапан начинает открываться слишком рано,
когда <р, то имеет место заброс отработавших газов из цилиндра
во впускную систему (рис. 3.6, в).
Газы, вышедшие из цилиндра во впускную систему при забросе
или при обратной продувке, возвращаются в него в процессе впуска,
что уменьшает количество свежего заряда. Если этих газов до-
статочно много, то при работе двигателя с количественным регули-
72
рованием на режимах частичных нагрузок потребуется большее
открытие дроссельной заслонки, а это несколько уменьшит затраты
энергии на газообмен (насосные потери).
3.1.3. ПРОЦЕСС ВПУСКА
В двигателе без наддува свежий заряд поступает в цилиндр под
действием разрежения, создаваемого поршнем на такте впуска,
а в двигателе с наддувом он нагнетается в цилиндр компрессором.
Как следует из графиков (рис. 3.4), вскоре после начала открытия
впускного клапана давления р и рж сравниваются (точка Л), с этого
момента начинается впуск, так как при дальнейшем движении
поршня р<рх, причем перепад давлении I— I, определяющий ско-
рость истечения свежего заряда через клапанную щель, не остается
постоянным.
Количество свежего заряда, поступающего в цилиндр в течение
процесса впуска, зависит от общего гидравлического сопротивления
впускной системы, т. е. от разности между давлением окружающей
среды р0 или давлением после компрессора р'ж и давлением в ци-
линдре р, которая изменяется по мере перемещения поршня от ВМТ
к НМТ.
В общем случае расход газов при истечении через клапан можно
определить по уравнению:
2*х
—;РхРх
Л?х=(дЛ
Лх+»/*х~
dr,
где dGx — расход газов; р — коэффициент расхода клапана; f—
проходное сечение в клапане; (pf)x — эффективное проходное сече-
ние; кх — показатель адиабаты газов; рх и — плотность и давле-
ние газов на входе в клапан; р^ — давление газов на выходе из
клапана; х — индекс, указывающий, что значение величины берется
для расчетного интервала времени dr.
По этому уравнению расчет ведется как при истечении в ци-
линдр, так и из цилиндра. В обоих случаях коэффициенты расхода
при соответствующих углах ПКВ принимаются одинаковыми неза-
висимо от направления потока.
В случае критического выпуска вместо отношения — использу-
Рвх
ется выражение
АхР=[2/(Лх+1)]кж/‘х~1.
73
Рис. 3.7. Газообмен в период запаздывания закрытия впускного клапана:
а — дозарядха; б — обратный выброс
Естественно, что чем меньше потеря давления во впускной систе-
ме к приходу поршня в НМТ Ара=р0— ра или при наддуве
Ьра=р'х—ра, тем больше количество свежего заряда, заполняющего
цилиндр к этому моменту (точка а на рис. 3.1).
В общем случае период впуска ф'иа (см. рис. 3.4) и длительность
открытия впускного клапана фт (см. рис. 3.5) не совпадают.
При увеличении частоты вращения коленчатого вала поток воз-
духа (или горючей смеси) движется с возрастающей скоростью
и под действием сил инерции, а также в результате волновых
явлений в конце впуска давление рх также возрастает. Поэтому, если
в начале хода сжатия Рг>р, то впуск продолжается; этот процесс
называют дозарядкой (рис. 3.7, а). В показанном на рис. 3.4 примере
дозарядка заканчивается в точке В. осуществления дозарядки
впускной клапан закрывают спустя 35...85 град после НМТ. При
малой частоте вращения, когда инерция свежего заряда невелика, во
время запаздывания закрытия впускного клапана р>р* и поршень
вытесняет часть заряда из цилиндра обратно во впускную систему,
т. е. происходит обратный выброс (рис. 3.7, б). Таким образом,
в этом случае количество свежего заряда, оставшегося в цилиндре
после окончания впуска, меньше общего количества заряда, посту-
пившего в цилиндр в течение газообмена.
Поверхности впускного трубопровода, канала в головке
и внутрицилиндровые поверхности имеют температуру более высо-
кую, чем свежий заряд, поэтому последний вследствие теплообмена
в процессе впуска нагревается. Нагревание свежего заряда проис-
ходит и вследствие его смешения с горячими остаточными газами.
В результате повышения температуры свежего заряда его масса
уменьшается, т. е. наполнение цилиндра ухудшается.
74
3.1.4. ФАЗЫ ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ
Постоянные фазы газораспределения. Периоды, выраженные
в градусах угла поворота коленчатого вала, в течение которых
клапаны открыты, называют фазами газораспределения. Круговая
диаграмма фаз газораспределения дана на рис. 3.5.
Фазы газораспределения характеризуют значением углов пово-
рота коленчатого вала, при которых клапаны начинают открывать-
ся и заканчивают закрываться.
При правильном выборе фаз газораспределения не только улуч-
шаются очистка цилиндров от продуктов сгорания и заполнение его
свежим зарядом, но могут несколько сократиться потери на газооб-
мен. Выбор фаз газораспределения и основных геометрических раз-
меров впускного тракта согласовывают при экспериментальной
доводке новой модели двигателя.
Поэтому, если обеспечить путем изменения фаз газораспределе-
ния их оптимальную величину для каждого режима (или диапазона
режимов) двигателя, то можно существенно улучшить протекание
процессов газообмена, увеличить наполнение цилиндров и умень-
шить затрату работы на газообмен.
У двигателей с традиционной конструкцией механизма газорасп-
ределения, управляемого кулачковым распределительным валом,
реальные фазы газораспределения не изменяются и их выбирают
так, чтобы обеспечить оптимум наполнения для наиболее важного
диапазона скоростных режимов работы двигателя.
В большинстве случаев высокооборотные двигатели имеют бо-
лее широкие фазы газораспределения, чем двигатели малооборот-
ные. Если необходимо увеличить наполнение цилиндров свежим
зарядом в каком-то определенном диапазоне частоты вращения, то
следует подобрать сочетание фаз газораспределения и геометричес-
ких размеров впускного тракта (главным образом его длины),
которое обеспечит большую дозарядку. Такое явление называют
динамическим наддувом.
JXfls. эффективного газообмена важно обеспечить большие про-
ходные сечения в клапанах. Эти сечения при газообмене изменяют-
ся, поэтому пропускную способность клапанов характеризуют пара-
метром, называемым время-сечение:
т 180“+ф2
(* fdtp,
J 6л J
о
где f — переменное проходное сечение в клапанной щели, м2; т —
время, с; q>\ и ф2 — соответственно опережение открытия и за-
75
паздывание закрытия клапана, град ПКВ. Для многоклапанных
конструкции сечение f определяется по эквивалентному диаметру
клапанов.
Управляемые фазы газораспределения и законы подъема клапана.
Механизм газораспределения традиционной конструкции обеспечи-
вает работу двигателя с неизменными фазами газораспределения
и неизменным законом подъема клапанов, эти законы определяют-
ся соответствующим профилем кулачков и кинематикой привода
клапанов. Такие механизмы, как отмечалось выше, позволяют
иметь близкое к оптимальному качество газообмена лишь в опре-
деленном диапазоне скоростных режимов двигателя.
Уже получили практическое применение механизмы, обеспечива-
ющие возможность управлять фазами газораспределения и законом
подъема клапана. Конструкции этих механизмов отличаются боль-
шим многообразием и возможностями влиять на процессы газооб-
мена.
Отметим три основных способа управления фазами газорасп-
ределения и законами подъема клапанов (рис. 3.8):
а) изменение фаз при постоянном время-сечении,
б) изменение фаз и время-сечения,
в) изменение время-сечения при постоянных фазах.
Рис. 3.8, а иллюстрирует изменение фаз впускного клапана при
неизменном время-сечении. Это позволяет при увеличенном пере-
крытии клапанов (кривая 7) получить раннее закрытие впускного
клапана, т. е. уменьшить обратный выброс на малой частоте враще-
ния и соответственно увеличить наполнение цилиндра и крутящий
момент. В некоторых случаях необходимость увеличения опереже-
ния открытия впускного клапана, ведущего к большому забросу ОГ
во впускную систему, диктуется стремлением обеспечить так назы-
ваемую внутреннюю рециркуляцию с целью уменьшения образова-
ния оксидов азота (см. 8.3).
При позднем закрытии впускного клапана (кривая 3) возможно
использование динамического наддува и увеличение крутящего мо-
мента двигателя при высокой частоте вращения.
Уменьшение в этом случае перекрытия клапанов улучшает также
условия работы двигателя на холостом ходу из-за снижения обрат-
ной продувки. Фазы, соответствующие кривой 2, оптимальны для
средней частоты вращения. Управляя фазой впуска, можно сущест-
венно (до 40%) уменьшить образование в цилиндре оксидов азота
и до 10% углеводородов. В более сложных системах могут изме-
няться и фазы открытия выпускного клапана, это дает некоторый
дополнительный эффект по сокращению затраты работы на газооб-
мен и улучшению очистки цилиндра.
Большие возможности предоставляет электромеханическая си-
стема управления движением клапанов. Эта система обеспечивает
76
Рис. 3.8. Изменение фаз газораспределения и время-сечения
близкий к П-образному закон подъема клапана. При этом высота
подъема остается постоянной, а моменты открытия и закрытия
клапанов могут изменяться независимо, что позволяет варьировать
и фазы газораспределения, и время-сечение (рис. 3.8, б).
Управляя фазами газораспределения, можно оптимизировать
газообмен при любой частоте вращения коленчатого вала. В ре-
зультате максимальный момент двигателя увеличивается примерно
на 5%, а при низкой частоте момент может возрасти до 10%.
Для двигателей с количественным регулированием нагрузки эта
система позволяет отказаться от дроссельной заслонки (бездрос-
сельное регулирование) и осуществлять управление нагрузкой (на-
полнением цилиндра) путем изменения время-сечения впускного
клапана. Для уменьшения нагрузки клапан закрывается раньше (на
такте впуска, точка d на рис. 3.9, а). При этом на малых нагрузках
(малое время-сеченсие) скорость заряда в щели впускного клапана
возрастает, что усиливает турбулизацию и способствует улучшению
смесеобразования и сгорания. Большим преимуществом такого
управления нагрузкой является уменьшение насосных потерь
(заштрихованная площадь на рис. 3.9, а), что позволяет увеличить
механический КПД и улучшить примерно на 20% экономичность
при работе двигателя на малых нагрузках.
При раннем закрытии впускного клапана давление смеси в НМТ
будет несколько меньше, чем при дросселировании обычного двига-
теля (при одинаковой мощности). Это связано с тем, что тем-
пература будет меньше, так как она понизится при расширении
77
Рис. 3.9. Управление процессом впуска в циклах:
а — (частичная нагрузка) с ранним закрытием впускного клапана; б — цикл Аткинсона (наддув);
---------------------процессы газообмена при традиционном газораспределении
смеси после закрытия впускного клапана, т. е. произойдет как бы
внутреннее охлаждение.
При таком регулировании на частичных нагрузках действитель-
ная степень сжатия будет меньше геометрической, а степень рас-
ширения сохранится. На основании такого соотношения между
степенями сжатия и расширения можно сказать, что двигатель
будет работать как бы с продолженным расширением. Естественно,
что при работе на полном дросселе раннее закрытие впускного
клапана недопустимо, так как оно приведет к недоиспользованию
для наполнения части рабочего объема и максимальная мощность
не будет получена.
Для устранения этого ограничения Миллер предложил сочетать
раннее закрытие впускного клапана с наддувом, компенсируя уме-
ньшение время-сечения впускного клапана увеличением давления
наддува.
Таким образом, в цикле Миллера при наддуве понижается дей-
ствительная степень сжатия и температура заряда в НМТ, что очень
важно для бензинового двигателя.
Если же в бездроссельном двигателе закрывать впускной клапан
поздно, то можно получить такую же частичную нагрузку, как
в случае его раннего закрытия. По сравнению с ранним закрытием
впускного клапана, во-первых, будут дополнительные потери на
перетекание части заряда в цилиндр, а затем обратно во впускную
систему. Во-вторых, не будет понижения температуры заряда
в НМТ. При работе с наддувом, как и в цикле Миллера, при
позднем закрытии впускного клапана (см. рис. 3.10, б) также имеет
место снижение действительной степени сжатия (цикл Аткинсона).
Обратный выброс заряда в период запаздывания закрытия
впускного клапана компенсируется, как и в цикле Миллера, соответ-
ствующим повышением давления над дува.
78
При позднем закрытии впускного клапана (точка d на рис. 3.9,
б) уменьшается действительная степень сжатия (цикл Аткинсона),
что может потребоваться на режимах наддува двигателя с искро-
вым зажиганием для устранения детонации.
Газообмен с использованием всех клапанов необходим на режи-
мах с большим расходом воздуха (большая нагрузка и высокая
частота вращения). При работе с малым расходом воздуха целесо-
образно отключить один из двух (один или два из трех) впускных
клапанов. Это увеличит скорость заряда в щели работающего
впускного клапана и исключит затрату энергии на привод отклю-
ченных клапанов.
Электромеханическая система управления движением клапанов
дает также возможность отключать отдельные цилиндры, что обес-
печивает экономию топлива на малых и средних нагрузках много-
цилиндрового двигателя.
Бездроссельное количественное регулирование нагрузки обеспе-
чивает и система с изменяемым время-сечением при постоянных
фазах газораспределения (рис. 3.8, в). Управление высотой подъ-
ема впускного клапана позволяет в этом случае улучшить смесеоб-
разование и сгорание на малых нагрузках, но величина насосных
потерь при этом не снижается (по сравнению с дроссельным регули-
рованием).
Управление фазами газораспределения и законом подъема кла-
панов заключает в себе большой потенциал по улучшению энер-
гетических, экономических и экологических показателей ДВС, при
этом эффекты от управления впускными клапанами больше, чем от
управления выпускными клапанами. Если в конструкцию впускного
тракта заложена возможность изменения его длины, то оно со-
гласовывается с изменением закона газораспределения.
3.1.5. ГАЗООБМЕН В ДВУХТАКТНЫХ ДВИГАТЕЛЯХ
Общая длительность процессов газообмена в двухтактных дви-
гателях, выраженная в градусах поворота коленчатого вала, в 3...3,5
раза меньше, чем в четырехтактных. Большая часть всего газооб-
мена проходит при одновременно открытых впускных (продувоч-
ных) и выпускных (окнах или клапанах) органах. Свежий заряд
поступает в цилиндр при рг>р.
Период газообмена между началом открытия выпускных ор-
ганов и началом поступления в цилиндр свежего заряда называют
свободным выпуском. В начале этого периода ОГ покидают цилиндр
через впускные органы с критической скоростью, а затем истечение
происходит в подкритической области.
К моменту начала открытия впускных органов давление в ци-
линдре больше, чем во впускном ресивере (или в кривошипной
79
камере), т. е. р>р„ поэтому отработавшие газы через впускные
органы в небольшом количестве забрасываются во впускной ре-
сивер. Давление р* во впускном ресивере создается специаль-
ным (продувочным) нагнетателем, а в кривошипной камере —
поршнем.
При соотношении давлений pi^pv начинается период продувки-
наполнения, т. е. в цилиндр поступает свежий заряд, который сме-
шивается с ОГ от предыдущего цикла. Одновременно через выпуск-
ные органы продолжается истечение продуктов сгорания, а затем их
смеси со свежим зарядом.
В конце газообмена при петлевой схеме газообмена происходит
дополнительный выпуск, когда впускные органы закрыты, а выпуск-
ные еще открыты. В двигателях с прямоточной схемой газообмена
выпускные органы закрываются или одновременно с впускными,
или с небольшим запаздыванием, поэтому дополнительный выпуск
в них отсутствует или невелик. Если впускные органы закрываются
позже выпускных, то при р<р* имеет место дозарядка.
Совершенство газообмена в двухтактных двигателях существен-
но зависит от схемы системы газообмена. Существует большое
разнообразие конструкций систем газообмена, однако все они мо-
гут быть сведены к двум основным: петлевой (контурной) и прямо-
точной.
При петлевой схеме газообмена (рис. 3.10, а, б) движение газов
в первом приближении можно рассматривать направленным от
соответствующим образом спрофилированных продувочных окон
вдоль стенок цилиндра в сторону камеры сгорания, а оттуда вдоль
противоположной стороны цилиндра вниз к выпускным окнам.
Управление выпускными и продувочными окнами при петлевых
схемах осуществляется поршнем.
Для петлевых схем характерно позднее закрытие выпускных
органов, что влечет за собой потерю части свежего заряда вследст-
вие дополнительного выпуска.
Рис. 3.10. Схемы продувки двухтактных двигателей:
а — петлевая при параллельном расположении окон; б — петлевая при эксцентричном рас-
положении оков; в — прямоточная клапанно-щелевая; г — прямоточная щелевая
80
Эти схемы уступают по качеству газообмена прямоточным,
однако отличаются наибольшей простотой и поэтому применяются
в двигателях небольшой мощности, в частности в мотоциклетных
и пусковых.
Прямоточные схемы газообмена (рис. 3.10, в, г) конструктивно
сложнее, но в них обеспечиваются более совершенная продувка
и наполнение. Это связано с тем, что в отличие от петлевых
в прямоточных схемах закрытие выпускных органов осуществляет-
ся раньше продувочных, что сокращает дополнительный выпуск
и увеличивает наполнение цилиндров свежим зарядом.
Соответствующее направление продувочных окон обеспечивает
вращательное относительно оси цилиндра движение заряда, кото-
рое способствует не только улучшению продувки, но и повышает
совершенство процесса смесеобразования. Благодаря лучшей про-
дувке и меньшей доле потерянного объема прямоточные схемы
позволяют получить лучшие экономические и мощностные показа-
тели, чем при петлевой схеме газообмена. Прямоточная схема
газообмена может быть щелевой или клапанно-щелевой.
Во время продувки и дополнительного выпуска некоторое коли-
чество свежего заряда теряется через выпускные органы, что особен-
но нежелательно для карбюраторных двигателей, у которых часть
топлива оказывается бесполезно выброшенной в систему выпуска.
Отношение количества воздуха (или смеси) Мп поданного в ци-
линдр, к количеству свежего заряда Л/)в, оставшегося в цилиндре
после газообмена, называют коэффициентом продувки (pBp=MJMin.
Чем выше <р^, тем больше потери свежего заряда при продувке,
однако тепловая напряженность ряда ответственных деталей (пор-
шень, выпускные клапаны, головка цилиндров) снижается в резуль-
тате лучшего охлаждения внутренней полости цилиндра холодным
продувочным воздухом (или топливовоздушной смесью). Качество
очистки и наполнения цилиндров в двухтактных двигателях ниже,
чем в четырехтактных. Приведение в действие продувочного нагне-
тателя требует затрат мощности.
3.1.6. ПАРАМЕТРЫ И ПОКАЗАТЕЛИ ПРОЦЕССОВ
ГАЗООБМЕНА
После завершения газообмена цилиндр заполняет рабочая
смесь, состоящая из ОГ и свежего заряда, оставшегося в цилиндре
после закрытия впускных и выпускных органов.
Параметры процессов газообмена. Качество очистки цилиндра от
продуктов сгорания характеризуется отношением количества оста-
точных газов Мг (в кмоль) к количеству свежего заряда М1п, запол-
нившего цилиндр после завершения процесса впуска, это отношение
называют коэффициентом остаточных газов'.
6 - 4664
81
y=Mr/Min. (3.1)
Если для четырехтактного ДВС принять, что процесс выпуска
заканчивается в ВМТ, то
M=prKJ(8314Tr),
где рг и Тг — соответственно абсолютное давление, Па, и абсолют-
ная температура, К, остаточных газов; Vc — объем камеры сгора-
ния, м3; 8314 — универсальная газовая постоянная, Дж/(кмоль К).
Итак, все факторы, способствующие увеличению давления рг (со-
противление выпускного клапана и системы выпуска) или пониже-
нию температуры Тг (состав смеси, степень расширения, теплоот-
дача при сгорании и расширении), обусловливают рост у.
Если учесть, что Ve= K*/(e—1), то, следовательно, чем больше а,
тем меньше у. Это главная причина, из-за которой у у дизелей
значительно меньше, чем у двигателей с искровым зажиганием.
У двухтактных двигателей из-за несовершенства процесса продув-
ки-наполнения величина у имеет относительно высокое значение
(см. табл. 3.1).
Теоретически считается, что свежий заряд поступает в цилиндр
при движении поршня от ВМТ до НМТ, т. е. он может заполнить
рабочий объем Vh. Поэтому основная характеристика качества про-
цесса газообмена — коэффициент наполнения ц„ представляет собой
отношение действительного количества свежего заряда Л/1п, запол-
нившего цилиндр после завершения газообмена, к тому количеству
свежего заряда Мт, которое теоретически могло бы заполнить рабо-
чий объем цилиндра при атмосферных условиях р0, То (четырех-
тактные двигатели без наддува) или при Тк (четырехтактные
двигатели с наддувом и двухтактные двигатели).
Для бензинового двигателя при подсчете коэффициента наполне-
ния пренебрегают топливом, содержащимся в смеси, и учитывают
только воздух, что мало сказывается на получаемом значении
цк=М^Мт= GiJG,=GuJ(p,yh)= У,/УА, (3.2)
где и — соответственно количество киломолей и масса, кг,
свежего заряда; V\ — объем свежего заряда, приведенный к услови-
ям на впуске (Ро, То или р„ Т*), м3; ЛГТ и GT — количество киломолей
и масса, кг, свежего заряда, теоретически способного заполнить
рабочий объем цилиндра; — плотность свежего заряда при Ро>
То или р„ Т„ кг/м3.
Расчет параметров процессов газообмена. Сложность газодина-
мических и тепловых процессов при газообмене чрезвычайно зат-
рудняет его точный расчет.
82
В рамках термодинамического расчета действительного цикла
ограничиваются элементарным расчетом процессов газообмена.
Параметры ОГ не рассчитывают, а задают с учетом особен-
ностей конструкции двигателя и его системы выпуска (см. табл. 3.1).
Также принимают без расчета величину подогрева свежего заряда
ДТ при его теплообмене с горячими поверхностями во впускном
тракте и в цилиндре. Величина ДТ несколько снижается при
увеличении частоты вращения вала и при уменьшении температу-
ры поверхностей подогрева, а для двигателя с искровым зажигани-
ем она еще зависит и от испарения топлива в процессе смесеоб-
разования. Чем больше ДТ, тем меньше плотность свежего заряда,
а значит, при прочих равных условиях уменьшается коэффициент
наполнения.
Если считать, что процесс впуска заканчивается в НМТ, то
температура конца впуска Та может быть найдена по балансу
энтальпии
cpMia (Тк+ДТ)+c3/rTr= с; (Mta+Мг) Та, (3.3)
где М1а — количество свежего заряда, кмоль, в объеме К.
Так как относительное содержание ОГ в заряде невелико, то
можно принять, что теплоемкость свежего заряда и теплоемкость
его в смеси с остаточными газами равны, т. е. ср=с'. Выразим
теплоемкость остаточных газов через cr= (pcv, а изменение количест-
ва свежего заряда в течение фазы запаздывания закрытия впускного
клапана — через коэффициент дозарядки (pi Так как
Mia+Mr—MXa(\+(p\y), то окончательно
Te=(TK+AT+W1yTr)/(l + w)- (3.4)
Для четырехтактных двигателей без наддува при расчетах по
(3.3) обычно полагают ТК=ТО-
Чтобы получить формулу для расчета напишем уравнение
состояния для заряда в точке а (см. рис. 3.1):
Mla+Mr=paVJ(^\4Ta).
(3-5)
При положении поршня в НМТ:
рвТо=8314(Л/1в+Л/г)Тв=8314(—+МГ)ra=8314Mlu—'7Та, (3.6)
\Ч>1 / <Р1
откуда
Л4.ЧФЛКЛ8314Т,)] [1/(ф1УЛ.
Теоретическое количество свежего заряда, кмоль:
6*
83
М^рМфМТЗ.
(3-7)
Теперь на основании (3.2), (3.6) и (3.7) можно записать
М^ Ра^аТа 1
»?«=--= Ф1----------
Мт ^ЛГАТв1+ф1У
Так как
K/F*=e/(e-1) и----’---=-------’-----,
Тв(1+ф1У) Тк+АТ+<рф1УТг)
то окончательно получим
S Ра Тж
и.=<Р1-----------------------------------.
e-lATK+AT+Wiy7;
(3.8)
Это уравнение справедливо для двух- и четырехтактных двига-
телей. Для двухтактных двигателей в (3.8) следует подставить вели-
чину действительной степени сжатия.
Применительно только к четырехтактным двигателям можно
получить другое уравнение для расчета r]v, если считать, что выпуск
заканчивается после ВМТ, а в ВМТ количество остаточных газов
равно Тогда количество остаточных газов после завершения
процесса выпуска Mr—<pmM,n где <рт — коэффициент очистки, учи-
тывающий изменение количества остаточных газов в течение фазы
запаздывания закрытия выпускного клапана. Следовательно,
Мг <pmMr prVe 1 8314Т,
У=-----=--------= фт---------------
М1а 1]уМт 8314ТГПУ PaVh
1 Рг Та 1
= <Рт-----------
Подставив выражение (3.9) в (3.8), получим
Ч.=Ф1
8 Тц Pal, 1 Рг
----------1 1----ффо,
е— 1 Та+ЛТра\ ера
(3.9)
(3.10)
При расчетах по уравнениям (3.8) и (3.10) величиной ра задают-
ся на основании экспериментальных данных (табл. 3.1) и для четы-
рехтактных двигателей без наддува обычно принимают Ра—Ро и
ТК=ТО.
Величина ра характеризуется выражением
Га=Ро-Дрв.
(3.11)
84
Потерю давления при впуске Ара можно приближенно оценить по
соотношению
^Ра=(А2 + ^(р^/2),
где ^вп — коэффициент сопротивления впускной системы, отнесен-
ный к характерному сечению во впускном тракте, например к
максимальному проходному сечению во впускном клапане; Р=
—cOaltOcp — коэффициент затухания скорости движения заряда в ци-
линдре соц; год, и рвп — средняя скорость и плотность заряда в харак-
терном сечении впускного тракта.
На номинальном режиме для автомобильных двигателей (по
опытным данным): 0^=50... 120 м/с и (/?2+£вц)=2,5...4.
В табл. 3.1 приведены ориентировочные значения основных па-
раметров процессов газообмена, определенные экспериментально
при работе двигателей на номинальном режиме.
Параметры процессов газообмена зависят в первую очередь от
назначения двигателя — для грузового или легкового автомобиля.
Двигатели для легковых автомобилей имеют, как правило, боль-
шую степень сжатия и частоту вращения коленчатого вала, для них
значения у ближе к нижнему пределу, а ра и т]„ — к верхнему.
Таблица 3.1
Показатели Четырехтактные ДВС Двухтактные ДВС с прямотой- ной схемой газообмена
с искровым *чяж игянием дизели
Коэффициент остаточных газов у Давление конца выпуска рг, МПа Температура конца выпуска Т„ К Коэффициент наполнения Давление впуска ра, МПа Подогрев заряда ДТ, К Температура впуска То, К 0,06-0,08 0,105-0,120 900...1000 0,75...0,85 0,085—0,09 0...25 320...380 0,03-0,06 0,110-0,120 600-900 0,8-0,9 0,085-0,095 20...40 310-350 0,04-0,10 0,105-0,120 600—900 0,75-0,85* (0,85-1,05)а 5...10 320-400
Значения отнесены к полному объему цилиндра.
При наличии в системе выпуска нейтрализатора ОГ рг следует
выбирать ближе к верхнему пределу.
Подогрев заряда ДТ имеет меньшее значение для двигателей
с впрыскиванием бензина и жидкостным обогревом впускного тру-
бопровода; для двигателей с воздушным охлаждением ДТ, естест-
венно, больше.
85
Уравнения, приведенные в 3.1.6, позволяют рассчитывать основ-
ные показатели газообмена и параметры состояния газов в точке
а индикаторной диаграммы. По ним можно выполнить качествен-
ный анализ влияния различных факторов на показатели газооб-
мена. Для более детального анализа используются расчеты на ЭВМ
и другие уравнения, примеры которых приведены в третьей книге
настоящего учебника-комплекса.
3.1.7. ВЛИЯНИЕ РАЗЛИЧНЫХ
ФАКТОРОВ НА ПРОЦЕССЫ ГАЗООБМЕНА
Сложная взаимосвязь факторов, определяющих величину t]„ при
формальном подходе к оценке их влияния на коэффициент наполне-
ния может привести к неточным выводам. Например, из (3.8)
и (3.10) следует, что с ростом е коэффициент наполнения будет
уменьшаться пропорционально величине е/(е— 1). В действитель-
ности эта связь сложнее, так как при росте степени сжатия уменьша-
ются у и Тп а также изменяются некоторые другие величины,
влияющие на t]v. Поэтому, как показывают эксперименты, в резуль-
тате комплексного изменения ряда величин коэффициент от
е практически не зависит. Отсюда следует, что при рассмотрении
влияния на показатели качества процессов газообмена того или
иного фактора необходимо учитывать воздействие этого фактора
на все зависящие от него величины, которые входят в аналитичес-
кие выражения для определения рассматриваемого показателя.
Наддув. Наддув представляет собой способ радикального уве-
личения массового наполнения цилиндров главным образом
вследствие повышения плотности воздуха р„ а также небольшого
увеличения qe. Как известно, при политропном сжатии давление
газов увеличивается в значительно большей степени, чем темпера-
тура, что и обеспечивает рост плотности воздуха на выходе из
компрессора. Однако при данном давлении после компрессора пло-
тность воздуха перед впускными клапанами и массовое наполне-
ние увеличиваются сильнее, если между компрессором и цилинд-
рами устанавливают охладитель наддувочного воздуха—теплооб-
менник (обычно рекуперативного типа). Чем больше давление
наддува, тем больше положительный эффект от применения охла-
дителя.
Поскольку при наддуве температура Тж увеличивается в боль-
шей степени, чем температура стенок цилиндра, подогрев заряда АТ
может уменьшаться, несмотря на возрастание коэффициента тепло-
отдачи.
В двигателе с наддувом от приводного компрессора р*1рР>1,
а при газотурбинном наддуве это соотношение в основном зависит
86
от КПД турбокомпрессора и может быть меньше, равно или боль-
ше единицы.
При Рг/рр< 1 с ростом частоты вращения перепад давления при
впуске и выпуске увеличивается, что приводит к росту потерь на
газообмен и снижению i]„.
При увеличении давления наддува возрастает соотношение pajpx,
так как относительная величина потерь давления во впускном кана-
ле и клапане уменьшается. Одновременно при увеличении давления
наддува несколько растет коэффициент наполнения.
Сопротивление на впуске. Чем больше потеря Аро, тем меньше
давление ра, плотность свежего заряда в цилиндре и коэффициент
наполнения, а насосные потери возрастают.
На Лра оказывают влияние сопротивление впускной системы
и скорость заряда. Сопротивление впускной системы в первую
очередь зависит от сопротивления впускного клапана, а также от
наличия охладителя воздуха (при наддуве), поворотов, местных
сужений и шероховатости поверхности каналов в головке цилин-
дров и впускного трубопровода, сопротивления карбюратора
и воздухоочистителя. Сопротивление впускных систем дизелей
и двигателей с впрыскиванием бензина меньше, чем у карбюра-
торных.
Выражение (3.10) показывает, что давление ра, влияет на силь-
нее, чем р„ поэтому в двигателях обычно стремятся по возможности
увеличить диаметр впускного клапана и делают его несколь-
ко больше по сравнению с выпускным. В дизеле с камерой в порш-
не при центральном расположении форсунки и в двигателях
с искровым зажиганием для легковых автомобилей заметный эф-
фект по увеличению rjv дает применение четырех клапанов — по два
впускных и два выпускных на каждый цилиндр. Реже используют
три впускных или два впускных и один выпускной клапан на ци-
линдр.
При количестве впускных клапанов на цилиндр (D=82 мм) 1,
2 или 3 площади суммарных проходных сечений их горловин соот-
носятся как 1:1,3:1,5. Это и объясняет рост с увеличением
количества клапанов.
В ряде случаев для создания интенсивного вихревого движения
заряда в цилиндре впускные каналы в головке специально профили-
руют (винтовые и тангенциальные каналы) или устанавливают до-
полнительные заслонки и отклоняющие пластины; сопротивление
таких каналов несколько увеличивается.
Хорошие возможности управлять интенсивностью движения за-
ряда в цилиндре имеются при использовании двух впускных клапа-
нов. В этом случае впускной канал к одному клапану делают
винтовым, а к другому — прямым. В прямом канале устанавли-
вают так называемую вихревую заслонку (рис. 3.11). Если эту
87
заслонку прикрывать, то больше
свежего заряда пойдет через винто-
вой канал и вихревое движение заря-
да усилится, что в двигателях с ис-
кровым зажиганием улучшает вос-
пламенение и сгорание смеси на ча-
стичных нагрузках.
Влияние гидравлического сопро-
тивления впускной системы на t]v ис-
пользуется в двигателях с искровым
зажиганием для количественного ре-
гулирования нагрузки. При поворо-
те дроссельной заслонки от полного
до минимального ее открытия т]„ уменьшается от 0,75...0,9 до
Рис. 3.11. Управление интенсивно-
стью движения заряда:
1 — прямой впускной канал; 2 — винто-
вой канал; 3 — шаревая заслонка
0,15...0,25, одновременно значительно возрастают насосные потери,
что является большим недостатком количественного регулирования
нагрузки.
При эксплуатации двигателей нельзя допускать значительного
загрязнения воздухоочистителя, чрезмерного увеличения зазоров
в приводе впускных клапанов и износа кулачков распределитель-
ного валика, так как при этом уменьшается время-сечение впускных
клапанов, что ведет к увеличению сопротивлений на впуске, а зна-
чит, и к снижению мощностных показателей двигателя.
Управление системой впуска. Для расширения диапазона скоро-
стных режимов, на которых двигатель работает с динамическим
наддувом, используются впускные системы с управляемой настрой-
кой и системы с переменными фазами газораспределения.
С увеличением частоты вращения фазы газораспределения целе-
сообразно увеличивать, а длину впускного тракта уменьшать. При
данной частоте вращения удачное сочетание фаз газораспределения
и длины впускного тракта иногда позволяет достигать значения
т]„ больше единицы (до 1,05... 1,08).
На рис. 3.12, а показана схема системы впуска, обеспечивающая
изменение длины впускного тракта посредством управления заслон-
кой 4. При работе высокооборотного двигателя с небольшой и
средней частотой вращения коленчатого вала заслонка находится
в горизонтальном положении и воздух, пройдя воздухоочиститель
7, поступает в ресивер 2, а затем перемещается по длинному кана-
лу, что обеспечивает эффективную дозарядку цилиндров на этих
режимах.
На высоких частотах вращения заслонка автоматически переме-
щается в вертикальное положение, обеспечивающее движение воз-
духа по короткому каналу, что улучшает дозарядку на этих ре-
жимах.
88
б)
Рис. 3.12. Управление динамическим наддувом:
а — схема системы: 1 — воздухоочиститель, 2 — ресивер, 3 — впускной клапан, 4 — заслонка,
б — изменение ifo при различном положении заслонки 4; 1 — вертикальное, 2 — горизонтальное,
3 — управление заслонкой
Нашли применение и системы с двумя заслонками 4, располо-
женными последовательно, что позволяет улучшить управление
впуском.
Системы с управляемой настройкой применяют в основном
в сочетании с впрыскиванием бензина и установкой двух впускных
клапанов для каждого цилиндра, так как в этом случае общее
сопротивление системы впуска снижается (из-за уменьшения потери
давления в клапанах и отсутствия потери давления в карбюраторе),
а эффективность динамической настройки повышается. Изменение
коэффициента наполнения при использовании системы с управля-
емой настройкой показано на рис. 3.12, б.
Сопротивление иа выпуске. Оно складывается из сопротивлений
выпускного клапана, глушителя, нейтрализатора, турбины турбо-
компрессора и трубопроводов. При возрастании сопротивления на
выпуске увеличивается затрата работы на газообмен. От сопротив-
ления на выпуске зависит давление рп при увеличении рг (например,
при возрастании скоростного режима) и неизменной Тг растут
плотность и масса остаточных газов, а наполнение цилиндров
уменьшается. Расход газов через систему выпуска (и турбину турбо-
компрессора) G? связан с расходом воздуха (подачей компрессора)
G„ расходом топлива GTon и утечками буг соотношением:
GT=GI + GTOU—Gyr.
При эксплуатации необходимо своевременно проверять и регу-
лировать зазоры в приводе выпускных клапанов, так как при вели-
чине зазоров сверх рекомендуемых значений из-за уменьшения вре-
мя-сечения могут понизиться наполнение и мощность двигателя.
89
К таким же последствиям приводит возрастание рг из-за загрязне-
ния глушителя или нейтрализатора ОГ.
Температура Тг на коэффициент наполнения влияет незначитель-
но. Например, при охлаждении от большей Тг во время теплооб-
мена со свежим зарядом остаточные газы значительнее уменьшают-
ся в объеме, освобождая место для свежего заряда, что компенсиру-
ет соответствующее увеличение температуры Та.
Режимы работы. На рис. 3.13 показано изменение в зависимо-
сти от нагрузки при работе дизеля 1 и двигателя с искровым
зажиганием 2 при постоянной частоте вращения. Зависимости t]V=
=f (Ne) имеют для этих двигателей неодинаковый характер, что
является следствием принципиально различных способов регулиро-
вания мощности. В дизеле для увеличения мощности в цилиндры
впрыскивается большее количество топлива, поэтому температур-
ный режим деталей повышается, что усиливает подогрев свежего
заряда во впускной системе и в цилиндре. По этой причине, несмот-
ря на неизменное сопротивление впускной системы, с ростом на-
грузки коэффициент t]v несколько уменьшается.
Дросселирование, применяемое в двигателе с искровым зажига-
нием для уменьшения нагрузки, сопровождается снижением давле-
ния во впускной системе и в цилиндре и усилением подогрева
свежего заряда ДТ. При дросселировании число кмолей Мг остаточ-
ных газов изменяется мало, в то время как количество кмолей
М|д свежей смеси уменьшается, поэтому имеет место заметный
рост коэффициента остаточных газов. По указанным причинам
уменьшение нагрузки в двигателе с искровым зажиганием связано
со снижением величины
Общий характер зависимости для обоих типов двига-
телей при полной нагрузке принципиально одинаков (рис. 3.14)
и определяется воздействием следующих факторов. Во-первых, при
увеличении частоты вращения возрастает скорость заряда во впуск-
ной системе, а следовательно, потеря давления Дрд. По этой причине
с ростом частоты вращения от величины, при которой достигается
наибольшее значение коэффициент наполнения снижается, не-
смотря на увеличение дозарядки и снижение подогрева воздуха
(смеси) во впускном тракте. Во-вторых, в области малой частоты
вращения в период запаздывания закрытия впускного клапана име-
ет место обратный выброс заряда из цилиндра во впускную систе-
му. Этот выброс тем больше, чем меньше частота вращения вала,
что вместе с ростом ДТ и обусловливает снижение в этой
области. Уменьшение от его максимального значения при сниже-
нии и увеличении частоты вращения можно понизить, управляя
фазами газораспределения и/или длиной системы впуска.
Атмосферные условия. Чем ниже температура и выше атмосфер-
ное давление воздуха, тем больше свежим зарядом Мы заполня-
90
Рис. 3.13. Зависимость «д, от нагрузки:
1 — дизель; 2 — двигатель с ветровым за-
жиганием
Рис. 3.14. Влияние частоты вращения
на изменение tjv (полная нагрузка):
1 — дизель; 2 — цригкпль с искровым за-
жиганием
ются цилиндры. При этом, естественно, возрастает и теоретическое
количество заряда Мг. Опыты показывают, что повышение р0 прак-
тически мало влияет на значение С другой стороны, по резуль-
татам опытов коэффициент наполнения оказывается пропорцио-
нальным величине \/т0, где m=2...4. Таким образом, увеличение
температуры То приводит к росту ijm но при этом значительнее
снижается плотность воздуха, а значит, и цикловая подача свежего
заряда Отсюда следует, что увеличение не всегда
означает, что в цилиндры поступает большая масса свежего заряда.
В то же время мощность, которую может развивать двигатель,
зависит именно от массы воздушного заряда (при соответствующей
подаче топлива). Таким образом, следует различать относительную
характеристику наполнения, каковой является коэффициент
и массовое наполнение, обычно характеризуемое абсолютным коли-
чеством свежего заряда G„ кг/ч, поступающего в двигатель в тече-
ние 1 ч: 6в=(120/г)1Тдиро»/ш.
В зависимости от атмосферных условий G„ изменяется про-
порционально изменению плотности воздуха. Особенно значитель-
ное уменьшение р0 и G, при соответствующей потере мощности
может иметь место при движении автомобиля по высокогорной
дороге.
3.2. ПРОЦЕСС СЖАТИЯ
Посредством сжатия свежего заряда достигают увеличения тем-
пературного перепада, при котором осуществляется действитель-
ный цикл, и улучшают условия воспламенения и горения топлива.
Это позволяет получить большую работу при расширении продук-
тов сгорания и повысить экономичность двигателя.
91
Высказанная немецким изобретателем К. Отто идея сжатия
рабочей смеси перед ее сжиганием и последующим рабочим
ходом обеспечила конкурентоспособность поршневого двигате-
ля внутреннего сгорания. Сжатие в двигателе происходит при
движении поршня от НМТ к ВМТ после закрытия впускно-
го клапана (продувочных окон) и сопровождается теплообме-
ном. Направление движения теплоты в процессе сжатия изме-
няется. Вначале теплота (f от более горячих стенок цилиндра
и камеры сгорания передается заряду (участок al на рис. 3.15, б
полагая, что процесс впуска закончился в точке а), а затем по мере
движения поршня к ВМТ и роста температуры — она (<?") на-
чинает передаваться от заряда в стенки (участок 1с). По этой
причине процесс сжатия протекает по политропе с переменным по-
казателем.
Текущее значение показателя политропы изменяется следующим
образом: в начале сжатия п\>к, в какой-то момент п\=к, а затем
П1<к.
Преобладание теплоотвода (q'<lq"]) в процессе сжатия обуслов-
ливает то, что средний показатель политропы сжатия лежит в пре-
делах 1,2<И1<1,4.
С увеличением частоты вращения коленчатого вала показатель
П1 растет, процесс сжатия приближается к адиабатному. Такой же
эффект наблюдается при увеличении размеров цилиндра. Это про-
исходит потому, что уменьшается относительная величина поверх-
ности охлаждения цилиндра. Этим же объясняется более труд-
ный запуск двигателей с малыми геометрическими размерами ци-
линдра.
С увеличением нагрузки и при применении наддува показатель
»! несколько увеличивается. Конструктивные мероприятия, напри-
мер введение охлаждения поршня или увеличение интенсивно-
сти охлаждения цилиндра, приводят к снижению среднего показа-
теля Ир
Представление процесса сжатия в виде политропы со средним
постоянным показателем позволяет применить термодинамические
зависимости для количественных оценок давления и температуры
конца сжатия, а также определить работу сжатия (расчетная схема
процесса показана на рис. 3.15, а):
Pc=Pa(^J =Ра^; ТС=Т^ '.
(3.12)
Таким образом, Тс и рс растут с повышением ра и Та, а также
с увеличением степени сжатия е и показателя иь
В процессе сжатия имеют место утечки газов через неплотности.
Это обстоятельство приводит к уменьшению рс и Тс, и формально
92
Рис. 3.15. Процесс сжатия:
а — расчетная схема в координатах р— V;6 — изменение температуры в координатах T—S
это можно учесть соответствующим понижением щ. К концу сжатия
заряда в дизеле необходимо во всех случаях, включая и пуск холод-
ного двигателя, достичь температуры, при которой впрыснутое
топливо хорошо воспламеняется. Этим определяется минимальное
значение степени сжатия. С увеличением степени сжатия, как пока-
зывает анализ термодинамических циклов, улучшается теплоиспо-
льзование. В то же время увеличение е ограничено ростом нагрузки
от газовых сил на детали КШМ и тепловых нагрузок таких деталей,
как головка цилиндров, поршень и др. Поэтому значение степени
сжатия в дизеле определяется его конструктивными особенностями
и условиями эксплуатации. Дизели с разделенными камерами сгора-
ния, малыми размерами цилиндра без наддува, а также дизели,
эксплуатирующиеся при низких температурах, имеют, как правило,
более высокие степени сжатия (табл. 3.2).
Таблица 3.2
Параметры Дизель без наддува Дизель с наддувом* Двигатель с искровым зажиганием**
Степень сжатия в Средний показатель политропы сжатия Л] Давление в конце сжатия рю МПа Температура в конце сжатия Та К 15...23 1,35.-1,38 2,9-6,0 700...900 12-15 1,33-1,37 До 8,0 1000 6,5-12 1,35—1,38 1,2-2,2 600-900
* При давлении наддува />х<0,2 МПа и без промежуточного охлаждения воздуха после
компрессора.
** При полностью открытом дросселе.
В двигателях с искровым зажиганием допустимое значение е за-
висит главным образом от октанового числа бензина и диаметра
цилиндра, при недостаточно высоком октановом числе может нару-
шиться сгорание, так как наступает детонация (см. п. 3.5.2), кроме
93
того, усиливается диссоциация образующихся при сгорании продук-
тов. Процесс сжатия используют также для интенсификации движе-
ния воздушного заряда, что необходимо для улучшения смесеоб-
разования и сгорания. Это достигается соответствующим сочетани-
ем формы впускного канала и камеры сгорания с вытеснителем,
а также применением разделенных камер сгорания. Естественно,
что интенсификация движения заряда связана с дополнительными
гидравлическими и тепловыми потерями.
3.3. ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ И ЗАКОНОМЕРНОСТИ
ГОРЕНИЯ
3.3.1. ПРОЦЕСС СГОРАНИЯ. РАСПРОСТРАНЕНИЕ
ВОЛНЫ ГОРЕНИЯ В ОБЪЕМЕ
Преобразование химической энергии топлива в тепловую в усло-
виях широкого диапазона отводимого для этого времени в ДВС
происходит в процессе сгорания. Протеканию химических реакций
в этом процессе предшествуют испарение и смешение до молекуляр-
ного уровня.
Химические и физические закономерности сгорания в ДВС явля-
ются следствием практически двух основных особенностей, выделя-
ющих этот процесс среди других. Это наличие высокого резуль-
тирующего экзотермического эффекта химических реакций и силь-
ной зависимости скорости указанных реакций от температуры.
Практически все основные реакции, определяющие химическую
сторону процесса сгорания, могут быть описаны формулой Аррени-
уса. Поэтому и суммарная скорость химической реакции Wx в про-
цессе сгорания* может быть представлена формально выражением
Аррениуса с использованием формальных (эффективных) значений
констант
где Ко — предэкспоненциальный множитель; ст, сь — концентрации
топлива и окислителя; и, т — эффективные показатели порядка
реакции по соответствующим компонентам; Ел — эффективная
энергия активации; R — газовая постоянная; Т — температура.
Множитель е~Е“№ характеризующий долю молекул, облада-
ющих энергией большей, чем Ел, при температуре Т, умноженный
’Массовая скорость горения (как и вообще скорость химической реакции)
определяется массовым расходом одного из компонентов реакции в единице объема.
94
на предэкспоненциальный множитель Ко, получил название кон-
станты скорости химической реакции. Поскольку чем больше Е„,
-EJ(K.T)
тем сильнее зависимость е от температуры, то можно опре-
делить горение как эффективную химическую реакцию с экзотер-
мическим эффектом и высоким значением эффективной энергии
активации. Если обозначить через Ео начальную и Ег конечную
энергии молекулы, то ход химической реакции от Ео к Е* возможен,
когда молекула имеет энергию, большую Ел (рис. 3.16). Если Ео>Е„
то в результате реакции выделяется теплота А£> (экзотермический
эффект).
В принципе любая реакция может идти в обоих направлениях.
На схеме (рис. 3.16) для обратной реакции A’afoSp) — энергия ак-
тивации, а А0 — эндотермический эффект.
При осуществлении химической реакции концентрации исходных
компонентов обычно уменьшаются, а продуктов сгорания — увели-
чиваются. Поэтому наступает момент, когда скорости прямой и об-
ратной реакций выравниваются. Такое состояние носит название
химического равновесия, а соответствующие концентрации —равно-
весных. Поскольку Е'аСпр), как правило, отличается от .Ев(обр), то с из-
менением температуры меняются скорости прямой и обратной
реакций в различной степени, а следовательно, изменяются и равно-
весные концентрации. Однако время достижения нового равновесия
зависит в значительной степени от общего уровня температуры.
В области высоких температур при изменении Т новое равновесие
достигается быстро, а при низких Т может быть вообще не достиг-
нуто. Следует учитывать не только скорость изменения Т, но и ско-
рость химической реакции. Обычно для сравнения скоростей раз-
нородных процессов используется понятие характерного времени
процесса, которое обратно пропорционально его скорости. Если
характерное время уменьшения температуры значительно меньше
характерного времени химической реакции (быстрое охлаждение),
то получаемые концентрации продуктов реакции будут отличаться
от равновесных. Такое явление носит название закалки.
Химическая реакция часто происходит в ограниченном реак-
ционном объеме с определенным начальным содержанием ком-
понентов (например, в камере сгорания ДВС), при этом в слу-
чае сгорания существует связь (подобие) между расходованием
исходных компонентов и ростом температуры. Наиболее просто
она выражается в виде зависимости концентрации одного из ком-
понентов (стехиометрически связанного с концентрацией другого),
например топлива ст, и температуры процесса (7) от любого из
параметров, характеризующих ход химической реакции, например
той же температуры (рис. 3.17). Здесь (Т— То), ст/сто—
относительное изменение температуры и концентрации; То и сч0 —
95
Рис. 3.16. Энергия активации Е^ и теп-
ловой эффект EQ прямой и обратной
реакции
Рис. 3.17. Изменение относительной
концентрации топлива, относительной
температуры и скорости химической
реакции в ходе выгорания смеси
начальные температура и концентрация; — максимальная тем-
пература горения.
При указанном характере изменения с, (с0) и Т скорость химиче-
ской реакции достигает максимального значения не при мак-
симальной температуре, а при температуре T^—T^—RT^fE^. При
этом изменение скорости химической реакции будет определяться
в области от То до Tw ростом температуры (назовем эту область
кинетической), а в области от Т„ до Тад — уменьшением концент-
рации {диффузионная область). Влияние физических факторов (мас-
сотеплоперенос, турбулентность и т. п.) в этих областях может быть
различным. Так, добавление в реакционный объем исходных ком-
понентов с температурой, близкой к То, т. е. при одновременном
снижении температуры в зоне реакции, в кинетической области
приведет к уменьшению скорости химической реакции, а в диффузи-
онной — к ее росту.
Если в среде, где происходит сгорание, коэффициенты переноса
массы и теплоты близки друг к другу, то подобие между концент-
рацией и температурой имеет место и при пространственном сгора-
нии. Таким образом, в зонах камеры сгорания, где достигается
максимальная температура, концентрации исходных компонентов
минимальны, и наоборот.
Явление горения обладает характерной особенностью — оно яв-
ляется самоподдерживающимся. Зона горения в поршневых ДВС
занимает малую часть объема камеры сгорания, что обеспечивает
умеренные скорости тепловыделения. В зависимости от характера
пространственного распределения компонентов химической реак-
ции в объеме различаются гомогенные системы с равномерным
96
исходным распределением компонентов, наиболее характерные для
двигателей с внешним смесеобразованием, и гетерогенные системы
с неравномерным распределением (вплоть до разделения в простра-
нстве) компонентов, более характерные для дизелей.
В гомогенных (предварительно перемешанных) смесях зона го-
рения разделяет области исходной смеси и продуктов сгорания
и называется фронтом пламени. Перемещение фронта пламени
в пространстве может происходить по нескольким химико-физичес-
ким механизмам.
1. Передача теплоты из зоны горения в зону свежей смеси
(тепловой механизм).
2. Диффузия активных продуктов (например, радикалов) из зоны
горения в зону свежей смеси.
Роль того или иного механизма определяется особенностями
химической реакции. В указанных случаях скорость перемещения
зоны горения (называемая обычно скоростью распространения пла-
мени) зависит от коэффициентов переноса (a-коэффициента тем-
пературопроводности или D-коэффициента диффузии) и скорости
химической реакции W*. Если характерное время переноса на рас-
стояние / равно t^-PlD (формула Эйнштейна), а характерное время
химического процесса тх~1/И^х, то в случае стационарного рас-
пространения пламени тп=тх=т. Перемножив эти выражения и обо-
значив через С7п=//т скорость пламени, получим при D=a Un—
=y/DWli или Таким образом, коэффициенты переноса
и скорость химической реакции оказывают сопоставимое влияние
на скорость распространения пламени.
3. Перенос энергии в ударной волне с амплитудой, достаточной
для нагрева смеси в ударной волне до значений, обеспечивающих
самоподдержание процесса. Подобное явление носит название де-
тонации. Скорость распространения детонационной волны равна
скорости звука за фронтом волны в данной среде. Подобный меха-
низм горения смеси может наблюдаться в двигателях с искровым
зажиганием и является нарушением нормального сгорания. Его
особенностью в двигателях является высокая степень подготовлен-
ности смеси к воспламенению.
4. Индукционный режим распространения сгорания, который
наблюдается только как перемещение зоны горения, в то время как
его механизм заключается в последовательном воспламенении об-
ластей горючей смеси, имеющих различные значения периода ин-
дукции (или периода задержки воспламенения). Видимая скорость
распространения пламени по такому механизму может изменяться
от 0 до оо. Такой механизм имеет место в процессе охвата пламенем
топливной струи в дизеле.
7 - 4664
97
В гетерогенных (неперемешанных или частично перемешанных)
смесях фронт пламени разделяет топливо и окислитель (иногда
после выгорания слоя перемешавшихся к этому моменту топлива
и окислителя), которые диффундируют с разных сторон во фронт
диффузионного пламени. В этом случае скорость сгорания, выра-
женная через скорость потребления исходных компонентов, в стаци-
онарном или квазистационарном режимах лимитируется более мед-
ленным из двух последовательных процессов (диффузионного сме-
шения и химического реагирования) — диффузией. Такой режим
горения в гетерогенных системах называется диффузионным, он
характерен для сгорания в дизелях. Если соотношение потоков
топлива и окислителя становится отличным от стехиометрии,
фронт диффузионного пламени перемещается в сторону недоста-
точного потока, восстанавливая таким образом стехиометрическое,
т. е. соответствующее уравнению химической реакции, соотношение
потоков.
Большое влияние на процесс сгорания оказывает газодинамичес-
кое состояние заряда. Так, турбулизация заряда увеличивает интен-
сивность тепломассопереноса и скорость сгорания как гомогенных,
так и гетерогенных смесей. Именно благодаря турбулизации разной
интенсивности двигатель может работать в широком диапазоне
частот вращения. Пламя, возникающее в турбулентной среде, носит
название турбулентного пламени.
Во фронте турбулентного пламени, распространяющегося по
гомогенной смеси, увеличивается перенос теплоты из зоны продук-
тов сгорания в свежую смесь и соответственно свежей смеси в вы-
сокотемпературную зону продуктов сгорания. Перенос термически
и химически активных продуктов осуществляется путем движения
отдельных объемов смеси со средней скоростью W', называемой
пульсационной и характеризующей интенсивность турбулентности.
В зависимости от соотношения между скоростью распростра-
нения пламени в ламинарной среде по нормали к поверхности
фронта пламени (нормальной скоростью распространения пламени)
UB и пульсационной W* возможен различный характер структуры
турбулентного пламени (рис. 3.18). При малом отношении W'/U,,
фронт пламени искривлен слабо (рис. 3.18, а), а с ростом W'IUn
искривления возрастают и переходят в развитый фронт пламени
(рис. 3.18, б) с большим числом очагов горения и значительной его
шириной существенно превышающей ширину фронта пламени
при отсутствии турбулентности. Излишне интенсивная турбулент-
ность при недостаточности скорости химической реакции может
♦Можно также говорить о соотношении характерных времен смешения и хи-
мической реакции.
98
a)
Рис. 3.18. Схема фронта турбулентного пламени при малом (а) и большом (б)
отношении пульсационной скорости к нормальной скорости распространения
пламени
б)
в принципе привести к переохлаждению зоны горения и угасанию
пламени.
Различают поверхностный и объемный механизмы турбулент-
ного горения. Возможно одновременное сосуществование поверх-
ностного и объемного механизмов. Так, при высокой температуре
и интенсивной турбулизации может происходить объемное горение.
Следует отметить и наличие эффекта обогащения смеси во фронте
пламени одним из двух (топливо, окислитель) компонентов, име-
ющих большее по сравнению с другим компонентом значение коэф-
фициента молекулярной диффузии. Этот эффект проявляется в воз-
можности сжигания в двигателе бедных смесей легких топлив,
имеющих коэффициент молекулярной диффузии больше, чем у оки-
слителя.
При сгорании гетерогенных систем турбулизация увеличивает
встречный перенос компонентов во фронт диффузионного пламени.
Так же как и в предыдущем случае, с ростом скорости химичес-
ких реакций (например, из-за роста температуры) ширина фронта
пламени уменьшается, и химические реакции происхо-
дят в диффузионной области реагирования. Это адекватно переходу
к диффузионному режиму со скоростью горения, контролируемой
скоростью диффузии. Так же как и при сгорании гомогенных сме-
сей, могут одновременно сосуществовать микродиффузионный ре-
жим горения и кинетический.
Таким образом, процесс сгорания, как правило, локализуется
в ограниченном объеме во фронте пламени, распространяющемся
по камере сгорания при гомогенных смесях и во фронте диффузион-
ного пламени при гетерогенных смесях. В последнем случае положе-
ние фронта определяется главным образом протеканием процесса
смешения паров топлива с окислителем. При непринципиальных
упрощениях (например, в пренебрежении влиянием горения на газо-
динамику заряда) можно считать, что положение фронта диффузи-
онного пламени определяется положением поверхности с а=1 при
смешении (можно назвать ее изостехиометрической поверхностью),
7>
99
а ее перемещение определяется ходом процесса смешения. Поэтому
в гетерогенных системах, характерных, например, для дизелей,
именно смешение в наибольшей степени определяет закономерно-
сти горения.
3.3.2. ВЛИЯНИЕ СМЕШЕНИЯ НА ПРОЦЕСС СГОРАНИЯ
Рассмотрим общий случай, когда наряду со сгоранием проис-
ходит смешение (со скоростью !¥,*,) топлива с окислителем на
единице поверхности их раздела по произвольному закону (рис.
3.19). Пусть химические реакции начинаются одновременно на всей
поверхности контакта топлива с окислителем. Можно выделить
несколько вариантов протекания процесса сгорания.
1. Топливо успело полностью смешаться с окислителем, т. е.
образовать горючую смесь до воспламенения (рис. 3.19, а).
2. Процесс сгорания начинается до полного перемешивания топ-
лива с окислителем и лишь частично перекрывается во времени со
смешением (рис. 3.19, б).
Эти случаи мало отличаются друг от друга. В двигателе с внеш-
ним смесеобразованием практически всегда имеет место случай,
представленный на рис. 3.19, б.
3. Процесс смешения продолжается и после выгорания обра-
зовавшейся смеси и перехода процесса в диффузионный режим
(точка *). При этом возникает участок кривой изменения скорости
сгорания в диффузионном режиме, когда она поддерживается под-
водом окислителя и топлива в зону горения со скоростью смеше-
ния Wcm- Так как относительное изменение скорости смешения
в диффузионном режиме значительно ниже константы скорости
химической реакции К=Кое~Е1(^т> (равенство B*,= 1KCMJ поддержи-
вается снижением действующей концентрации компонентов реакции
в зоне горения), то процесс сгорания на этом участке является
квазистационарным по отношению к скоростям химических ре-
акций в пламени (рис. 3.19, в).
4. Случай с малым периодом задержки воспламенения харак-
терен тем, что максимум скорости смешения достигается на квази-
стационарном участке диффузионного режима сгорания (точка *)
и общая скорость сгорания имеет два максимума во времени (рис.
3.19, г, д).
Варианты, представленные на рис. 3.19, в, г, д, характерны для
дизелей, в том числе при наличии наддува, т. е. когда процесс
смешения затягивается, а задержка воспламенения сокращается.
Аналогичный характер кривых скоростей и Wau получится
и в частном случае, если процесс воспламенения происходит в ло-
кальном объеме, после чего пламя распространяется по топливовоз-
душной смеси. Тогда варианты на рис. 3.19, а, б соответствуют
100
сгоранию в двигателе с внешним смесе-
образованием и распространением пла-
мени по всему объему, а остальные
случаи — сгоранию в дизеле.
Для химического взаимодействия
топлива и окислителя необходим их кон-
такт на молекулярном уровне, в связи
с чем молекулярная (градиентная) диф-
фузия является обязательным этапом
смешения. Однако скорость смешения
посредством градиентной диффузии
(т. е. диффузии, не связанной с перено-
сом отдельных объемов) резко снижа-
ется с увеличением расстояния, на ко-
тором необходимо обеспечить смеше-
ние. Поэтому при локализации топли-
ва в камере сгорания большую роль
в смешении играет турбулентная
(мольная) диффузия, связанная с пере-
носом ограниченных объемов (молей)
топлива и окислителя. Естественно,
что вынужденное движение топлива
(развитие факела) и организованное
движение воздушной среды (вихрь) на
определенном этапе процесса смесеоб-
разования в дизеле способствуют более
равномерному распределению топлива
в камере сгорания.
В связи с тем, что действующие при
сгорании в дизеле факторы различным
образом влияют на молекулярную
и турбулентную диффузию, а также на
аэродинамику факела, процесс смеше-
ния топлива с окислителем в дизеле
удобно рассматривать на следующих различных масштабных уров-
нях: макрораспределения топлива, определяемого развитием топ-
ливного факела в движущейся среде, макросмешения, связанного
с турбулентным переносом, и микросмешения, определяемого ис-
парением топлива и молекулярной диффузией (рис. 3.20).
Макрораспределение топлива в объеме определяется прежде все-
го формой и размерами камеры сгорания и факела, его развитием
в объеме камеры сгорания (заполнением камеры сгорания) и вза-
имодействием с движущимся воздушным зарядом. Макрораспреде-
ление в большой степени определяет полноту использования воз-
душного заряда в дизеле.
Рис. 3.19. Характер изменения
скорости сгорания iron различ-
ном отставании (о...<5) процесса
химического реагирования от
процесса смешения
101
Капли
топлива
ct=1
'НГ
af.=1
. й . изоповерхность
шал а=7 в макроприбли-
_____ женин
4IIIII 1 >a>a вл
а,=1
а=1
i ** ынп
[JJJ—| изоповерхность
1 af- =1
РУ | изоповерхность
_____ ои=ацл
Г Till изоповерхность
а/= авп
Рис. 3.20. Структура топливной струи при ее анализе на различных уровнях:
авп и авп — коэффициенты избытка воздуха, соответствующие верхнему и нижнему концентраци-
онным пределам горения
Макросмешение определяется крупномасштабной турбулизаци-
ей среды и вынужденным переносом топлива и окислителя. При
оценке интенсивности макросмешения может быть использовано
значение коэффициента турбулентной диффузии. Поскольку коэф-
фициент турбулентной диффузии можно считать не зависящим от
температуры, макросмешение, как и макрораспределение, можно
в первом приближении считать также не зависящим от температур-
ных возмущений при сгорании. Интенсивность турбулентности за-
висит от организации движения воздушного заряда и от харак-
теристик турбулентности топливной струи.
Микросмешение определяется мелкомасштабной турбулентно-
стью среды, молекулярной диффузией паров топлива, а в дисперс-
ной смеси и испарением капель топлива. Скорость последних двух
процессов зависит от температуры, поэтому возникновение очага
горения или прохождение фронта пламени резко интенсифицирует
микросмешение.
102
3.3.3. КРИТИЧЕСКИЕ ЯВЛЕНИЯ ПРИ СГОРАНИИ
Процессы сгорания, происходящие при высоких температурах,
всегда сопровождаются отводом теплоты, что проявляется в нали-
чии критических явлений при горении: воспламенения и погасания.
При отсутствии потерь теплоты любая экзотермическая реакция
должна привести к саморазгону процесса. Наличие же потерь уста-
навливает в качестве необходимых условий возникновения сгорания
превышение скорости выделения теплоты над теплоотводом.
Существует два способа теплового инициирования горения (вос-
пламенения):
• создание условий превышения скорости выделения теплоты
над теплоотводом, что приводит через саморазогрев смеси к воз-
никновению устойчивого горения;
• подведение от внешнего источника (например, при искровом
зажигании) энергии, достаточной для поддержания реакций горе-
ния. Такой способ носит название поджигания.
В ДВС возможно сочетание обоих способов воспламенения.
С целью анализа критических явлений при горении сравним (при
прочих равных условиях) зависимости от температуры Т скоростей
химической реакции смеси, реагирующей в локальном объеме, на-
пример в центре камеры сгорания ( Wx const • e-Ea/(R7\ или тепловы-
деления (рис. 3.21), и теплоотвода Q в среду (или стенку)
с температурой То (Q ~ const • а(Т— Го), считая коэффициент теплоот-
дачи а постоянным. В зависимости от начальной температуры
То и величины а возможны различные стационарные тепловые
режимы (А, В и С) реагирования смеси, определяемые равенством
скоростей тепловыделения и теплоотвода (А и С — устойчивые,
В — неустойчивые).
Если увеличивать температуру То (например, в процессе сжатия),
то температура реагирования в режиме А также будет расти до
значения Т', когда скорость химической реакции будет равна скоро-
сти теплоотвода (режим А' при температуре окружающей среды Го)
и превысит ее. В этом случае произойдет воспламенение и переход
на режим С. Такой же результат можно получить при уменьшении
значения коэффициента теплоотдачи от а до ос" (критические усло-
вия воспламенения в режиме А" при температуре в зоне реагирова-
ния Т" и окружающей среды Го).
Второй способ воспламенения (поджигание) может быть осу-
ществлен при подведении энергии, например, в виде искрового
разряда. Скорости химических реакций в условиях высоких тем-
ператур в зоне искрового разряда имеют огромные значения. Если
подведенной энергии хватает на прогрев определенного объема
(обычно радиусом порядка трех толщин фронта пламени) до
температур, имеющих место в распространяющемся пламени,
103
Рис. 3.21. К анализу процессов самовоспламенения:
а — сравнение схорости тепловыделения от химических реакций и теплоотвода при резинных
температурах; 6 — изменение скорости цепной реакции во времени
при д><0 (2), д>=0 (2), д>>0 (3)
то от такого объема будет распространяться пламя. В противном
случае очаг остынет и воспламенения не произойдет. В реальных
случаях эти два способа в чистом виде практически не встречают-
ся. Например, при воспламенении струи топлива, впрыскиваемого
в камеру сгорания дизеля, одновременно имеет место подвод
теплоты от горячего источника, которым является окружающий
заряд, к наружной оболочке струи, где химические реакции проте-
кают наиболее интенсивно, и отвод теплоты из этой зоны в холод-
ную центральную часть топливной струи. По мере прогрева топ-
ливной струи скорость отвода теплоты снижается до критического
значения, при котором происходит воспламенение наружной обо-
лочки струи.
Такой механизм характерен для высоких температур окружа-
ющего воздушного заряда (7’>400...450 К) и быстрого воспламе-
нения. В момент воспламенения температура в очаге не превыша-
ет окружающей температуры. Интенсификация теплообмена
в этом режиме ускоряет прогрев и воспламенение.
При низких температурах воздушного заряда воспламенение
замедляется и зона интенсивных химических реакций смещается
к оси прогревающейся струи. Возникновение очага воспламенения
в этом случае требует его разогрева выше температуры окру-
жающей среды и теплоотвод от очага является сдерживающим
воспламенение фактором. Соответственно интенсификация тепло-
обмена (например, турбулизация) затягивает процесс воспламе-
нения.
Положения химической кинетики, которые были положены в ос-
нову приведенного выше анализа, подтверждены многочисленными
примерами, однако ряд процессов, в том числе и воспламенения, не
описываются установленными закономерностями. В их основе ле-
жит цепной механизм реакций, ведущую роль в котором играют
активные центры (атомы и радикалы), участвующие в ряде проме-
104
«суточных реакций. Цепные реакции можно подразделить на нераз-
ветвленные, в которых количество активных радикалов, ведущих
реакцию, остается постоянным, и разветвленные, в которых вступ-
ление в реакцию одного атома (или радикала) вызывает появление
нескольких новых активных атомов (или радикалов). Реакции горе-
ния газообразных компонентов топлива являются разветвленными
цепными реакциями.
Скорость изменения активных центров выражается уравне-
нием
dnjck=<о0+fn—gra=со0+<рп,
где п — фактическая концентрация активных центров; озо — ско-
рость образования начальных активных центров; f — константа ско-
рости разветвления цепей; g — константа скорости обрыва цепей;
<p=f—g — константа скорости фактического разветвления цепей.
После интегрирования и подстановки получим скорость цепной
реакции
faa)Q
co=ian =----(е — 1),
<Р
где а — число молекул конечного продукта, образующегося от
одного активного центра.
Величина ф, отрицательная при низких температурах, становит-
ся положительной при высоких температурах. На рис. 3.21, б пока-
зано изменение скорости цепной реакции во времени. В случае ф<0
(f<g) скорость цепной реакции стремится к предельному значению,
близкому к скорости образования начальных активных центров соо.
В случае ф>0 (f>g) реакция самоускоряется примерно по экспонен-
циальной зависимости.
Характерным случаем воспламенения по цепному механизму
является самовоспламенение смеси в процессе сжатия. Момент вос-
пламенения определяется моментом перехода величины ф через О,
а задержка воспламенения и интенсивность сгорания — количе-
ством накопленных к этому моменту активных центров.
Период времени от момента начала впрыскивания топлива в ци-
линдр дизеля до воспламенения, именуемый периодом задержки
воспламенения, зависит от интенсивности прогрева струи, темпера-
туры горячего заряда и скорости химических реакций.
При зажигании в двигателях с внешним смесеобразованием
период задержки отсчитывается от момента подачи искры.
Наличие излишне высокого локального теплоотвода или те-
пловых потерь может приводить к противоположному критичес-
кому явлению — погасанию. Характерными примерами являются
гашение пламени у стенки цилиндра, разбавление смеси инертным
105
компонентом, недостаточной по сравнению с необходимой для
прогрева свежей смеси скоростью выделения теплоты (например,
при значительном избытке одного из компонентов смеси). В послед-
них двух случаях замедление распространения пламени ведет к воз-
растанию потерь теплоты из фронта пламени.
Это возрастание потерь теплоты связано с существованием
предельных концентраций, при которых еще происходит горение
(так называемые концентрационные пределы распространения пла-
мени): верхний предел — при переобогащении смесей, нижний —
при их переобеднении.
3.3.4. МЕХАНИЗМ ОБРАЗОВАНИЯ НЕКОТОРЫХ ТОКСИЧНЫХ
ВЕЩЕСТВ В ПЛАМЕНИ
Вследствие обратимости химических реакций процесс сгорания
теоретически не может пройти до конца, причем неполнота сгора-
ния в большой степени определяется условиями протекания процес-
са. Механизм образования продуктов неполного сгорания и харак-
тер побочных реакций, протекающих при горении, связан со струк-
турой фронта пламени. На рис. 3.22 приведены структуры фронта
диффузионного пламени (рис. 3.22, а) и фронта пламени, распрост-
раняющегося по гомогенной смеси (рис. 3.22, б). В диффузионном
пламени в камере сгорания дизеля (рис. 3.22, а) топливо и окисли-
тель диффундируют во фронт пламени, где в узкой области смеше-
ния протекает химическая реакция и достигаются максимальные
температуры. К этой области примыкает со стороны топлива об-
ласть его термического распада, в которой в отсутствие окислителя
образуются наряду с промежуточными продуктами распада водо-
род и сажа. Водород, диффундируя во фронт пламени, сгорает,
а сажевые частицы увеличиваются за счет распада на их поверх-
ности углеводородов и коагуляции отдельных сажевых частиц при
их диффузии и выгорают во фронте пламени с меньшей скоростью.
Часть сажевых частиц диффундирует в сторону топлива. Условия
для их сгорания наименее благоприятны. Со стороны окислителя
к фронту пламени примыкает область образования оксида азота
NO, который диффундирует в обе стороны. При диффузии в сторо-
ну фронта пламени NO разлагается с высокой скоростью из-за
смещения равновесия в сторону исходных продуктов, связанного
с уменьшением концентрации кислорода, и высокой температуры во
фронте пламени. При диффузии от фронта пламени NO также
разлагается, но по мере снижения температуры при диффузии NO
в поле переменного ее значения происходит закалка, т. е. концент-
рация перестает изменяться при уменьшении равновесного значения
концентрации NO.
106
Рис. 3.22. Структура фронта диффузионного пламени (а) и фронта пламени, рас-
пространяющегося по гомогенной смеси (б)
В пламени, распространяющемся по гомогенной смеси в двига-
теле с внешним смесеобразованием (рис. 3.22, б), полнота сгорания
связана в первую очередь с составом смеси. Если избыточным
компонентом (по сравнению со стехиометрией) является топливо
(а< 1), то имеет место неполнота его окисления (например, до СО),
а если избыточным компонентом является окислитель (а>1), то
более интенсивными будут реакции образования NO. Однако благо-
приятные для образования NO условия ограничены и при росте
избытка окислителя, так как увеличение содержания кислорода
в смеси сверх теоретически необходимого (стехиометрического) сни-
жает температуру продуктов сгорания. Обычно максимальное коли-
чество NO образуется после сгорания смеси с исходным коэффици-
ентом избытка воздуха порядка 1,05.
В том случае, когда температура в области горения гетерогенной
смеси невысока, теплоты (подводимой в зону распада углеводоро-
дов) может не хватить для обеспечения распада до конечных проду-
ктов. Температура при этом будет падать, эндотермический процесс
распада — «самотормозиться». В результате образуются несгорев-
шие углеводороды (крайний случай недогорания).
3.4. ПРОЦЕССЫ СМЕСЕОБРАЗОВАНИЯ
В ДВИГАТЕЛЯХ С ИСКРОВЫМ ЗАЖИГАНИЕМ
Смесеобразование влияет на последующее сгорание топлива, так
как скорость и полнота сгорания зависят от состава и качества
смеси, на которое влияют испарение топлива и его смешение с воз-
духом.
Протекание процессов смесеобразования и сгорания в двига-
телях с искровым зажиганием помимо режимных факторов за-
висит от физико-химических свойств топлива и способа его
107
подачи (впрыскивание бензина, карбюрация, смеситель газового
двигателя).
Впрыскивание бензина позволяет получить более высокие мощ-
ностные, экономические и экологические показатели двигателя, чем
при карбюрации, поэтому системы впрыскивания бензина почти
вытеснили карбюраторные.
3. 4.1. ОБРАЗОВАНИЕ ГОМОГЕННОЙ СМЕСИ
Под смесеобразованием в двигателе с искровым зажиганием
понимают комплекс взаимосвязанных процессов, имеющих место
при дозировании топлива и воздуха, распыливании, испарении и пе-
ремешивании топлива с воздухом.
Дозирование топлива, от которого зависит состав смеси, рас-
смотрено в 5.1.
Для четырехтактных двигателей с искровым зажиганием при-
меняется, как правило, внешнее смесеобразование, а для двухтакт-
ных предпочтительным является внутреннее смесеобразование, по-
зволяющее исключить потери топлива при продувке цилиндров.
В настоящее время появляются и четырехтактные ДсИЗ, в которых
используется внутреннее смесеобразование.
У четырехтактных двигателей смесеобразование начинается
в форсунке, карбюраторе или газовом смесителе, продолжается во
впускном тракте и заканчивается в цилиндре.
Механизмы смесеобразования при центральном впрыскивании
и карбюрации (рис. 3.23, а, в) имеют много общего, так как топливо
в обоих случаях вводится в воздушный поток в одном и том же
месте впускного тракта — перед впускным трубопроводом.
Распиливание топлива. Системы с впрыскиванием осуществляют
подачу бензина под давлением, как правило, во впускной трубопро-
вод (центральное впрыскивание) или впускные каналы в головке
цилиндров (распределенное впрыскивание) (рис. 3.23, а, б).
Для обеих систем мелкость распиливания зависит от давления
впрыскивания, формы распиливающих отверстий форсунки и ско-
рости течения бензина в них, а также от вязкости и поверхностного
натяжения топлива.
В системах впрыскивания бензина наибольшее применение полу-
чили электромагнитные форсунки (см. 5.1.2), к которым топливо
подводится под давлением 0,20...0,4 МПа, что обеспечивает получе-
ние капель со средним диаметром по Заутеру (см. 3.5.1) для струй-
ной, штифтовой и центробежной форсунок 220...400, 200...270
и 50...100 мкм соответственно. Улучшение распиливания увеличива-
ет суммарную поверхность капель и способствует более быстрому
их испарению, что является необходимым условием получения го-
могенной смеси. На режимах частичных нагрузок скорость воздуха
108
Рис. 3.23. Подача топлива при центральном
(а), распределенном (б) впрыскивании и карб-
юрации (в)
и подача впрыскиваемого бензина уменьшаются, в связи с чем
ухудшается распыливание. Поэтому при распределенном впрыски-
вании иногда через корпус форсунки (см. рис. 5.5, б) с высокой
скоростью просасывается небольшое количество воздуха, который
выходит из форсунки вместе со струей бензина, что улучшает его
распыливание.
Сразу же после выхода струи топлива из форсунки или распыли-
теля карбюратора начинается ее распад в результате воздействия
сил аэродинамического сопротивления, причем скорость воздуха
при центральном впрыскивании и карбюрации существенно выше
скорости топлива. Такой способ распиливания называют воздуш-
ным или пневматическим, так как для дробления топлива использу-
ется кинетическая энергия воздуха.
Средний диаметр капель на выходе из карбюратора ориентиро-
вочно можно считать равным 100 мкм.
Распыливание топлива в карбюраторе интенсифицируется при
увеличении скорости воздуха в диффузоре, и наоборот, мелкость
и однородность распиливания ухудшаются при больших значениях
вязкости и коэффициента поверхностного натяжения топлива. При
109
запуске карбюраторного двигателя распиливания топлива практи-
чески нет.
Процесс распиливания топлива происходит и при прохождении
жидкой фазой (пленка, капли) сечения между впускным клапаном
и его седлом, а на частичных нагрузках карбюраторного двигателя
и в щели, образуемой прикрытой дроссельной заслонкой.
Образование и движение пленки топлива. Направление движения
топлива при выходе его из распылителя, силы, возникающие при
взаимодействии капель с потоком воздуха, а также гравитационные
силы обусловливают оседание частиц на стенках впускного трубо-
провода, канала в головке цилиндров, а также главного воздушного
канала карбюратора. При распределенном впрыскивании, которое
заканчивается до начала открытия впускного клапана, много топ-
лива оседает на его тарелке. Растекаясь на стенках, капли образуют
топливную пленку. При достаточно большом количестве пленки
с нее потоком воздуха могут срываться капельки топлива, т. е.
наблюдаются вторичные процессы образования капель. На пленку
топлива действуют силы сцепления со стенкой, касательное усилие
со стороны потока воздуха, перепад статического давления по
периметру сечения, а также силы тяжести и поверхностного натяже-
ния. В результате действия этих сил траектория движения пленки
приобретает сложный характер. Скорость движения пленки в не-
сколько десятков раз меньше скорости потока смеси.
Количество пленки, образующейся при впрыскивании бензина,
зависит от места установки форсунки, дальнобойности струи, мел-
кости распиливания, а при распределенном впрыскивании в каждый
цилиндр — от момента его начала. Опыты показывают, что при
любом способе организации впрыскивания в пленку высаживается
до 60...80% топлива.
Наибольшее количество пленки образуется на режимах полных
нагрузок и малой частоты вращения, когда скорость потока воз-
духа, а следовательно, и мелкость распиливания топлива срав-
нительно невелики. На этих режимах количество пленки на выходе
из впускного трубопровода при центральном впрыскивании или
карбюрации может доходить до 25% от общего расхода топлива.
При дросселировании двигателя пленки во впускном трубопроводе
оказывается меньше из-за вторичного распиливания топлива около
дроссельной заслонки и повышения температуры внутренней по-
верхности трубопровода (при жидкостном подогреве).
Испарение топлива. Для получения гомогенной смеси необходи-
мо прежде всего испарить топливо, так как только при одинаковом
агрегатном состоянии (однофазная смесь) диффузионные процессы
смешения (паров топлива и воздуха) протекают с наибольшей пол-
нотой. До поступления в цилиндр топливовоздушная смесь являет-
110
ся двухфазной, так как топливо в ней находится в паровой и жидкой
фазах.
С поверхности капель и пленки топливо испаряется при срав-
нительно небольших температурах. Капли находятся во впускной
системе двигателя примерно в течение 0,002...0,05 с. За это время
успевают полностью испариться лишь самые мелкие из них.
Низкие скорости испарения капель определяются главным об-
разом молекулярным механизмом переноса теплоты и массы, по-
скольку большую часть времени капли движутся при незначитель-
ном обдуве воздухом. Поэтому на испарение капель заметно влия-
ют мелкость распыливания и начальная температура топлива, вли-
яние же температуры воздушного потока незначительно.
Существенную роль играет испарение с поверхности пленки,
которая интенсивно обдувается потоком. Большое значение для
испарения пленки имеет теплообмен со стенками впускного тракта,
поэтому при центральном впрыскивании и карбюрации впускной
трубопровод обычно обогревается охлаждающей двигатель жид-
костью или отработавшими газами.
В зависимости от конструкции впускного тракта и режима рабо-
ты двигателя при центральном впрыскивании и карбюрации на
выходе из впускного трубопровода содержание в горючей смеси
паров топлива может составлять 60...95%. Процесс испарения топ-
лива продолжается в цилиндре во время тактов впуска и сжатия,
к началу сгорания топливо практически испаряется полностью.
Особенно интенсивно испаряется пленка с поверхности впуск-
ного клапана, однако продолжительность этого испарения неве-
лика. Поэтому при распределенном впрыскивании на тарелку
впускного клапана и работе двигателя с полным дросселем до
поступления в цилиндр испаряется лишь 30...50% цикловой дозы
топлива.
При распределенном впрыскивании на стенки впускного канала
увеличивается время испарения из-за малой скорости движения
пленки и доля испарившегося топлива возрастает до 50...70%. Чем
выше частота вращения, тем меньше время испарения, а значит,
уменьшается и доля испарившегося бензина.
Подогрев впускного трубопровода при распределенном впры-
скивании не нужен, так как он не может заметно улучшить смесеоб-
разование, а приведет лишь к снижению наполнения цилиндров
свежим зарядом.
Наихудшие условия для испарения бензина имеют место на
режимах холодного пуска и прогрева, когда температуры топлива,
поверхностей впускного тракта и воздуха малы, а при карбюрации,
как отмечалось выше, на режиме пуска к тому же почти отсутствует
распыливание топлива.
Доля топлива, испарившегося перед поступлением в цилиндр, на
режимах холодного пуска может уменьшаться до 5...10%.
111
Неравномерность состава смеси по цилиндрам. Скорости движе-
ния воздуха и паров топлива во впускном тракте равны, а скорость
капель на 2...6 м/с меньше, чем скорость воздуха. Из-за неодинако-
вого сопротивления ветвей впускного тракта наполнение отдельных
цилиндров воздухом может отличаться, но не более чем на 2...4%.
Распределение топлива по каналам разветвленного впускного тру-
бопровода, а значит, и по цилиндрам при центральном впрыскива-
нии или в карбюраторном двигателе может характеризоваться зна-
чительно большей неравномерностью главным образом за счет
неодинакового распределения пленки. Это означает, что и состав
смеси в цилиндрах будет неодинаковым.
Степенью неравномерности состава смеси будем называть вели-
чину
ои—а
=—100,
а
где а,- — коэффициент избытка воздуха в i-м цилиндре; а — коэф-
фициент избытка воздуха смеси, приготовляемой при впрыскивании
или карбюратором. Если, например, Д->0, то это означает, что
в данном цилиндре смесь более бедная, чем в целом по двигателю.
Значение а,- проще всего определить по анализу состава отрабо-
тавших газов, выходящих из i-ro цилиндра. Степень неравномер-
ности состава смеси при неудачной конструкции впускного тракта
может достигать величины Z>f= +20%, что заметно ухудшает эко-
номические, мощностные и другие показатели.
Для более равномерного распределения состава смеси по ци-
линдрам важно обеспечить возможно более полное испарение топ-
лива до зон разветвления впускного трубопровода. В этой связи,
например, улучшение распиливания уменьшает степень неравноме-
рности состава смеси.
Неравномерность состава смеси зависит также от режима рабо-
ты двигателя. При центральном впрыскивании или в карбюратор-
ном двигателе с ростом частоты вращения улучшаются распылива-
ние и испарение топлива, поэтому неравномерность состава смеси
снижается (рис. 3.24, а). Смесеобразование улучшается и при умень-
шении нагрузки, что, в частности, выражается в уменьшении степе-
ни неравномерности состава смеси (рис. 3.24, б).
Различные фракции бензина выкипают в интервале температур
35...200 °C, поэтому при смесеобразовании происходит фракциони-
рование бензина, при котором в первую очередь испаряются легкие
фракции (они имеют более низкое октановое число), а в каплях
и пленке оказываются преимущественно средние и тяжелые. В ре-
зультате неравномерного распределения жидкой фазы топлива в ци-
линдрах может оказаться не только смесь с разным а, но и фрак-
112
Рис. 3.24. Изменение степени не-
равномерности состава смеси в че-
тырехцилиндровом карбюраторном
двигателе в зависимости от:
а — частоты вращения (полный дрос-
сель); б — нагрузки; 1...4 —цилиндры
ционный состав топлива (а следовательно, и его октановое число)
также может быть неодинаковым. Сказанное относится и к рас-
пределению по цилиндрам присадок к бензину, в частности ан-
тидетонационных. Вследствие указанных особенностей смесеоб-
разования при центральном впрыскивании и при карбюрации
в цилиндры двигателя поступает смесь, в общем случае различа-
ющаяся по а, углеводородному составу топлива и его октановому
числу.
У двигателей с распределенным впрыскиванием неравномер-
ность состава смеси по цилиндрам зависит от качества (идентич-
ности) форсунок и цикловой подачи топлива. В целом при рас-
пределенном впрыскивании неравномерность состава смеси невели-
ка, наибольшее ее значение имеет место при минимальных цик-
ловых дозах (на режиме холостого хода) и может достигать ±4%,
при работе двигателя на полном дросселе неравномерность состава
смеси не превышает +1,5%.
3. 4.2. ОСОБЕННОСТИ СМЕСЕОБРАЗОВАНИЯ
В ГАЗОВЫХ ДВИГАТЕЛЯХ
Автомобильные четырехтактные газовые двигатели с искровым
зажиганием по принципу организации внешнего смесеобразования
не отличаются от двигателей с центральным впрыскиванием бен-
зина и от карбюраторных двигателей.
Газовые двигатели работают на сжатых или на сжиженных
газах. В обоих случаях топливо в воздушный поток вводится в га-
зообразном состоянии. При внешнем смесеобразовании качество
смеси зависит от температуры кипения и коэффициента диффузии
газа. По этим показателям газовое топливо имеет преимущество
8 - 4664
113
перед бензином, поэтому при работе на газовом топливе и внешнем
смесеобразовании обеспечивается формирование практически гомо-
генной смеси и исключается образование жидкой пленки на поверх^
ностях впускного тракта. В связи с этим для газовых двигателей
подогрев впускного трубопровода не требуется.
Газовоздушная смесь распределяется по цилиндрам равномер-
нее, чем бензовоздушная.
3. 4.3. ОБРАЗОВАНИЕ РАССЛОЕННЫХ ЗАРЯДОВ
При искровом зажигании состав гомогенной смеси, при котором
воспламенение и сгорание носят устойчивый характер, можно изме-
нять в узком диапазоне (а=0,6...1,3). По этой причине качественное
управление нагрузкой невозможно, а количественное управление
(дросселирование) по мере уменьшения нагрузки ухудшает тц и уве-
личивает насосные потери.
Эффективным мероприятием, которое в принципе устраняет эти
потери, является отказ от дросселирования и переход на качествен-
ное управление (при внутреннем смесеобразовании). Преимущества
такого перехода могут быть реализованы в полной мере (подобно
дизелю) в случае разделения заряда на две части — горючую и не-
горючую (без топлива). Горючая часть теоретически должна содер-
жать гомогенную смесь при а= 1, а негорючая — воздух и остаточ-
ные газы (рис. 3.25, а). Необходимо, чтобы горючая часть заряда
при проскакивании искры располагалась около свечи зажигания.
Управление нагрузкой в этом случае сведется к изменению соот-
ношения между количеством воздуха в горючем I и негорючем II
слоях смеси, при этом общий состав смеси может характеризовать-
ся большим обеднением (а=3,5...4). Добиться скачкообразного из-
менения распределения топлива при переходе от одного слоя к дру-
гому невозможно. Всегда будет существовать некоторая переходная
зона III, в которой топливо может не сгореть из-за переобеднения
смеси (а >1,6). Поэтому одной из основных и очень трудных задач
рациональной организации расслоения заряда является сведение
к минимуму количествва топлива в переходной зоне. С другой
стороны, в горючем слое необходимо избегать обогащенных и обе-
дненных зон (рис. 3.25, б, в), так как они вызовут потери теплоты
в результате неполного сгорания и повышенные выбросы СО и СН.
Допустимое изменение состава смеси при удалении от свечи к пери-
ферии горючего слоя находится в пределах а= 1,0...1,5. Такое напра-
вленное расслоение заряда обеспечит хорошие условия как для
поджигания смеси, так и для распространения пламени по горючему
слою.
Многочисленные попытки организовать рациональное рассло-
ение заряда в неразделенных камерах сгорания успеха не имели.
114
Рис. 3.25. Схемы расслоения заряда:
I — облако горючей смеси; II — переходная зова; III — негорючая часть
В 1996—1997 гг. реальное использование расслоенных зарядов
удалось осуществить японским фирмам Toyota и Mitsubishi при
впрыскивании бензина в цилиндр* и комплексном микропроцессор-
ном управлении цикловой подачей топлива, углом начала и давле-
нием впрыскивания, а также вихревым движением заряда.
Главные конструктивные отличия двигателей с непосредствен-
ным впрыскиванием бензина продиктованы необходимостью обес-
печения качественного расслоения смеси. Из современных техноло-
гий сжигания бедных смесей заимствована конструкция многокла-
панной головки цилиндров с одним прямым и одним винтовым
впускными клапанами плюс вихревая заслонка для управления ин-
тенсивностью горизонтального и вертикального вихрей в цилиндре.
Эта заслонка расположена в прямом канале (рис. 3.26), при ее
прикрывании увеличивается подача воздуха через винтовой канал,
т. е. интенсифицируется горизонтальный вихрь. Когда эта заслонка
открывается, то горизонтальный вихрь ослабевает, но одновремен-
но усиливается вихрь в вертикальной плоскости.
Управление вихревой, а также дроссельной заслонками осуще-
ствляется микропроцессором. Таким образом, кинематическую
связь между положением этих заслонок и положением педали
управления двигателем осуществляет электронная педаль газа (см.
10.3.2), что позволяет при нажатии на нее оставлять в неизменном
положении, открывать или закрывать эти заслонки по сложному
закону.
*В некоторых случаях, например, для стран Западной Европы непосредствен-
ное впрыскивание применяется и для двигателей с гомогенным зарядом. В этом
случае смесеобразование близко к тому, которое имеет место при распределенном
впрыскивании во впускную систему.
8*
115
Рис. 3.26. Схема впускных каналов и камеры сгорания при впрыскивании бензина
в цилиндр:
1 — прямой впускной канал; 2 — винтовой канал; 3 — вихревая заслонка; 4 — форсунка
Форсунка вихревого типа для впрыскивания бензина располага-
ется в головке цилиндров, она имеет электромагнитный привод
с электронным управлением от микропроцессора. Момент начала
(угол опережения) впрыскивания изменяется от 160...180 град до
НМТ (такт впуска, полные и близкие к ним нагрузки) до 10...20
град, до ВМТ (такт сжатия, холостой ход). На ряде двигателей
форсунка располагается около свечи и расслоение заряда обеспечи-
вается соответствующей формой струй распыленного топлива.
Система подачи бензина — аккумуляторного типа с максималь-
ным давлением 5... 13 МПа.
Большая роль в организации расслоения заряда и процесса
сгорания отводится форме камеры сгорания, которая формируется
специальной выемкой и выступом на днище поршня, что, однако,
увеличивает его массу по сравнению с поршнем традиционной
конструкции.
Так как расслоение смеси требуется в первую очередь на малых
нагрузках, т. е. при малых цикловых подачах бензина, то впрыски-
вание начинается во второй половине сжатия, когда поршень ока-
зывается вблизи от форсунки. Давление газов в цилиндре достигает
1 МПа, поэтому для улучшения смесеобразования, на которое
отводится мало времени, давление впрыскивания необходимо уве-
личивать по сравнению с полными нагрузками, когда расслоение
заряда не требуется и бензин впрыскивается на такте впуска при
давлении в цилиндре на порядок меньше, чем в конце сжатия.
Образование облака смеси (горючая часть заряда) начинается
при выходе бензина из форсунки, затем облако должно оказать-
ся около свечи зажигания в момент проскакивания искры. Эта
синхронизация процессов смесеобразования и поджигания смеси
обеспечивается согласованием скорости движения заряда в цилинд-
ре, момента начала впрыскивания и угла опережения зажигания
116
(рис. 3.27). Существенную роль играет при этом форма камеры
сгорания.
Необходимое перемещение облака смеси к свече зажигания в го-
ризонтальной плоскости обеспечивается горизонтальным вихрем,
а вертикальное перемещение — за счет вертикального вихря и вы-
ступа на днище поршня.
Описанная схема синхронизации образования и поджигания го-
рючей части заряда подразумевает, что свеча расположена по оси
цилиндра, а форсунка около его стенки.
По сравнению с впрыскиванием во впускной тракт впрыскива-
ние в цилиндр имеет еще одно принципиальное преимущество,
которое связано с возможностью осуществления двухстадийного
впрыскивания. Например, можно первую часть цикловой подачи
впрыскивать на такте впуска, а вторую часть — на такте сжатия
с образованием в зоне свечи облака обогащенной смеси. Таким
образом, в этом случае также будет иметь место расслоение заряда:
часть заряда — из переобедненной смеси, а другая часть заряда —
из хорошо воспламеняющейся более богатой смеси (полурасслоен-
ный заряд).
В целом при организации расслоения заряда необходимо иметь
в виду следующее.
1. Расслоение заряда должно быть управляемым: на полных
и близких к ним нагрузках смесь должна быть гомогенной, т. е.
расслоение заряда недопустимо, а на средних и особенно на малых
нагрузках от расслоения заряда может быть получен большой
эффект.
Рис. 3.27. Схема образования и перемещения облака смеси при расслоении заряда:
а — впрыскивание бензина; б — испарение, диффузия паров; в — поджигание горючей смеси;
7 — облако горючей смеси; 2 — негорючая часть заряда; 3 — камера сгорания
117
2. Качество расслоения заряда в первую очередь определяется
количеством топлива, которое оказывается в переходной зоне
между горючей и негорючей частями заряда. Чем это количество
меньше, тем расслоение совершеннее. С другой стороны, расслоение
тем совершеннее, чем меньше топлива находится в зоне горючей
части при а<1.
3. Некачественное расслоение заряда не только уменьшит выиг-
рыш в индикаторном КПД, но и увеличит выбросы СН. Повышен-
ный выброс СН типичен для двигателей с расслоением заряда,
особенно при большом количестве топлива в переходной зоне или
при попадании топлива на стенки холодной камеры сгорания, т. е.
на режимах пуска и прогрева.
4. Принципиальной особенностью и преимуществом впрыскива-
ния в цилиндр является возможность осуществления двустадийного
впрыскивания с соответствующей организацией смесеобразования.
3.5. ВОСПЛАМЕНЕНИЕ И СГОРАНИЕ ТОПЛИВА
В ДВИГАТЕЛЯХ С ИСКРОВЫМ ЗАЖИГАНИЕМ
15.1. ФАЗЫ ПРОЦЕССА СГОРАНИЯ.
ХАРАКТЕРИСТИКИ ВЫДЕЛЕНИЯ ТЕПЛОТЫ
Индикаторный КПД двигателя зависит от полноты, скорости
и своевременности сгорания топлива. О полноте, скорости и свое-
временности сгорания можно судить, анализируя индикатор-
ную диаграмму, для чего на ней условно выделяют три фазы (рис.
3.28).
Первая фаза начинающаяся в момент проскакивания элект-
рической искры и заканчивающаяся, когда давление в цилиндре
становится в результате выделения теплоты выше, чем при сжатии
смеси до ВМТ без сгорания, называется начальной фазой сгорания
или фазой формирования фронта пламени. В этот период времени
очаг горения, формирующийся в зоне высоких температур между
электродами свечи, постепенно превращается в развитый фронт
турбулентного пламени. Развитие сгорания в течение этой фазы
в основном определяют закономерности мелкомасштабного тур-
булентного горения. Доля топлива, сгорающего в период меньше
2...3%, поэтому индикатор не регистрирует увеличение давления
относительно давления сжатия. На длительность 6i (в градусах
ПКВ) влияют следующие факторы.
Состав смеси. Наименьшее значение 6i соответствует составу
смеси, при котором скорость сгорания имеет наибольшее значение
(а= 0,8-0,9).
118
Рис. 3.28. Фазы процесса сгорания в двигателях с искровым зажиганием:
<о0 3—угол опережения зажигания; 6j, 0ц, 0щ — фазы процесса сгорания; Хх — коэффициент
выделения теплоты
При сильном обеднении смеси не только заметно увеличивается
но и резко ухудшается стабильность воспламенения вплоть до
появления пропусков в отдельных цилиндрах.
Вихревое движение заряда. Применение винтовых или тангенци-
альных впускных каналов позволяет создать интенсивное вихревое
движение заряда в цилиндре, что способствует увеличению мелко-
масштабной турбулентности, а это, в свою очередь, приводит к со-
кращению длительности
Степень сжатия. С ростом е увеличиваются температура и дав-
ление рабочей смеси, что способствует повышению нормальной
скорости сгорания и соответствующему сокращению длительности
Si. По этим же причинам уменьшение угла опережения зажигания
приводит к некоторому снижению 0j.
Наддув. Влияние увеличения наддува аналогично влиянию роста
е. Так как при наддуве обычно уменьшают <роз, то это обусловлива-
ет дополнительное снижение 0\.
Частота вращения. Опыты показывают, что 0i~n", где
7и=0,5...1,0. Чем сильнее возрастают мелкомасштабные пульсации
при увеличении частоты вращения п, тем меньше значение показа-
теля т.
Нагрузка двигателя. По мере закрытия дроссельной заслонки
увеличивается относительное количество ОГ и уменьшается давле-
ние рабочей смеси. Все это приводит к увеличению длительности 0\,
а также к ухудшению стабильности воспламенения.
Характеристики искрового разряда. Чем выше пробивное напря-
жение, длительность и стабильность разряда, тем меньше 0\, поэто-
119
му электронные (транзисторные) системы зажигания несколько
улучшают по сравнению с классическими контактными системами
воспламенение и сгорание, особенно на режимах разгона или при
значительном обеднении смеси.
Вторая фаза Вд называется основной фазой сгорания, ее длитель-
ность отсчитывается от конца первой фазы до момента достижения
максимального давления в цикле. Длительность 0П определяется
закономерностями крупномасштабного турбулентного горения.
Максимальная скорость распространения пламени в этой фазе сго-
рания может достигать 60...80 м/с, а доля сгоревшего топлива
80...85%. Как показывают эксперименты, Вд слабо зависит от физи-
ко-химических свойств рабочей смеси и только при очень сильном
дросселировании наблюдается некоторое увеличение 0П. Интенсив-
ность турбулентности заряда в цилиндре пропорциональна частоте
вращения, поэтому с ростом п длительность второй фазы во време-
ни уменьшается пропорционально изменению длительности всего
цикла, т. е. 6а (в градусах ПКВ) практически не изменяется. Умень-
шению длительности Вд способствует расположение свечи зажига-
ния ближе к центру камеры сгорания или установка в ней двух
свечей, а также усиление турбулизации заряда.
Опыт показывает, что при оптимальном угле опережения зажи-
гания часть основной фазы, протекающей до ВМТ, составляет
30—40% от ее общей длительности 0П.
При работе на полном дросселе т]еюа. достигается, когда основ-
ная фаза сгорания заканчивается через 12... 18 град после ВМТ, при
этом Вд=20...25 град ПКВ.
К моменту окончания второй фазы сгорание не заканчивается,
поэтому средняя температура газов продолжает возрастать, до-
стигая максимума в точке 1 (рис. 3.28).
Скорость тепловыделения в основной фазе определяет интенсив-
ность нарастания давления dpjdcp, от которой зависит так называ-
емая жесткость работы двигателя.
Третья фаза Вш, или фаза догорания, начинается в момент до-
стижения максимального давления цикла. В этой фазе смесь горит
главным образом в пристеночных слоях, где масштабы турбулент-
ных пульсаций и температура заметно меньше, чем в основном
объеме камеры сгорания. Отдельные объемы смеси догорают за
фронтом пламени, особенно когда зона турбулентного горения
имеет большую глубину. Идет выделение теплоты и от реком-
бинации молекул. Скорость тепловыделения в этой фазе уменьша-
ется, а расширение газов из-за движения поршня к НМТ увеличива-
ется, что одновременно с ростом теплоотдачи в стенки определяет
падение давления в цилиндре. На длительность вш влияют те же
120
факторы, которые воздействуют на 0Ь т. е. от которых зависит
скорость мелкомасштабного турбулентного горения. С ростом
с увеличивается доля смеси, догорающей в пристеночных слоях
и в зазорах между головкой и днищем поршня (в вытеснителях), что
оказывает решающее влияние на затягивание третьей фазы. Опре-
делить момент окончания этой фазы, характеризующийся концом
тепловыделения, без специальных расчетов и обработки индикатор-
ной диаграммы нельзя.
Основным средством изменения расположения фаз процесса сго-
рания в цикле является управление углом опережения зажигания.
Выгорание топлива по времени характеризует показанная на
рис. 3.28 кривая %x—QxIQw Коэффициент выделения теплоты j_x ра-
вен отношению количества теплоты, выделившейся к текущему мо-
менту (<2х), к теплоте, введенной в цикл с топливом (Стц=
Часть теплоты Qx путем теплоотдачи передается окружающей сре-
де, а основная часть Qxx (активное тепловыделение) расходуется на
совершение рабочим телом работы в период от начала тепловыде-
Ч>
ления в т. C^LX=и увеличение его внутренней энергии
(ДС7с_.).
Коэффициент активного тепловыделения
Таким образом, функция ^—/((р) характеризует связь между
процессом сгорания и использованием в цикле выделившейся теп-
лоты. Коэффицинт определяют путем несложных термодинами-
ческих расчетов по индикаторной диаграмме.
Например, на рис. 3.29 показаны результаты расчетного опре-
деления ДС7с--,» Ъ„ К моменту окончания второй фазы сго-
рания (точка z) выделилось 75% активной теплоты (^=0,75). Мак-
симальная средняя температура (точка Ттят) достигается через
12 град после точки гик этому моменту £„==0,915, осталь-
ные 8,5% теплоты <2тц теряются на теплоотдачу в стенки и на непол-
ноту сгорания. По мере уменьшения нагрузки снижается
и достигает своего значения дальше от ВМТ.
Коэффициенты /х и связаны между собой:
Хх— ^ах 4" (2потлс/(2гцэ
121
-20 0 20 40 60 80 100 120 <р, град ПКВ
ВМТ
Рис. 3.29. Изменение р, Т, AU и Lb зависимости от угла поворота коленчатого
вала («=9,0; л=3000 мин-1; а=1,0; полный дроссель)
где бПот.х — количество теплоты, отведенной от заряда через по-
верхности камеры сгорания за время от начала воспламенения до
текущего момента.
3.5.2. НАРУШЕНИЯ ПРОЦЕССА СГОРАНИЯ В ДВИГАТЕЛЯХ
С ИСКРОВЫМ ЗАЖИГАНИЕМ
Детонационное сгорание. Часть рабочей смеси, до которой фронт
пламени доходит в последнюю очередь, нагревается в результате
поджатия (увеличения давления от сгорания) до температуры, пре-
вышающей температуру самовоспламенения. Несмотря на это, при
нормальном сгорании самовоспламенение последней порции смеси
не происходит, так как для его развития не хватает времени. Если
же период задержки самовоспламенения по сравнению с временем
распространения пламени окажется настолько коротким, что в по-
следней порции заряда возникнут очаги воспламенения от поджа-
тия, то такое воспламенение может приобретать взрывной харак-
тер. При этом возможно возникновение и распространение по заря-
ду ударных волн, которые со своей стороны способствуют самовос-
пламенению хорошо подготовленной к нему смеси.
Сгорание в цилиндре двигателя с искровым зажиганием послед-
них порций заряда после его объемного самовоспламенения, со-
122
провождающееся возникновением ударных волн, называют детона-
ционным. Скорость ударных волн может достигать 1500 м/с, что во
много раз превышает скорость распространения фронта турбулент-
ного пламени.
При отражении ударных волн от стенок камеры сгорания воз-
никает звонкий металлический стук, который служит внешним про-
явлением детонации. На индикаторных диаграммах при детонаци-
онном сгорании регистрируются колебания давления, амплитуда
и частота которых зависят от интенсивности детонации (рис. 3.30, а,
б). При сильной детонации стуки становятся громче, увеличивается
диссоциация продуктов сгорания, мощность двигателя падает,
а в отработавших газах появляется черный дым.
Работа двигателя при сильной детонации (рис. 3.30, б) связа-
на с большими тепловыми и механическими нагрузками на ряд
деталей, в результате чего могут обгореть кромки поршней и про-
кладки головки цилиндров, а также электроды свечи. Ударные
волны разрушают масляную пленку на поверхности верхней части
цилиндра, и последняя при детонации интенсивно изнашивается.
Продолжительную работу двигателя с детонацией допускать нель-
зя. Детонация является основным препятствием повышения £ и
затрудняет применение наддува для двигателей с искровым за-
жиганием.
Подавлению детонации способствуют следующие факторы, уве-
личивающие задержку самовоспламенения последней порции за-
ряда.
Использование топлив с достаточно высоким октановым числом.
Октановое число легких фракций бензина меньше, чем у средних
и тяжелых. При интенсивном разгоне автомобиля (быстрое
открытие дроссельной заслонки) тяжелые фракции поступают
в цилиндр с некоторой задержкой, что приводит к появлению
детонации в начале разгона из-за временного снижения октанового
числа топлива, поступившего в цилиндр. Если возникающая при
Рис. 3.30. Индикаторные диаграммы при нарушениях процесса сгорания в двига-
телях с искровым зажиганием:
а — слабая детонация; б — сильная детонация; в — преждевременное воспламенение
123
разгоне автомобиля детонация несильная и быстро прекращается,
то это свидетельствует о правильной установке опережения зажи-
гания.
Уменьшение угла опережения зажигания. При этом снижаются
максимальное давление и скорость нарастания давления kpl&tp
цикла, что способствует меньшему поджатию смеси, находящейся
перед фронтом пламени. При уменьшении фоз поворотом корпуса
прерывателя-распределителя опережение зажигания снижается на
всех режимах двигателя, что ухудшает его экономические показатели.
Датчик детонации. Если детонация возникает под воздействием
случайных факторов, например при использовании бензина с недо-
статочно высоким октановым числом, то в случае применения
датчика детонации в цилиндре (цилиндрах), в котором возникла
детонация, угол опережения зажигания автоматически уменьшается
до устранения детонации. Когда действие фактора, вызвавшего
детонацию, прекращается, то система автоматически увеличивает
<роз. На режимах работы двигателя без детонации этот датчик не
изменяет
Увеличение частоты вращения. В этом случае повышается ско-
рость распространения основного фронта пламени и соответствен-
но становится меньше время развития предпламенных процессов
в последних частях заряда. С другой стороны, интенсивность этих
процессов снижается из-за большей концентрации в рабочей смеси
остаточных газов. По этим причинам с ростом п вероятность
возникновения детонации снижается.
Нагрузка двигателя. Дросселирование связано с уменьшением
давления и температуры в процессе сгорания заряда, а также с уве-
личением у. В результате этого при уменьшении нагрузки склон-
ность двигателя к детонации понижается.
Конструктивные мероприятия. Уменьшению вероятности появ-
ления детонации спосообствуют снижение е, уменьшение диаметра
цилиндра, усиление турбулизации заряда, улучшение охлаждения
последних порций заряда, уменьшение пути, проходимого фронтом
пламени от свечи до наиболее удаленных частей камеры сгорания
(например, при зажигании от двух свечей).
Преждевременное воспламенение. Вследствие разогрева от горя-
чей поверхности центрального электрода свечи головки выпускного
клапана, острых кромок поршня или головки цилиндров, а также от
тлеющих частиц нагара воспламенение смеси может возникнуть во
время процесса сжатия еще до момента появления искры. Воспла-
менившаяся от накаленных поверхностей (zw>700...800 °C) смесь
затем сгорает с нормальной скоростью, однако момент такого
воспламенения оказывается неуправляемым и наступает по мере
саморазвития процесса все раньше и раньше. Обнаружить по внеш-
ним признакам преждевременное воспламенение затруднительно,
124
так как оно возникает обычно при высокой частоте вращения,
а сопровождающие его шумы глухие.
При возникновении преждевременного воспламенения сильно
увеличиваются давление и температура, максимумы которых могут
достигаться еще до прихода поршня в ВМТ (рис. 3.30, в), что
приводит к уменьшению мощности двигателя и его перегреву.
Начавшееся преждевременное воспламенение в двигателях с впры-
скиванием бензина можно устранить выключением зажигания, так
как при этом выключится и подача топлива, а в карбюраторных
двигателях необходимо быстро закрыть дроссельную заслонку,
иначе возможен выход двигателя из строя в течение нескольких
секунд из-за прогара поршня.
Чтобы предупредить появление преждевременного воспламене-
ния, следует не допускать эксплуатации двигателя на несоответст-
вующем топливе или со свечами с недостаточно высоким калиль-
ным числом.
Воспламенение от сжатия при выключенном зажигании. В некото-
рых случаях после выключения зажигания хорошо прогретый кар-
бюраторный двигатель не останавливается и продолжает работать
на холостом ходу с пониженной частотой вращения вала, большой
нестабильностью и вибрациями. Это явление имеет место при
е>8,5, когда в конце сжатия при невысокой частоте вращения
(и=300—400 мин-1) температура смеси и располагаемое время
оказываются достаточными для самовоспламенения. Для устране-
ния возможности работы двигателя с воспламенением смеси от
сжатия одновременно с выключением зажигания в некоторых кар-
бюраторах автоматически прекращается подача топлива через си-
стему холостого хода.
3.5.3. ВЛИЯНИЕ РАЗЛИЧНЫХ ФАКТОРОВ НА СГОРАНИЕ
В ДВИГАТЕЛЯХ С ИСКРОВЫМ ЗАЖИГАНИЕМ
Для анализа процесса сгорания в двигателях чаще всего исполь-
зуются индикаторные диаграммы. Индицирование двигателей с ис-
кровым зажиганием показывает, что сгорание в последовательных
циклах протекает нестабильно, т. е. их индикаторные диаграммы на
участках сгорания отличаются (рис. 3.31). Соответственно от цикла
к циклу наблюдается разброс значений р„ dpjdip, Тт„ и длитель-
ности фаз сгорания.
Изменение характеристик индикаторной диаграммы в ста после-
довательных циклах (е=6Д; п=1500 мин-1; а=1,23; полный дрос-
сель) приведено в табл. 3.3.
Основной причиной нестабильности последовательных циклов
является случайный характер сочетания условий развития начального
125
<р
Рис. 3.31. Нестабильность последовательных циклов (е=6Д; л=1500 мин *; а=1,23;
полный дроссель)
очага горения (местные значения а и у, интенсивность и масштаб
турбулентности в зоне свечи зажигания, параметры искрового раз-
ряда). Эта особенность двигателей с искровым зажиганием затруд-
няет анализ и оценку характеристик процесса сгорания, так как
требует правильного выбора для такого анализа некоторой средней
индикаторной диаграммы.
Таблица 3.3
Показатели Значения величин
минимальное среднее максимальное
pz, МПа 3,86 5,25 6,13
^niaxj К 2520 2720 2800
01, град 9 15 17
0п. град 28 29 30
Наглах 0,87 0,874 0,89
Vi 0,37 0,386 0,392
Угол опережения зажигания <роз. оказывает большое влияние на
процесс сгорания (рис. 3.32). Каждому режиму двигателя соответ-
ствует свой неивыгоднейший угол опережения зажигания о>пзппт, при
котором основная фаза процесса сгорания 0П располагается мак-
симально близко к ВМТ и двигатель работает с наилучшей эффек-
тивностью, т. е. развивает наибольшую для данного режима мощ-
ность и, следовательно, имеет наименьший удельный расход топ-
лива. Угол фо.ЗЛ11Г зависит от длительности фаз (в первую очередь Oj)
процесса сгорания: чем она больше, тем раньше необходимо поджи-
гать смесь. В то же время при увеличении <роз возрастает и 0Ь что
связано с ухудшением условий воспламенения смеси из-за уменьше-
ния ее температуры и давления в момент проскакивания искры,
а также из-за некоторого снижения энергии искры. Поэтому при
большом обеднении смеси или при сильном дросселировании
Фоллт выбирается с учетом требований к стабильности воспламене-
ния и сгорания в последовательных циклах, т. е. устанавливается
фол.<фоа.опг- При работе на полном дросселе увеличение tpOJ, связано
с опасностью появления детонации из-за роста pz и Гт„.
126
Рис. 3.32. Влияние <pOJ3 на длительность фаз процесса сгорания
(«=9,5; л=2000 мин-1; а= 1,0;----полный дроссель;----------^„=0,47)
Система зажигания обеспечивает автоматическое изменение
Фол. в зависимости от режима работы двигателя и его температур-
ного состояния. Применение датчиков детонации позволяет исклю-
чить потери из-за необходимости устанавливать ф0.з.<фо.з.опт> что-
бы компенсировать производственные отклонения характеристик
автоматов опережения зажигания, снижение фактического октано-
вого числа бензина и т. п.
Состав смеси. Изменение а влияет на количество теплоты и ско-
рость ее выделения при сгорании топлива. Состав смеси оказывает
сильное влияние и на токсичность ОГ (см. 8.3). При а=0,85—0,95
значения ft, 0а и достигают минимума, a pz и р,- — максимума
(рис. 3.33), так как при этом в цилиндре выделяется наибольшее
количество теплоты, высоки скорость сгорания и значение коэф-
фициента молекулярного изменения. Обеднение бензовоздушной
смеси сопровождается увеличением но при а> 1,1...1,3 процессы
воспламенения и сгорания резко ухудшаются и заметно увеличива-
ется неравномерность последовательных циклов. Газовые топлива,
особенно водород, имеют более широкие пределы воспламеняемо-
сти и поэтому позволяют эффективно сжигать сильно обедненные
смеси. Например, при использовании в качестве топлива водорода
двигатель работает с при а «2,5 и развивает pim„ при а «1,0.
Значения а, соответствующие максимумам pt и tjh зависят от нагру-
зочного и скоростного режимов работы двигателя (см. 9.2.1).
127
Рис. 3.33. Влияние а на дли-
тельность фаз процесса сго-
рания (е=8,9; л=3000 мин-1;
полный дроссель)
При работе двигателя изменение а
обеспечивается системой топливопода-
чи автоматически.
Нагрузка. Дросселирование при не-
изменном скоростном режиме понижа-
ет давление цикла и увеличивает у, что
ухудшает условия воспламенения, по-
этому возрастает Oj. При значительном
дросселировании ухудшается и нерав-
номерность последовательных циклов,
что вызывает необходимость обогаще-
ния смеси для улучшения ее воспламе-
нения искрой. Ухудшение сгорания на
малых нагрузках является большим не-
достатком двигателей с искровым за-
жиганием, так как оно влечет за собой
перерасход топлива и большие выбро-
сы с отработавшими газами СО и СН.
Частота вращения. При увеличе-
нии п возрастает скорость смеси в кла-
панной щели и при перетекании из вы-
теснителей, поэтому усиливается тур-
булизация заряда. Это в сочетании с улучшением смесеобразования
приводит к тому, что 0П ~ const. Что же касается длительности 0i, то
она возрастает, поэтому при увеличении п требуется увеличить <ро,3,.
С другой стороны, с ростом п несколько затягивается фаза догора-
ния 0щ, однако это компенсируется снижением относительной поте-
ри теплоты в стенки. В целом с ростом п эффективность сгорания
улучшается.
Форма камеры сгорания. Турбулизация, которая возникает в про-
цессе впуска, может быть сохранена и даже усилена при перетекании
заряда из цилиндра в камеру сгорания в конце такта сжатия. Этому
способствуют вытеснители, которые представляют собой зазоры
между поверхностью головки цилиндров и днищем поршня. В зави-
симости от общей конструктивной схемы двигателя камерам сгора-
ния придают различную компактную форму (рис. 3.34), при этом
вытеснители располагают так, чтобы усилить турбулизацию заряда
в зонах, до которых фронт пламени от свечи доходит в последнюю
очередь. Такое расположение вытеснителей способствует ускорен-
ному догоранию смеси. Площадь вытеснителей обычно не превы-
шает 30...40% площади поршня, так как при большей величине
вытеснителей относительное количество находящейся в них интен-
сивно охлаждаемой и плохо сгорающей смеси оказывается зна-
чительным, что приводит к ухудшению тепловыделения и сниже-
нию th-
128
Рис. 3.34. Схемы камер сгорания двигателей с искровым зажиганием:
а—полисферичесхая; б — плоскоовальная; в — клиновая; г — полуклиновая; д—шатровая;
1 — вытеснитель
При выборе места расположения свечи стремятся к тому, чтобы
обеспечивалась хорошая очистка зоны свечи от ОГ, для чего к
ней направляют часть потока смеси, поступившей через впускной
клапан.
Кроме того, свечу следует размещать как можно ближе к центру
камеры сгорания, чтобы сократить путь пламени до наиболее уда-
ленных ее точек.
Например, шатровая камера (рис. 3.34, д) с центральным рас-
положением свечи обеспечивает большую поверхность фронта
пламени и соответственно высокую скорость тепловыделения.
Четыре или пять клапанов, размещаемые в такой камере, позволя-
ют получить высокое значение т]» при большой частоте вращения,
9 — 4664
129
поэтому она все чаще применяется в двигателях с искровым зажига-
нием.
Степень сжатия. Чем больше £, тем соответственно больше
степень расширения газов. Возрастает давление и температура ра-
бочей смеси в момент искрового разряда, что способствует увеличе-
нию его энергии. Вторым положительным фактором является сни-
жение у. По этим причинам увеличение е улучшает условия восп-
ламенения смеси (сокращается 0j) и расширяет пределы возможного
обеднения смеси. Большие значения давления и температуры в про-
цессе сгорания обусловливают повышение скорости сгорания в ос-
новной фазе и приближение ее окончания к ВМТ. Все это приводит
к тому, что с увеличением е уменьшается фо.э.опг, а гъ возрастает.
С другой стороны, при больших значениях е возрастает отношение
поверхности камеры сгорания к ее объему, а это означает, что
количество смеси в пристеночных слоях и в вытеснителях увеличи-
вается, т. е. доля смеси, догорающей в третьей фазе, будет больше.
Главным препятствием увеличению £ является детонация.
Наддув. При наддуве бензиновых двигателей их степень сжатия
понижают до е=8...9, т. е. примерно на единицу, а давление рж уве-
личивается до 0,13...0,2 МПа. Литровая мощность повышается на
30—50%, поскольку </>оз. < 9>0.3.0пт-
При использовании для двигателей с турбонаддувом бензина
с достаточно высоким октановым числом с увеличением рж и Т* дли-
тельность первой фазы сгорания и <ро_3 снижается примерно на
1—1,5 град ПКВ на каждые 0,01 МПа роста р3. Длительность 0а при
увеличении рт практически не изменяется. Наддув от приводного
нагнетателя не вызывает увеличения противодавления на выпуске
и в этом случае ва с ростом рж имеет тенденцию к небольшому
снижению. Наддув вызывает нарушение процесса сгорания из-за
детонации. Для ее устранения понижают степень сжатия и угол
опережения зажигания. В этом же направлении действует охла-
ждение наддувочного воздуха после нагнетателя и обогащение
смеси.
Эффективным способом борьбы с детонацией при над дуве явля-
ется понижение фактической степени сжатия в цикле Аткинсона
путем позднего закрытия впускного клапана (см. 3.1.4). При этом
для достижения требуемой мощности давление наддува необ-
ходимо повысить, в то же время сохраняется степень расширения,
а значит не ухудшается топливная экономичность.
Независимо от целей использования наддува (улучшение тягово-
скоростных свойств автомобиля при повышении его эксплуатацион-
ной топливной экономичности) всегда ищут оптимальное сочета-
ние iVh, в, р„ а, <рол при условии обеспечения бездетонационного
сгорания.
130
Расслоение заряда при впрыскивании бензина в цилиндр. Так же как
в двигателях традиционной конструкции, процесс сгорания при
впрыскивании в цилиндр и расслоении смеси сильно зависит от
турбулизации заряда. Возникающее при впуске вертикальное дви-
жение заряда вниз, определяемое прямым впускным каналом, при
взаимодействии потока со специально спрофилированной камерой
сгорания изменяет свое направление на обратное, т. е. заряд про-
должает движение, но уже вверх. В конце такта сжатия этот вер-
тикальный вихрь распадается, усиливая турбулентное движение за-
ряда. Степень такой трансформации движения также зависит от
формы камеры сгорания.
Горизонтальный вихрь способствует сохранецию облака рассло-
енной смеси, т. е. препятствует чрезмерному увеличению его раз-
меров, а следовательно, предотвращает переобеднение смеси в го-
рючей части заряда. И в поддержании интенсивности горизонталь-
ного вихря форма камеры сгорания также играет свою роль.
Таким образом, выбор формы камеры сгорания заключается
в нахождении компромисса с целью максимального удовлетворения
требований к рациональной организации расслоения заряда, его
воспламенения и сгорания.
Скорость сгорания (и тепловыделения) расслоенного заряда
выше, чем у гомогенной смеси (рис. 3.35), поэтому углы опереже-
ния зажигания и межцикловая нестабильность заметно уменьша-
ются. Это вместе с увеличением а обеспечивает рост индикатор-
ного КПД. Кроме того, при расслоении заряда часть поверхности
теплообмена омывается негорючей частью заряда, которая имеет
меньшую температуру, что обусловливает уменьшение потери
р,
МПа 3,5
3,0
2,5
2,0
1,5
1,0
gfQ0,5
d<p 0
Дж/град зо
20
10
0
~10 -60 0 60 120
<р, град ПКВ
Рис. 3.35. Изменение давления и скорости тепловыделения при непосредственном (7)
и распределенном (2) впрыскивании бензина
9*
131
теплоты на теплоотдачу в стенки, а значит, также способствует
росту индикаторного КПД.
Максимальное обеднение смеси требуется на режимах холостого
хода. Поскольку двигатель работает с полностью открытой дрос-
сельной заслонкой, то сильно падает температура в цилиндре,
а также на выпуске и в нейтрализаторе. Чтобы избежать недопусти-
мого для нейтрализатора снижения температуры, степень рецир-
куляции увеличивается примерно до 30%. При этом уменьшается
образование в цилиндре NOX и СИ, а температура в нейтрализаторе
поддерживается на приемлемом уровне. Максимальное значение
а на холостом ходу доходит до 3...3,5 (при большой рециркуля-
ции ОГ).
При непосредственном впрыскивании и расслоении заряда ста-
билизация процесса сгорания позволяет по сравнению с распреде-
ленным впрыскиванием снизить частоту вращения на холостом
ходу примерно на 100 мин-1, а часовой расход топлива уменьшить
почти на 40%.
По мере увеличения нагрузки (при полностью открытой дрос-
сельной заслонке) расслоенный заряд удается обогатить до а» 1,5.
При дальнейшем обогащении, так же как и в дизеле, на выхлопе
наблюдается дымление. Это требует перехода к гомогенной сме-
си и количественному регулированию нагрузки. Таким образом,
управление нагрузкой носит комплексный и довольно сложный
характер.
Наиболее простую схему управления нагрузкой предлагает
фирма BOSCH. При нажатии на педаль газа сначала дроссельная
заслонка остается полностью открытой, подача бензина увеличи-
вается, а состав смеси при расслоении заряда обогащается. Затем,
примерно при а =1,5, дроссельная заслонка резко прикрывается,
впрыскивание становится ранним, и двигатель переводится на
работу на гомогенной стехиометрической смеси с количественным
регулированием нагрузки. При переходе из области расслоенного
заряда к гомогенному система управления обеспечивает плавное
(без рывков) изменение крутящего момента. Реализовать эту схему
во всем диапазоне частот вращения не имеет смысла, так как
при этом значительно усложняется проблема смесеобразования при
расслоении заряда, а средний эксплуатационный расход топлива
уменьшается несильно. Поэтому большинство фирм используют
расслоение заряда в основном в области режимов ездового цикла
(см. 8.3).
Например, фирма Toyota при низких и средних частотах враще-
ния после увеличения нагрузки в области расслоенных зарядов до
а» 1,5 (качественное регулирование нагрузки) сначала переходит на
работу с полурасслоенным зарядом (а=1,5...1,3 и двустадийное
впрыскивание), затем к бедным смесям (а= 1,3...!,0), далее к стехи-
132
ометрическим смесям (количественное регулирование нагрузки) и,
наконец, если это необходимо, смесь обогащается до мощностного
состава. Напомним, что такое управление нагрузкой требует нали-
чия электронной педали газа, которая по мере нажатия на нее
изменяет положение дроссельной и вихревой заслонок по сложному
закону.
Для перехода от расслоенного заряда с а» 1,5 к гомогенному
заряду а= 1,5... 1,3 может потребоваться переходная зона с полурас-
слоенным зарядом. В этом случае большая часть цикловой подачи
впрыскивается в начале такта впуска, образуя смесь с а> 1,5. Такая
смесь искрой не поджигается, поэтому в конце сжатия впрыскивает-
ся вторая, меньшая часть цикловой подачи (рис. 3.36, а), которая
образует облако хорошо воспламеняющейся смеси, она, как и в слу-
чае расслоенного заряда, перемещается в зону свечи, где и поджига-
ется искрой, а затем образовавшийся большой фронт пламени
распространяется по бедной смеси.
При работе без дросселирования на расслоенной бедной смеси
шум при впуске и сгорании больше, чем при работе на гомогенной
смеси, так как увеличение давления в цилиндре вызывает повыше-
ние газовых сил, которые приводят к флуктуации скорости колен-
чатого вала, несмотря на то что сгорание происходит с мень-
шими межцикловыми колебаниями. Шум при сгорании расслоен-
ного заряда может быть уменьшен путем повышения степени
рециркуляции ОГ и, следовательно, уменьшения скорости тепло-
выделения.
Впрыскивание бензина в цилиндр позволяет увеличить степень
сжатия до 12...13, т. е. разница между дизелями и двигателями
с зажиганием от искры по этому параметру, по существу, исчезает.
Во-первых, этому способствует снижение температуры заряда
в цилиндре в результате испарения бензина и возрастание скорости
сгорания за счет повышенной турбулизации заряда.
Во-вторых, увеличение степени сжатия можно обеспечить ис-
пользованием двустадийного впрыскивания. Первая часть цикловой
дозы (20...40%) впрыскивается на такте впуска (рис. 3.36, б), образуя
Рис. 3.36. Двустадийное впрыскивание бензина в цилиндр:
а — средняя нагрузка (улучшение воспламенения); б — полная нагрузка (предотвращение
детонации); в — режим прогрева (прогрев нейтрализатора);---давление;-----впрыски-
вание бензина
133
бедную смесь, в которой преддетонационные процессы развиваются
медленнее, чем в обогащенной (мощностной) смеси. Затем в конце
такта сжатия (50...80 град до ВМТ) впрыскивается остальное топ-
ливо, но для развития преддетонационных процессов в этом топ-
ливе не хватает времени, что и обеспечивает в итоге бездетонацион-
ную работу двигателя.
Для быстрейшего достижения требуемой рабочей температуры
в нейтрализаторе и снижения выбросов СН после холодного пуска
двигателя используется двустадийное сгорание, для чего первая
часть цикловой дозы впрыскивается в конце сжатия (для получения
расслоенного заряда), а вторая — в середине рабочего хода (рис.
3.36, в). Воспламенение этой части топлива обеспечивается высокой
температурой газов и наличием в них большого количества кисло-
рода.
Форкамерно-факельное зажигание. Некоторое применение нахо-
дили разделенные камеры и форкамерно-факельное зажигание (рис.
3.37). В предкамере (форкамере) небольшого объема (Vk/Vc=
=0,03...0,4) устанавливаются свеча зажигания и небольшой впуск-
ной клапан, через который подается сильно обогащенная смесь (&=
=0,1...0,2). В основной камере имеется свой впускной клапан, через
который на большинстве режимов в нее поступает обедненная смесь
(ai > 1,4). Камеры соединены между собой одним или несколькими
каналами с небольшим проходным сечением.
В конце сжатия в результате смешения с поступившей из цилин-
дра обедненной смесью в форкамере образуется обогащенная
Рис. 3.37. Схема карбюраторного двигателя
с форкамерно-факельным зажиганием
134
(а®0,6...0,8) смесь, обеспечивающая наиболее благоприятные усло-
вия воспламенения и развития начального очага горения. Давление
в форкамере быстро повышается и продолжающие гореть активные
пламенные газы с высокими скоростями выбрасываются в основ-
ную камеру сгорания. В последней на границах вытекающих факе-
лов обедненная смесь хорошо воспламеняется одновременно во
многих точках. Хорошему сгоранию обедненной смеси способству-
ет дополнительная Турбулизация, генерируемая выбрасываемыми
с большой скоростью факелами.
Такая организация процесса сгорания позволяет получить хо-
рошие экономические и мощностные показатели на частичных
нагрузках при небольших выбросах СО и NOX. В то же время
двигатели с форкамерно-факельным зажиганием отличаются по-
вышенной сложностью, плохими условиями работы свечи зажига-
ния, неравномерным распределением по цилиндрам форкамерной
смеси.
3.6. ПРОЦЕССЫ СМЕСЕОБРАЗОВАНИЯ И СГОРАНИЯ
В ДИЗЕЛЯХ
3.6.1. ВПРЫСКИВАНИЕ И РАСПЫЛИВАНИЕ
Процесс подачи топлива в дизеле. Характеристики впрыскива-
ния. Для осуществления действительного цикла в конце процесса
сжатия (до прихода поршня в ВМТ) топливной системой (ТС)
в камеру сгорания начинает подаваться топливо. На дизелях
используются два типа ТС: непосредственного действия и аккуму-
ляторные (их работа и особенности конструкции рассмотрены
в 5.1.4). У обоих типов ТС впрыскивание (истечение) топлива
в цилиндр происходит из распылителя форсунки под действием
перепада давлений в канале перед распыливающими отверстиями
и в камере сгорания — давления впрыскивания. Проходные (дрос-
селирующие) сечения распылителя и давление впрыскивания изме-
няются в процессе подачи, поэтому будут также переменными
скорости истечения и массовые (объемные) секундные расходы топ-
лива. Их значения и характер изменения по времени (градусы
поворота коленчатого вала) зависят от конструкции ТС, режимов ее
работы и свойств топлива.
Для эффективного протекания последующих рабочих процессов
подача топлива в дизеле должна удовлетворять следующим требо-
ваниям.
Необходимо осуществлять впрыскивание топлива в течение
строго определенной фазы цикла. Начало подачи, характеризуемое
углом опережения впрыскивания, и конец подачи, зависящий от
135
продолжительности впрыскивания, должны обеспечивать наиболее
полное использование теплоты топлива. Для автотракторных дизе-
лей на полных нагрузках углы опережения впрыскивания 5...30°,
а продолжительность подачи топлива 20...45 град ПКВ.
Следует отметить, что в традиционных системах не всегда уда-
ется обеспечить оптимальные моменты начала и окончания впры-
скивания на всех возможных режимах работы дизеля. В этом случае
стремятся установить наиболее выгодные (оптимальные) фазы
впрыскивания на наиболее часто встречающихся в эксплуатации
режимах.
Использование ТС с электронным управлением, обеспечиваю-
щих управление углом опережения и давлением впрыскивания, по-
зволяет приблизить фазы впрыскивания к их оптимальным вели-
чинам во всем диапазоне рабочих режимов.
При впрыскивании должно обеспечиваться требуемое качество
распиливания и распределения топлива в камере сгорания. Это
обусловлено тем, что после попадания в камеру сгорания топлива
необходимо быстрое протекание последующих физических и хи-
мических процессов: нагревание, испарение, смешение, окисление
и др.
Желательно, чтобы изменение объемной скорости подачи топ-
лива в процессе впрыскивания отвечало определенным условиям,
которые изложены ниже при рассмотрении типов характеристик
впрыскивания.
Необходимо, чтобы впрыскивание топлива заканчивалось резко.
Недопустимо подтекание топлива из распылителя и наличие допол-
нительных неуправляемых подвпрыскиваний после окончания ос-
новной подачи.
Цикловая подача должна соответствовать нагрузочному и ско-
ростному режимам двигателя, при этом необходимо обеспечивать
идентичность протекания процесса подачи топлива во всех циклах
и во все цилиндры дизеля.
Для оценки параметров процесса впрыскивания и определения
количества топлива, поступившего из распылителя, пользуются
дифференциальной и интегральной характеристиками впрыскива-
ния.
Дифференциальная характеристика впрыскивания представля-
ет собой зависимость объемной (или массовой) скорости подачи
топлива из распылителя форсунки от времени или угла поворота
кулачкового вала топливного насоса высокого давления. При
анализе рабочих процессов двигателя дифференциальную харак-
теристику впрыскивания строят в зависимости от угла поворота
коленчатого вала двигателя (рис. 3.38, кривая /). По оси абсцисс
отложены углы поворота коленчатого вала, по оси ординат —
величина объемной подачи топлива на градус угла поворота
136
Рис. 3.38. Дифференциальная (/) и интегральная (2)
характеристики впрыскивания
коленчатого вала ф,вп, фтвп, фвц, фо.вп — моменты начала,
конца, продолжительности и угла опережения впрыскивания топ-
лива.
Интегральная характеристика впрыскивания определяет коли-
чество топлива, поступившего из распылителя форсунки с начала до
любого момента подачи. Если обозначить зависимость дифферен-
циальной характеристики впрыскивания от угла поворота /(ф), то
впрыснутый объем топлива
<р
Р.п = J
^н.вп
(3.13)
Графически величина Квп представляет собой заштрихованную
площадь на рис. 3.38, а интегральная характеристика впрыскивания
показана кривой 2. При этом по оси ординат откладывают объем
Ивц топлива, поступившего из распылителя. В случае ф=ф„п на
интегральной характеристике впрыскивания получим все количест-
во топлива, поданного в цилиндр дизеля на один цикл
которое называют цикловой подачей. Объем (мм3 или см3) опре-
деляется скоростным и нагрузочным режимами работы дизеля. При
известной плотности топлива рт цикловую подачу (мг и г) можно
определить из выражения
G^=p^Vv (3.14)
Как видно из рис. 3.38, характеристика впрыскивания позволяет
определить не только количество топлива, поступившего из рас-
137
пылителя, но также действительные фазы и продолжительность
впрыскивания. Кроме того, если известны параметры распилива-
ющих отверстий, то по данным характеристики впрыскивания
и формулам гидравлики можно рассчитать скорости истечения и пе-
репады давления, определяющие эти скорости, а также кинетичес-
кую энергию вытекающей струи. При проведении указанных рас-
четов процесс впрыскивания разбивают на ряд участков, для кото-
рых истечение принимают квазиустановившимся и все параметры
осредняют.
Рассмотрим наиболее типичные виды характеристик впрыскива-
ния (рис. 3.39). У характеристики впрыскивания, приведенной на
рис. 3.39, а, скорость подачи нарастает монотонно и впрыскивание
заканчивается достаточно резко. В случае характеристики на рис.
3.39, б количество топлива, подаваемого на начальном участке,
меньше, чем для характеристик на рис. 3.39, а.
Характеристики с малым нарастанием скорости подачи наибо-
лее приемлемы для дизелей, у которых топливо подается в объем
камеры сгорания. У характеристики впрыскивания (рис. 3.39, в)
велика скорость подачи вначале, а также большая часть топлива
впрыскивается с убывающей скоростью. Объем топлива, подава-
емого с нарастающей скоростью, соответствует площади 1, а с убы-
вающей скоростью — площади 2.
У характеристики впрыскивания (рис. 3.39, г) растянут конец
подачи, на рис. 3.39, д характеристика впрыскивания имеет основ-
ное (кривая 5) и дополнительное (кривая 4) впрыскивания топлива.
Дополнительное неуправляемое впрыскивание (подвпрыскивание)
может возникать на некоторых режимах работы из-за волновых
явлений в линии высокого давления ТС. В этом случае оно крайне
нежелательно, так как теплота топлива, поданного после ВМТ,
выделяется на линии расширения и поэтому используется неэф-
фективно. Однако на дизелях с нейтрализаторами на некоторых
режимах, например при пуске и прогреве, работе на холостом
ходу и малых нагрузках, специально организуется дополнитель-
ная подача топлива на пинии расширения для увеличения темпера-
туры ОГ, что обеспечивает более быстрое прогревание нейтра-
лизатора и поддержание в нем необходимого температурного
режима.
На рис. 3.39, е перед основным впрыскиванием (кривая б) пред-
варительно подается часть цикловой подачи (запальная доза, кри-
вая 5), что обеспечивает последующее более плавное сгорание ос-
новной дозы топлива и возможность использования в качестве
основного топлива с низким ЦЧ или водотопливные эмульсии.
Целесообразными могут быть характеристики впрыскивания, когда
имеет место предварительная, основная и дополнительная подачи
топлива.
138
ф, град
ф, град
Рис. 3.39. Различные виды (а...е) дифференциальных характеристик
впрыскивания
Возможно также основную подачу осуществлять в виде отдель-
ных следующих друг за другом порций топлива. Получение не-
скольких или ряда раздельных впрыскиваний и управление момен-
тами их подачи осуществимо только при применении аккумулятор-
ных ТС с электронным управлением.
Распад струи топлива и параметры, принятые для характеристики
мелкости и однородности распиливания. При истечении жидкости
через отверстия малых размеров в пространство, заполненное га-
зом, происходит распад струи с последующим образованием ка-
пель, имеющих различные диаметры.
Рассмотрим распад струй, вытекающих из круглых отверстий
с различными скоростями. При движении потока в распиливающем
отверстии на поверхности жидкости возникают начальные возму-
щений. При малых скоростях истечения эти возмущения приводят
139
к появлению осесимметричных колебаний, возрастание амплитуды
которых разрывает струю с образованием отдельных капель. Рост
амплитуды колебании обусловлен различной силой давления газа
на выступы и впадины, образовавшиеся на внешней поверхности
струи. С увеличением скорости истечения струя теряет устойчи-
вость, возникают волновые деформации ее оси, что приводит к вол-
новому распаду. При истечении струи с еще большими скоростями
начинается распад с образованием большого количества капель
непосредственно вблизи распиливающего отверстия. Такой распад
струи называется распиливанием. Граница перехода от одной
формы распада к другой зависит, следовательно, от скорости ис-
течения, а также от физических свойств жидкости и начальных
возмущений, возникающих в потоке при его движении в распыли-
теле.
Распыливание струи на мелкие капли резко увеличивает по-
верхность жидкости. Отношение поверхностей образовавшегося
множества капель к единичной капле той же массы примерно
равно корню кубическому из количества капель. Общее количество
капель в результате распиливания достигает (0,5...20) • 10б, что
дает увеличение поверхности приблизительно в 80...270 раз. По-
следнее обеспечивает быстрое протекание процессов тепло- и мас-
сообмена между каплями и воздухом в камере сгорания, имеющим
высокую температуру.
В процессе впрыскивания, как это следует из рис. 3.39, скорость
истечения топлива из распылителя изменяется в широких пределах,
поэтому могут иметь место все три вида распада струи. Основным
видом распада, при котором происходит дробление на капли боль-
шей части подаваемого топлива, является распыливание.
У некоторых автотракторных дизелей с разделенными камерами
сгорания в топливоподающих системах применяют штифтовые рас-
пылители. В этом случае топливо вытекает в камеру сгорания через
кольцевую щель, образованную поверхностями штифта и корпуса
распылителя. Движение этого топлива на начальном участке идет
как бы по поверхности конуса. В результате колебаний, возника-
ющих на поверхности топлива, и уменьшения толщины пленки из-за
увеличения боковой поверхности конуса происходит ее распад
с дальнейшим образованием капель различных размеров.
Определяющими в процессе распиливания жидких струй явля-
ются начальные возмущения в потоке топлива, возникающие при
его движении в распылителе. Величина начальных возмущений
зависит от конструкции распылителя, скорости течения топлива
в его каналах и дросселирующих сечениях, геометрической формы
распыливающих отверстий, остроты их входных кромок и физичес-
ких свойств жидкости.
Под действием начальных возмущений и сил аэродинамического
сопротивления струя разрывается на отдельные частицы, нити,
140
крупные и мелкие капли. Частицы, двигаясь далее в газовой среде,
деформируются под действием аэродинамических сил и сил поверх-
ностного натяжения. Последние способствуют разрыву пленок и ни-
тей топлива и образованию капель. Крупные капли, двигаясь с
большими скоростями в плотной газовой среде, также начинают
деформироваться и под действием сил аэродинамического сопро-
тивления могут дробиться на более мелкие. Деформации и распаду
капель препятствуют силы поверхностного натяжения и вязкость,
поэтому процесс дробления продолжается до тех пор, пока силы,
стабилизирующие каплю, не станут больше сил, вызывающих ее
распад.
Скорость движения частиц топлива по сечению струи и в отдель-
ные моменты впрыскивания различна, отличаются также условия
движения частиц струи, пленок, нитей и капель в объеме камеры
сгорания. В результате образуется широкий спектр диаметров ка-
пель. Для оценки дисперсности распиливания, получаемой общей
поверхности и количества капель пользуются средними диамет-
рами. Наибольшее применение находят среднеобъемный d^ и сред-
ний диаметр капель по Заутеру d3.
Среднеобъемный диаметр капель используют для оценки мелко-
сти распиливания и фактического количества образующихся ка-
пель. Он находится из условия равенства количества капель и сумм
объемов капель фактических и средних размеров. Средний диаметр
капель по Заутеру находится из условия равенства сумм поверх-
ностей и сумм объемов капель фактических и средних размеров.
Следовательно, средний диаметр капель по Заутеру может быть
использован для расчетов нагревания и испарения капель в рас-
пыленной струе, так как нагреваемый объем и тепловоспринима-
ющая поверхность у фактических и средних капель будут оди-
наковыми. Уменьшение величины средних диаметров капель указы-
вает на более мелкое распиливание топлива.
Средние диаметры не могут достаточно полно характеризовать
однородность распиливания. Одно и то же значение среднего диа-
метра можно получить для капель с широким диапазоном истинных
размеров и для капель, диаметры которых равны среднему диамет-
ру. Для одновременной оценки мелкости и однородности распили-
вания пользуются графическими зависимостями между диаметрами
капель и их относительным содержанием. Такие зависимости назы-
вают характеристиками распиливания. При построении суммарных
характеристик распиливания по оси абсцисс откладывают диамет-
ры капель, а по оси ординат — отношение объема капель, имеющих
диаметры от минимального до данного, к объему всех капель. Это
отношение обозначим П, следовательно, для максимального диаме-
тра капель суммарный относительный объем капель равен единице.
Зависимость Q=f(dt) на рис. 3.40 соответствует кривой 1. Чем круче
141
и ближе к оси ординат располагается суммарная характеристика
распиливания, тем мельче и однороднее распылено топливо. Вме-
сто объемов по оси ординат можно откладывать относительную
массу капель.
Характеристики распиливания строят и в виде кривых частот
относительных объемов (масс.) капель в зависимости от их диамет-
ров (кривая 2 на рис. 3.40). Они получаются дифференцированием
суммарных характеристик распиливания. Улучшение мелкости
и однородности распиливания соответствует смещению максимума
кривой частот в направлении оси ординат и увеличению относи-
тельных объемов более мелких капель.
Развитие и структура распыленной струи топлива. При впрыски-
вании возникает совокупность движущихся капель.
Распыленную струю обычно характеризуют следующими геоме-
трическими размерами (рис. 3.41): длина струи топлива Lm ширина
Веги угол рассеивания уст. Развитие струи оценивается также скоро-
стью движения ее переднего фронта wCT.
Важное значение имеет структура струи, т. е. распределение
топлива в ее поперечных сечениях и по длине. Опыты показывают,
что распределение капель в струе, а следовательно, и локальных
концентраций топлива весьма неравномерное. Капли, образовавши-
еся в начале впрыскивания, встречая плотную неподвижную газо-
вую среду, быстро теряют скорость и в дальнейшем перемещаются
лишь в результате движения газа. Последний, получая энергию от
капель, начинает двигаться вдоль оси струи. Последующие капли
ютивление и имеют большие начальные
скорости по выходе из отверстия распы-
лителя. Они догоняют и оттесняют затор-
моженные капли к периферии во внешние
слои струи. Эти процессы торможения
капель и оттеснения их к периферии про-
исходят непрерывно в переднем фронте
в процессе развития струи. В результате
в поперечных сечениях струи скорость
движения капель и их количество воз-
растают по мере приближения к оси
струи. На рис. 3.41 показано распределе-
ние топлива (кривая 7) и скорости движе-
ния частиц (кривая 2) в поперечном сече-
нии суруи, там же условно нанесены
внешние 3 и внутренние 4 слои распылен-
ной струи.
Все величины, характеризующие раз-
витие струи, изменяются во времени по
мере подачи топлива (рис. 3.42). Длина
встречают меньшее
Рис. 3.40. Суммарная кри-
вая распиливания и кривая
частот
142
Рис. 3.41. Схема струи распыленного топлива
L„ и ширина В„ увеличиваются по мере развития струи. Скорость
переднего фронта на начальном участке резко возрастает, а затем
убывает. На среднем участке подачи может наблюдаться нараста-
ние скорости wCT, если на этом участке повышается скорость истече-
ния топлива из распылителя.
Влияние различных факторов на мелкость распиливания, развитие
и структуру струи. На рис. 3.43 приведены характеристика впрыски-
вания, микрофотографии с отпечатков капель, соответствующие
различным моментам подачи топлива, и изменение средних диамет-
ров <4б и da, полученных экспериментально. Характеристика впры-
скивания построена в зависимости от угла поворота кулачкового
вала насоса. Из рисунка видно, что средние диаметры капель нахо-
дятся в обратной зависимости от скорости истечения топлива.
Следовательно, на мелкость и однородность распыливания сущест-
венно влияет давление впрыскивания. У традиционных ТС давление
зависит от ряда конструктивных параметров (диаметра плунжера,
профиля топливного кулачка, суммарной площади распиливающих
отверстий и др.), ее регулировок и режимов работы. На начальном
Рис. 3.42. Изменение геометрических параметров струи
и скорости ее переднего фронта в зависимости от времени
143
Рис. 3.43. Изменение объемной подачи топлива и средних диаметров капель в про-
цессе впрыскивания
участке впрыскивания топлива мелкость и однородность распили-
вания зависят от давления — начала подъема иглы в распыли-
теле (см. 5.2). Давление для выбранных размеров запирающего
конуса иглы и седла определяется силой, удерживающей иглу от
перемещения. Для форсунок с пружинным запиранием величину
сил, а следовательно, и давление р$о можно регулировать, изменяя
предварительную затяжку пружины. С ростом р^, распиливание
топлива улучшается. Давление р$о может снижаться при эксплу-
атации, что ведет к увеличению диаметров капель.
В случае аккумуляторных ТС давление впрыскивания определя-
ется давлением в аккумуляторе, величину которого можно изменять
или оставлять постоянной в соответствии с требованием обеспече-
ния наилучших экономических и экологических характеристик дизе-
ля. Опыты показывают, что с ростом рт распыливание вначале
улучшается более существенно. В области высоких давлений рт>
>150... 180 МПа улучшение мелкости и однородности распилива-
ния менее существенно. Объясняется это тем, что образующиеся
возле распиливающих отверстий капли малых диаметров в даль-
нейшем дробиться не будут, так как стабилизирующие силы по-
верхностного натяжения превысят внутренние и внешние силы,
стремящиеся вызвать распад капель.
В проходных сечениях распылителя возникает турбулизация по-
тока топлива. Увеличение энергии вихрей и турбулентных пуль-
саций способствует дроблению струи и улучшает мелкость и одно-
родность распиливания, а также увеличивает угол рассеивания
струи топлива. Поэтому распыливание улучшается при более ост-
144
рой входной кромке у распиливающего отверстия. В процессе
эксплуатации происходит сглаживание входных кромок. В резуль-
тате мелкость распыливания несколько ухудшается. На распилива-
ние влияет также отношение длины /с распыливающего отверстия
к его диаметру сЦ. Более мелкое распиливание получается при /с/<4=
= 3...4. У отверстий с большей длиной успевают затухать возмуще-
ния, создаваемые в потоке входной кромкой. В случае коротких
отверстий уменьшается турбулизация потока при его движении
в самом отверстии.
Один из основных факторов, определяющих длину струи,— ки-
нетическая энергия топлива, вытекающего из распылителя. Она
зависит от массы топлива и скорости истечения, которые определя-
ются формой характеристики впрыскивания (или давлением рас-
пыливания) и проходным сечением распиливающего отверстия,
поэтому характеристика впрыскивания существенно влияет на раз-
витие и длину струи топлива. Чем резче нарастает скорость подачи
в начале впрыскивания, тем больший путь будет проходить струя на
этом участке.
В случае, когда цикловая подача впрыскивается отдельными
порциями, следующими друг за другом, длина струи будет меньше,
так как между движущимися распадающимися на капли порциями
заходит газ из КС, в результате чего сопротивление движению
струи возрастает.
Конструкция распылителя оказывает существенное влияние на
распыленную струю топлива. У многоструйного распылителя при
истечении из цилиндрического отверстия наибольшая концентрация
топлива будет на оси струи. Штифтовой распылитель дает полую
струю с наибольшей концентрацией топлива на ее боковой поверх-
ности. Угол рассеивания струи в случае многоструйного распыли-
теля может изменяться незначительно в зависимости от отношения
длины отверстия /с к его диаметру сЦ. У штифтового распылителя
этот угол можно изменять в широких пределах, уменьшая или
увеличивая угол конуса на концевой части штифта. Больший угол
рассеивания струи снижает ее длину.
С ростом диаметра распиливающих отверстий при неизменном
их общем эффективном проходном сечении, равном произведению
коэффициента расхода отверстия дс на их суммарную площадь
Л(Дс/с=сопбО, у многоструйных распылителей приводит к возраста-
нию длины струи. Это объясняется большей массой и, следователь-
но, кинетической энергией вытекающего топлива. Количество рас-
пиливающих отверстий и соответственно струй топлива при этом
сокращается. В случае засорения или закоксовывания распилива-
ющего отверстия уменьшается количество топлива, поступающего
через него, и сокращается длина распыленной струи.
10 - 4664
145
Существенное влияние на развитие струи оказывает место
положения входных сечений распиливающих отверстий. Если се-
чения распиливающих отверстий находятся на конусе седла (рис.
3.44, б), то масса подаваемого топлива, особенно в начале впры-
скивания, и длина струи будут меньше по сравнению с распыли-
телями, у которых топливо входит в распиливающие отверстия из
подыгольного объема (рис. 3.44, а). Это объясняется большим
гидравлическим сопротивлением при втекании топлива в отвер-
стия из зазора между седлом и конусом иглы (рис. 3.44, б)
в сравнении с вариантом распылителя, показанным на рис. 3.44, а.
Энергия потока при этом затрачивается на более интенсивное
вихревое и турбулентное движение потока в распыливающих
отверстиях, что приводит к увеличению конуса струи и более мел-
кому распыливанию топлива. Следует отметить, что чем мень-
ше зазор между конусом иглы и седлом, тем более существенно
его влияние на развитие струи и распределение топлива по отвер-
стиям. На величину зазора влияют размеры конусов иглы и седла,
подъем иглы, смещение или искривление ее оси относительно оси
корпуса, а также режимы работы ТС.
На рис. 3.44, г, д приведено сравнение изменения коэффициентов
расхода для распыливающих отверстий и длин струй в зависимости
соответственно от подъема иглы и времени для распылителя, у ко-
торого вход потока осуществляется одновременно из зазора
и подыгольного объема (рис. 3.44, в). На малых подъемах иглы
коэффициент расхода дс для распыливающего отверстия 1 (рис. 3.44,
в) существенно больше, чем для отверстия 2. По мере дальнейшего
подъема иглы эта разница уменьшается (кривые 1 и 2 на рис. 3.44,
г). По мере развития впрыскивания во времени игла перемещается
от седла к упору и соответственно кривым це=/(у) изменяется
продвижение струй (кривые 1 и 2 на рис. 3.44, д), вытекающих из
первого и второго распыливающих отверстий.
Из физических свойств топлива наибольшее влияние на мелкость
и однородность распыливания оказывает вязкость. Вязкость умень-
шает возмущения в потоке при его движении в распылителе, с уве-
личением вязкости мелкость и однородность распыливания ухудша-
ются. Силы поверхностного натяжения препятствуют распаду струй
и капель, но способствуют дроблению пленок и нитей, поэтому
влияние этих сил менее значительно. С увеличением вязкости и сил
поверхностного натяжения уменьшаются угол рассеивания и шири-
на струи и увеличивается ее длина. Плотность топлива мало влияет
на параметры распыливания. Длина струи с возрастанием плот-
ности топлива при прочих равных условиях увеличивается. На
параметры распыливания и развитие струи влияет вид топлива,
а при пуске дизеля — температура окружающей среды. При сниже-
нии последней возрастает вязкость топлива, находящегося в топ-
146
Рис. 3.44. Схемы положения распиливающих отверстий на носке распылителя (а, б,
в), изменения коэффициентов расхода Ц; в зависимости от перемещения у иглы,
а также длин струй ivr соответственно для распиливающих отверстий 1 и 2 распыли-
теля (в): 3,4 — корпус и игла распылителя (кривые 7 и 2 на рис. 3.44, д получены для
дизеля ЗИЛ-645 при лх=600 мин-1 и полной подаче топлива)
дивной системе, что ухудшает мелкость и однородность распилива-
ния, пока двигатель не будет прогрет.
Физическое состояние заряда в камере сгорания к моменту впры-
скивания топлива характеризуется следующими величинами: давле-
нием в начале впрыскивания (2,5...5,0 МПа), температурой
(750...1000 К), плотностью газов в камере сгорания, превышающей
плотность окружающей среды в 12.. .30 раз. Температура и давление
в камере после начала видимого сгорания резко возрастают.
Повышение плотности газовой среды, в которую впрыскивают
топливо, увеличивает аэродинамическое сопротивление движению
капель, что способствует распаду струи и дроблению крупных ка-
пель. Однако при повышении плотности газовой среды капли быст-
рее тормозятся и могут не успевать достигать неустойчивой формы.
Такие капли дробиться не будут, так как при снижении их скорости
силы аэродинамического сопротивления станут меньше сил, созда-
ваемых поверхностным натяжением, препятствующим деформации
капель.
Опыты показывают, что с повышением плотности газовой среды
мелкость распиливания изменяется незначительно. Существенное
10*
147
влияние плотность газовой среды оказывает на длину, угол рассе-
ивания и ширину струи. С повышением плотности среды резко
снижается длина струи (из-за увеличения сил аэродинамического
сопротивления). Одновременно в случае многоструйных распыли-
телей при уменьшении длины увеличивается угол рассеивания
струи и выравнивается распределение топлива в ее поперечных
сечениях.
При использовании штифтового распылителя повышение плот-
ности газовой среды приводит к уменьшению угла рассеивания
и ширины струи топлива. Объясняется это тем, что в случае штиф-
тового распылителя струя внутри заполнена газом, который подса-
сывается в оболочку струи. В результате давление на внутреннюю
поверхность становится меньше, чем на внешнюю, и струя сжимает-
ся. Эффект сжатия возрастает с увеличением давления газовой
среды. Для многоструйных распылителей рост температуры газо-
вой среды при сохранении ее плотности постоянной, как показали
опыты, несколько снижает длину распыленной струи топлива. На-
личие движения заряда в камере сгорания дизеля может в значи-
тельной степени влиять на развитие и структуру распыленной струи
топлива.
Для традиционных топливных систем увеличение частоты вра-
щения кулачкового вала насоса приводит к повышению давления
впрыскивания и скорости истечения топлива из распылителя. В ре-
зультате распыливание становится более мелким и однородным.
Повышение кинетической энергии струи при истечении из распыли-
теля приводит с ростом скоростного режима к увеличению длины
струи. Сравнение длины и скорости продвижения переднего фронта
струи для различных частот вращения приведено на рис. 3.45, а. Как
видно из рисунка, увеличение частоты вращения кулачкового вала
насоса в два раза (с 550 мин-1, кривая 3, до 1050 мин-1, кривая 1)
к моменту т=1 мс увеличивает продвижение переднего фронта
в 2,5 раза.
На рис. 3.45, б показано влияние изменения цикловой подачи на
длину струи и скорость движения ее переднего фронта. Данные
относятся к топливной системе, у которой при увеличении цикловой
подачи Кд начало впрыскивания остается почти постоянным, конец
впрыскивания наступает позже, продолжительность впрыскивания
возрастает. Можно отметить, что на начальном участке т<0,4 мс
увеличение цикловой подачи мало влияет на продвижение переднего
фронта струи. В дальнейшем по мере развития процесса впрыскива-
ния с увеличением расхождения между кривыми длин струй
и скоростей движения их передних фронтов нарастают. Объясняется
это тем, что с ростом на начальном участке давление впрыскива-
ния топлива увеличивается незначительно. Соответственно незначи-
тельно возрастают скорость истечения топлива и кинетическая энер-
148
Рис. 3.45. Изменение скорости Wcr переднего фронта и длины струи на различных
режимах работы топливной системы дизеля ЯМЗ-236 (рщ,=1,5 МПа):
а — при постоянной цикловой подаче Гц= 115 мм1; б — при постоянной частоте вращения
кулачкового вала; 1—иж=1050 мин-1; 2 — пж=850 мин-1; 3 — иж=550 мин-1; 4—Гц=
=80 мм3; S — Рд=30 мм3
гия на этом участке. Однако общий запас кинетической энергии
струи возрастает с увеличением цикловой подачи, что приводит
далее к расхождению кривых и РКт-
Поскольку с увеличением цикловой подачи растет давление
впрыскивания, распыливание топлива становится более мелким
и однородным. Сопоставление данных на рис. 3.45 показывает, что
на динамику развития струи большее влияние оказывает изменение
скоростного режима, чем изменение цикловой подачи.
В аккумуляторных ТС параметры распыливания и развития
топливных струй зависят от давления в аккумуляторе: при росте
давления в аккумуляторе мелкость и однородность распыливания
будут улучшаться, а также будут увеличиваться скорость продвиже-
ния переднего фронта и длина топливных струй.
3.6.2. СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ И ТЕПЛОВЫДЕЛЕНИЕ. ФАЗЫ
ПРОЦЕССА СГОРАНИЯ
Процессы смесеобразования в дизелях происходят внутри ци-
линдра и включают в себя распыливание топлива и развитие топ-
ливного факела, прогрев, испарение, перегрев топливных паров
и смешение их с воздухом.
Смесеобразование начинается практически в момент начала
впрыскивания топлива и заканчивается одновременно с завершением
149
его сгорания. Развитие и совершенствование смесеобразования
определяются характеристиками впрыскивания и распиливания,
скоростями движения заряда в камере сгорания, свойствами топ-
лива и заряда, формой, размерами и температурами поверхностей
камеры сгорания, расположением впрыскиваемых струй относите-
льно поверхностей камеры сгорания и взаимным направлением
движения топливных струй и заряда. Степень влияния отдельных
факторов зависит от типа камеры сгорания.
К смесеобразованию, которое в дизеле в большой мере опреде-
ляет процесс тепловыделения, так как скорость выгорания до 90%
всего впрыскиваемого топлива на режимах полной нагрузки зависит
от скорости приготовления воспламенимой смеси, предъявляются
следующие требования:
• обеспечение условий для полного и своевременного сгорания
топлива с минимальными выбросами твердых частиц и токсичных
веществ (СО, CH, NOX и др.);
• ограничение количества смеси, приготовляемой за период за-
держки воспламенения и в начальный период видимого сгорания,
с целью уменьшения скорости нарастания давления, шума от про-
цесса сгорания и образования оксидов азота.
За последние годы произошло резкое уменьшение допустимых
концентраций в выпускных газах вредных газообразных и твердых
веществ. Под влиянием ужесточающихся требований разработаны
новые топливные системы, при которых возможно гибкое управле-
ние процессами впрыскивания топлив, а через них — управление
процессами распыливания, смесеобразования и тепловыделения.
В то же время существенно изменились типы камер сгорания
и способы смесеобразования, осуществляемые с их помощью.
В малоразмерных дизелях начали широко применяться камеры
сгорания с непосредственным впрыскиванием топлива.
В дизелях грузовых автомобилей и автобусах они уже давно
вытеснили другие типы камер сгорания.
На рис. 3.46 показаны разделенные камеры сгорания и типичная
для последних моделей дизелей легковых автомобилей камера сго-
рания с непосредственным впрыскиванием топлива.
Смесеобразование в разделенных камерах сгорания. Разделенные
камеры сгорания состоят из вспомогательной и основной полостей,
соединенных горловиной. В настоящее время применяют в основ-
ном вихревые камеры сгорания и предкамеры. Наименование вспо-
могательной камеры здесь распространено на всю камеру сгорания.
Принципиально различен для рассматриваемых камер сгорания
характер движения заряда в дополнительной камере. В случае вих-
ревой камеры сгорания ось соединительной горловины направлена
по касательной к внутренней поверхности сферической или цилинд-
рической вихревой камеры сгорания (рис. 3.46, а), поэтому в них
150
Рис. 3.46. Камеры сгорания малоразмерных дизелей:
а — вихревая (показано направление перетекания заряда из основной полости в вихревую камеру
при сжатии); о — предкамера; в — камера сгорания непосредственного впрыскивания малораз-
мерного дизеля
создается направленное вихревое движение заряда. Скорость пере-
текания заряда через горловину и близкая к ней максимальная
скорость движения заряда в вихревой камере достигают 100...200
м/с в зависимости от относительной величины объема вихревой
камеры сгорания (Vm/Vc) и относительной величины проходного
сечения горловины (/гДц) № — площадь поршня). Топливо впры-
скивается штифтовым распылителем в направлении, показанном на
рис. 3.46, а.
Движущимся зарядом топливо, поступающее из форсунки,
отжимается к стенке вихревой камеры сгорания. Таким образом,
здесь имеют место элементы пристеночного смесеобразования. Под
пристеночным понимается смесеобразование, при котором часть
топлива распределяется непосредственно в пристеночном слое. Ниж-
нюю часть вихревой камеры нередко выполняют съемной теп-
лоизолированной. Температура горловины вихревой камеры может
доходить до 600...650 °C. Воздух, протекающий через нее, допол-
нительно нагревается, что способствует интенсивному смесеобра-
151
зовaiiию. Этому же способствует и то, что топливо приходит в со-
прикосновение с горячей съемной частью вихревой камеры сгора-
ния.
С ростом частоты вращения тепловой режим вихревой камеры
сгорания и находящегося в ней заряда возрастает, что ускоряет
смесеобразование. Так как обычно объем К„^(0,5...0,6)Кс, то в вих-
ревой камере, куда подается вся порция топлива, на режимах боль-
ших нагрузок создается обогащенная смесь. Естественно, здесь
невозможно полное сгорание топлива. Отсутствие избытка воздуха
препятствует образованию оксидов азота. В результате воспламене-
ния давление в вихревой камере повышается. Горящий заряд начи-
нает перетекать во вторую (основную) полость камеры сгорания,
выполненную в виде фасонной выемки на поршне, где сосредоточе-
на значительная часть еще не использованного для сгорания воз-
духа. При правильном выборе формы и расположения обеих поло-
стей камеры сгорания и горловины в основной полости происходит
быстрое и достаточно полное смесеобразование и догорание топ-
лива.
Относительные объем и сечение горловины в случае предкамеры
(рис. 3.46, б), как правило, меньше, чем у вихревой камеры сгорания.
Малые fTfFa вызывают повышенные потери на перетекание заряда
между обеими полостями камеры сгорания.
Направление осей отверстий, соединяющих цилиндр с предкаме-
рой, таково, что при перетекании заряда на такте сжатия в послед-
ней создается беспорядочное движение заряда. Скорости перетека-
ния достигают 300 м/с и более. Впрыскивание осуществляется на-
встречу потоку заряда, поступающему из цилиндра. Интенсивная
турбулизация заряда в предкамере способствует хорошему переме-
шиванию топлива с воздухом. В результате быстрого, но неполного
сгорания обогащенной смеси давление в предкамере резко возраста-
ет. Начинается перетекание горящего заряда в основную полость
камеры сгорания, где благодаря интенсивному перемешиванию топ-
ливо быстро и достаточно полно догорает даже при малых избыт-
ках воздуха (а=1,15...1,2).
Как и в случае с вихревой камерой сгорания, повышение тем-
пературы предкамеры и перетекающего в нее заряда, происходящее
при увеличении частоты вращения и нагрузки, способствует интен-
сификации процесса смесеобразования и более быстрому воспламе-
нению топлива. Несмотря на резкое повышение давления во вспо-
могательных камерах сгорания (особенно при предкамерном смесе-
образовании), увеличение давления над поршнем происходит срав-
нительно медленно в результате постепенного перетекания горяще-
го заряда в основную полость камеры. Топливо догорает в основ-
ной полости большей частью уже после ВМТ, что не вызывает
резкого повышения давления в ней.
152
Основные преимущества и недостатки разделенных камер сго-
рания.
Преимущества'.
1. Малая скорость нарастания давления в основной камере
сгорания и, как следствие, малое шумоизлучение от процесса
сгорания, что совершенно необходимо, исходя из комфорта пас-
сажиров. Малое удлинение периода задержки воспламенения
в градусах поворота коленчатого вала при увеличении частоты
вращения и, как следствие, сохранение практически неизменной
доли смеси, приготовленной за период задержки воспламенения,
что важно из-за широкого диапазона рабочих частот вращения (и=
= 1ООО...45ОО мин"*).
2. Интенсивное смесеобразование под действием высоких скоро-
стей заряда и высокой интенсивности турбулентности обеспечивает
сравнительно малые выбросы частиц. Небольшими оказываются
и выбросы оксидов азота вследствие того, что избыточный кисло-
род в заряде появляется на более поздних стадиях в процессе
расширения.
3. Применение относительно несложных и недорогих систем
впрыскивания топлива в цилиндры.
Недостатки:
1. Высокий удельный расход топлива, а следовательно, и высо-
кие выбросы в атмосферу диоксида углерода. Высокий удельный
расход топлива является следствием энергетических потерь на пере-
текание заряда между обеими полостями камер сгорания через
узкую соединительную горловину и больших потерь теплоты в сре-
ду охлаждения из-за развитой поверхности теплообмена и больших
скоростей заряда.
2. Плохая приспособленность к высокому наддуву из-за повы-
шенных локальных тепловых нагрузок на детали.
3. Плохие пусковые качества дизеля являются следствием попа-
дания значительной части топлива (особенно при вихревой камере
сгорания) на холодную стенку дополнительной камеры, больших
потерь теплоты в среду охлаждения и меньших давлений в допол-
нительной камере из-за дросселирования потока, перетекающего из
основной камеры.
Вследствие перечисленных недостатков разделенные камеры сго-
рания не применяются в дизелях для тяжелых условий работы
(грузовые автомобили большой грузоподъемности, тягачи, боль-
шие городские автобусы, гусеничные тракторы) и постепенно ис-
чезают применительно к другим машинам, в частности легковым
автомобилям.
Смесеобразование и тепловыделение в дизелях с неразделенными
камерами сгорания. Рассмотрим процессы применительно к камере
сгорания дизеля легкового автомобиля, показанной на рис. 3.46, в.
153
Прежде всего приведем характеристику условий смесеобразова-
ния. В подавляющем большинстве моделей дизелей, в том числе
дизелей легковых автомобилей, применяется четырехклапанное га-
зораспределение и газотурбинный наддув. Первое позволяет поме-
стить форсунку по оси цилиндра и организовать осесимметричный
процесс смесеобразования. В этом случае все струи оказываются
практически в одинаковых условиях и поэтому появляется возмож-
ность оптимизации условий воспламенения и сгорания для всей
порции впрыскиваемого топлива.
В дизелях легковых автомобилей применяются распылители
с 5...6 сопловыми отверстиями и вихревое движение заряда. При
этом в ряде моделей используются два раздельных впускных кана-
ла, из которых один является наполнительным (обычно прямой или
тангенциальный), а второй — винтовым. На рис. 3.47 иллюстриру-
ются такие каналы. Тангенциальный впускной канал 6 на подходе
к цилиндру имеет ось, расположенную на расстоянии от оси цилин-
дра в плане и составляющую острый угол с плоскостью поверх-
ности головки цилиндра. В результате поток смеси входит в ци-
линдр на расстоянии от оси цилиндра и ось потока непареллельна
вертикальной оси цилиндра. Поэтому поток, взаимодействуя со
стенками цилиндра, приходит в состояние вращательного (вокруг
оси цилиндра) вихревого движения. Помимо тангенциальной (каса-
тельной к окружности цилиндра) составляющей, скорость входяще-
го в цилиндр воздуха имеет также другие составляющие: радиаль-
ную и осевую.
Винтовой канал 5 имеет форму неполной спирали и поток
воздуха на подходе к цилиндру приобретает в нем вращательное
движение вокруг оси клапана, а при входе в цилиндр, также взаимо-
действуя с его поверхностью, приобретает вращательное движение
вокруг оси цилиндра.
Оба метода создания вихревого движения заряда сопряжены со
снижением наполнения цилиндра, так как при их использовании
создаются неравномерные по периферии седел клапанов эпюры
скоростей —- часть сечения используется более эффективно (напри-
мер, для тангенциального канала — это часть сечения, расположен-
ная по направлению втекания заряда в цилиндр), другая часть —
менее эффективно. В результате уменьшается эффективное сечение
в клапанах за счет снижения коэффициента расхода. При движении
поршня к верхней мертвой точке значительная часть воздуха, совер-
шающего достаточно сложное движение с преобладанием вихревой
составляющей, перетекает в камеру сгорания. Камера сгорания
имеет суженную горловину. Отношение диаметра горловины к диа-
метру головки поршня di/D обычно для рассматриваемого класса
двигателей находится в пределах 0,5...0,6. Под «пояском» горлови-
154
6
Рис. 3.47. Расположение каналов в головке цилиндров:
1 — горловины впускных клапанов; 2 — то же, выпускных; 3 — отверстие под форсунку; 4 —
то хе, для пусковой свечи накаливания; 5 — винтовой канал; б — тангенциальный впускной
канал
ны камера сгорания расширяется. Отношение di/d2 составляет обыч-
но 0,85...0,88 (см. рис. 3.46, в).
Процесс перетекания связан с определенными потерями энергии,
которые тем больше, чем больше исходная энергия вращательного
движения, создаваемая каналами к НМТ, и меньше отноше-
ние dJD.
В результате перетекания заряда в камеру сгорания скорость его
увеличивается. Из-за отмеченных потерь энергии увеличение скоро-
сти движения заряда происходит в меньшей степени, чем следует из
закона сохранения момента количества движения. Ускорение вра-
щения заряда больше при меньших dilD.
Наличие суженной горловины камеры сгорания является одной
из основных причин возникновения под ней вторичного вихря —
вращения заряда вокруг горизонтальной оси в виде окружности.
При увеличении частоты вращения интенсивность обоих вихрей
усиливается. Это в большей мере способствует малому изменению
измеренной в градусах поворота коленчатого вала длительности
смесеобразования и тепловыделения, что особенно важно для дизе-
лей легковых автомобилей, работающих в широком диапазоне
частот вращения. Интенсивность вихревого движения заряда вокруг
оси цилиндра целесообразно оптимизировать в поле режимов рабо-
ты дизеля. При этом следует учесть изменение плотности заряда
в цилиндре при изменении режима работы дизеля с газотурбинным
наддувом. На рис. 3.48 приведено изменение давления наддува
в функции цикловой подачи топлива и частоты вращения колен-
чатого вала дизеля. Видно, что давление наддува изменяется в ши-
роких пределах.
155
Рис. 3.48. Изменение давления наддува в поле режимов дизеля легкового
автомобиля
Примерно в такой же степени изменяется и плотность заряда
в цилиндре, так как при промежуточном охлаждении воздуха его
температура изменяется с режимом работы в существенно меньшей
степени, чем давление наддува. Понятно, что изменение плотности
заряда в цилиндре оказывает влияние на динамику развития топ-
ливных струй в камере сгорания и взаимодействие струй с движу-
щимся зарядом. Скорость продвижения струй топлива обратно
пропорциональна плотности заряда в степени 0,35...0,45. С режи-
мом работы меняется также время, в течение которого эффективно
развиваются струи топлива. Попадание значительного количества
жидкого топлива на стенку нежелательно, так как это способствует
образованию пристеночных зон с богатой смесью, следствием чего
будет интенсивное сажеобразование.
За время периода задержки воспламенения вихрь, созданный при
впуске и преобразованный при сжатии, должен повернуться на угол
между двумя соседними струями минус угол конуса самих струй
(360/4) — Усгр (k — число струй, yep — угол конуса струй). Напри-
мер, при шести струях и угле конуса струй 25° этот угол составит
35°. При большей скорости вихря возможен перенос паров и капель
топлива из оболочек струй в оболочки соседних по направлению
вращения струй, что может нарушить оптимальные условия смесе-
образования. Неправильное сочетание числа сопловых отверстий
и интенсивности вихревого движения заряда может снизить мощ-
ность дизеля до 30%. Это явление получило название «перезавих-
ривания».
Из сказанного ясно, что с изменением режима работы дизеля
для обеспечения благоприятных условий смесеобразования целесо-
образно применять способы регулирования интенсивности вихрево-
го движения заряда. На рис. 3.49 приведена схема подачи воздуш-
ного заряда в цилиндр, выполняющая такую функцию.
156
Рис. 3.49. Схема подачи
воздушного заряда в ци-
линдр двигателя при че-
тырехклапанной головке
цилиндров, при которой
обеспечивается управле-
ние интенсивностью вих-
ря в цилиндре двигателя
Один клапан подает в цилиндр воздух
тангенциально, другой — прямо без за-
крутки. Кроме общей дроссельной за-
слонки 1 во впускном канале, располо-
женном до раздвоения потока воздуха,
служащим для управления долей рецир-
кулируемых газов, имеется еще одна за-
слонка 2 в‘канале, подающем воздух без
закрутки (наполнительном канале), кото-
рая при низких частотах вращения при-
крывается, обеспечивая необходимую ин-
тенсивность вихря в камере сгорания. На
малых нагрузках закрутка заряда может
использоваться для предотвращения по-
падания на стенки топливных струй.
На рис. 3.50 показано, что при измене-
нии положения заслонки вихревое отно-
шение в НМТ существенно изменяется.
Под вихревым отношением понимается
отношение частоты вращения вихря к ча-
стоте вращения коленчатого вала двигателя.
Плавное и бесступенчатое изменение положения заслонки осуще-
ствляется в зоне малых нагрузок и малых частот вращения по
многопараметровой характеристике (рис. 3.51). Кривые на этом
рисунке показывают угловое положение заслонки от полностью
закрытого положения 0° до полностью открытого 90°. На всех
других режимах заслонка полностью открыта.
Угол поворота заслонки, град
Рис. 3.50. Изменение вихревого отно-
шения в НМТ в зависимости от поло-
жения заслонки 2 (см. рис. 3.49):
1 — основной наполнительный канал за-
крыт; 2 — оба впускных канала открыты
Рис. 3.51. Многопараметровая харак-
теристика открытия прямого впускно-
го кянапя*
А — зона рециркуляции отработавших га-
зов. Цифрами показаны значения угла от-
крытия заслонки 2 (см. рис. 3.49)
157
На рис. 3.52 в качестве примера показано, как изменяется в поле
режимов дизеля установленное опытным путем и запрограммиро-
ванное для исполнения электронной системой управления макси-
мальное значение давлений впрыскивания, обеспечиваемое систе-
мой «Common Ra.it».
Видно, что оптимальное значение давления впрыскивания растет
с увеличением частоты вращения и цикловой подачи топлива, т. е.
с изменением времени, отводимого на процессы смесеобразования
и тепловыделения, и уменьшением избытка воздуха. Сравнивая рис.
3.48 и 3.52, легко обратить внимание на связь между давлением
наддува (плотностью заряда в цилиндре) и давлением впрыскива-
ния. Следует при этом отметить, что продвижение ядра топливных
струй мало зависит от давления впрыскивания. Продвижение вер-
шин струй распыленного топлива зависит от среднего давления
впрыскивания только в степени 0,25: 4гр~(рср—Дц)0'^-
Необходимость в повышении давления впрыскивания связана
больше с получением более мелкого и однородного распыливания
топлива, чем с необходимостью увеличения пробивной способности
струй. Требуемое же продвижение струй обеспечивается правиль-
ным выбором диаметра сопла, от которого продвижение струй
зависит в степени от 0,5 до 1. При этом для предотвращения
попадания топлива на стенку камеры сгорания на режимах малых
частот и нагрузок (малых плотностей заряда в камере) используется
усиление интенсивности вихря, описанное выше.
Рассматривая условия тепловыделения, необходимо отметить,
что смесь в большей или меньшей степени разбавляется продуктами
сгорания, оставшимися от предыдущего цикла и рециркулируемы-
ми через впускную систему.
Рис. 3.52. Поле запрограммированных характеристик давлений впрыскивания
158
На рис. 3.53 для одного из дизелей легковых автомобилей
приведены сведения о доле рециркулируемых газов в % (масс).
Доля охлажденных рециркулируемых газов меняется в зависимости
от режима от 5... 10 до 5О...55%. Наибольшая доля продуктов сгора-
ния возвращается в цилиндр на режимах малых частот вращения
и малых нагрузок. В области высоких нагрузок рециркулируемые
газы снижают экономичность и являются причиной увеличения
содержания в выпускаемых газах продуктов неполного сгорания
топлива. При больших избытках воздуха содержание в заряде даже
значительного количества трехатомных газов (СО2, Н2О) не оказы-
вает на полноту горения (выделения теплоты) заметного влияния.
В то же время повышенное содержание трехатомных газов, облада-
ющих высокой теплоемкостью, снижает локальные значения тем-
ператур пламени и образование оксидов азота. Инертные молеку-
лы, содержащиеся в рециркулируемых газах, могут и непосредст-
венно влиять на скорость образования оксидов азота.
Для снижения шума от процесса горения и образования оксидов
азота при использовании системы «Common Raib> применяется пред-
варительное впрыскивание небольшого количества топлива (прак-
тически во всех двигателях). Следует отметить, что необходимость
стабильного впрыскивания малых порций топлива с опережением
относительно начала основного впрыскивания налагает определен-
ные требования на конструкцию распылителя.
На рис. 3.54 приведены сведения о влиянии конструкций носика
распылителя форсунки на выбросы углеводородов (суммарно)
Частота вращения п, мин4
Рис. 3.53. Диапазоны работы двигателя с рециркуляцией отработавших газов:
доля рециркулируемых газов в %: 1 — 50...55; 2 — 45...50; 3 — 40...45; 4 — 34...40; 5 — 30...34;
6 — 25...30; 7 — 20...25; 8 — 15...20; 9 — 10... 15; 10 — 5...10
159
Рис. 3.54. Влияние наличия полости между запорной иглой и отверстиями распыли-
теля на выброс углеводородов:
7 — распылители с минимальвой полостью между запорной иглой и отверстиями; 2 — то же, без
полости
в зависимости от объема между запирающей иглой и распилива-
ющими отверстиями. Видно, что этот объем существенно влияет на
выбросы углеводородов. Наименьшие выбросы получены для слу-
чаев, когда отверстия выведены на уплотняющий конус седла рас-
пылителя (при практически нулевом объеме предсоплового канала,
рис. 3.54, б). При такой конструкции распылителей не удается,
однако, стабилизировать подачу малых предварительных порций
топлива, так как очень малые перемещения иглы и ее кончика
существенно влияют на подачу топлива через отдельные отверстия
многосоплового распылителя. При этом нарушается принцип осе-
вой симметрии процесса смесеобразования. Струи, впрыскиваемые
из отдельных отверстий, оказываются неодинаковыми по форме,
длине и количеству содержащегося в них топлива. Вводится допол-
нительная направляющая иглу часть в корпусе распылителя вблизи
его носика для стабилизации малых цикловых подач и обеспечения
осесимметричности смесеобразования. Осесимметрия впрыскивае-
мых струй сохраняется, если между иглой и распиливающим отвер-
стием имеется небольшой объем (рис. 3.54, а).
Положительный эффект предварительного впрыскивания малых
порций топлива при выборе оптимального интервала между его
окончанием и началом основного впрыскивания сводится к тому,
160
что в результате возбуждения цепи реакции образуются химически
активные частицы-радикалы, присутствие которых сокращает пери-
од задержки воспламенения основной порции топлива, уменьшает
количество смеси, приготовленной к объемному самовоспламене-
нию. В результате уменьшаются скорость тепловыделения в началь-
ной фазе, скорость нарастания давления в цилиндре, шумоизлуче-
ние от процесса сгорания и количество образующихся оксидов
азота.
В случае неоптимального интервала и увеличенной предвари-
тельной порции топлива при предварительном впрыскивании мо-
жет увеличиваться сажеобразование. Правильный выбор топливной
аппаратуры и способа управления ею сводится к обеспечению оп-
тимальных для каждого режима дизеля:
• величины предварительной и основной порций топлива;
• фаз подачи предварительной и основной порций топлива;
• давлений впрыскивания.
На рис. 3.55 для одного из дизелей легкового автомобиля
в поле режимов работы приведены оптимальные значения момен-
тов начала и основного предварительного впрыскивания, а также
величины предварительной порции топлива. Показана зона I,
в которой предварительное впрыскивание отсутствует, так как при
этих режимах оно может увеличить количество продуктов непол-
ного окисления.
В то же время в области высоких частот вращения и нагрузок
период задержки воспламенения близок к предельно малой дли-
тельности (tj = 0,4...0,5 мс) и поэтому скорость нарастания давления
и шумоизлучение от сгорания невелики. Выбор параметров двой-
ного впрыскивания осуществляется под найденную, как пра-
вило, опытным путем форму й размеры камеры сгорания, тип,
И, МИН-1 п, мин'1 П, МИН'*
Рис. 3.55. Иллюстрация результатов оптимального для развития процессов смесеоб-
разования и тепловыделения выбора характеристик двойного впрыскивания, обес-
печиваемых аккумуляторной топливной системой (АТС) с электрогидравлическими
форсунками (ЭГФ):
1 — предварительной подачи топлива нет
11 — 4664
161
расположение и размеры впускных каналов с учетом возможности
управления интенсивностью вихревого движения заряда. Процессы
впрыскивания и распыливания топлива развиваются так, что ядра
струй достигают периферии камеры сгорания, но топливо не попа-
дает на стенку. Это особенно важно при повышенной температуре
стенки, когда в результате интенсивного испарения, в том числе за
счет теплоты излучаемой от уже начавшегося горения, в пристеноч-
ной зоне может образоваться обогащенная парами топлива смесь
и возникнуть интенсивное сажеобразование.
Важно подчеркнуть взаимосвязь: излучение от раскаленных, ра-
нее образовавшихся частиц сажи может вызвать в какой-то зоне
повышенное сажеобразование. При отмеченном оптимальном раз-
витии топливных струй, находящихся в одинаковых условиях вслед-
ствие осесимметричности процесса, существенную роль в обеспече-
нии смесеобразования и ускорении его с увеличением частоты вра-
щения и нагрузки играет сложное по структуре движение заряда,
при котором обеспечивается турбулентная диффузия испаряющего-
ся топлива в объем камеры сгорания. Движением заряда могут
переноситься помимо паров и мелкие капли, обеспечивая, в частно-
сти, использование воздуха не только непосредственно под горлови-
ной камеры сгорания в промежутках между струями, но и вблизи
днища камеры сгорания. Очаг воспламенения возникает в зоне,
наиболее благоприятной по составу и температуре. Из очага (оча-
гов) пламя распространяется по приготовленной за период задерж-
ки воспламенения смеси. После ее исчерпания начинается собствен-
но диффузорное горение.
В результате описанных процессов тепловыделение имеет на
режимах достаточно высоких нагрузок ярко выраженную двухста-
дийность. На рис. 3.56, а, б приведены диаграммы давления в цили-
ндре, скорости впрыскивания и скорости тепловыделения при раз-
личных началах впрыскивания для режима, близкого к полной
нагрузке.
На этом рисунке х — доля низшей теплоты сгорания топлива,
выделившейся к определенному моменту времени; dxld(p=f(tp) —
характеристика скорости тепловыделения.
На характер тепловыделения и показатели дизеля существенное
влияние оказывает динамика развития топливных струй, так как
в каждый момент развития процесса тепловыделения от размеров
(объема и поверхности) топливных струй и в целом зоны, охвачен-
ной каплями распыленного топлива, зависит скорость образования
воспламенимой смеси, скорость образования оксидов азота и в ко-
нечном счете длительность процесса в целом.
Сказанное не отрицает подчеркнутого выше значения внутри-
струйных процессов и, в частности, мелкости распыливания топ-
лива. Следует отметить лишь то, что именно динамика развития
162
ВМТ ф, ПКВ вмт ф, пкв
Рис. 3.56. Зависимости давления р в цилиндре, скорости впрыскивания dV^/di
и скорости тепловыделения при двух значениях опережения впрыскивания:
а — ®о.вп. =12 град до ВМТ; б — вовп = 3 град до ВМТ
топливных струй является фактором, ограничивающим скорости
смешения и тепловыделения. Для управления ими в фазе диффузи-
онного горения, при котором выделяется, как отмечалось, до 90%
всей теплоты, предпринимаются достаточно успешные попытки
ограничить скорость на начальном участке основного впрыскива-
ния, придав ему ступенчатый характер. Достигнуть этого можно,
в частности, применив двухпружинную форсунку (рис. 3.57).
При предварительном подъеме иглы на 0,05...0,07 мм преодо-
левается пить усилие одной пружины (на рисунке — правой).
В период предварительного подъема щель между иглой и ее
седлом мала, поэтому малы скорости впрыскивания, развития
топливных струй, смесеобразования и тепловыделения вблизи ВМТ.
Только после повышения усилия от давления топлива до значения,
при котором преодолевается усилие от обеих пружин, игла подни-
мается до упора и осуществляется впрыскивание основной порции
топлива.
Такая организация процесса впрыскивания ограничивает ве-
личину максимального давления цикла и образование оксидов
азота.
На режимах малых нагрузок длительность впрыскивания мень-
ше длительности периода задержки самовоспламенения и процесс
тепловыделения при отсутствии предварительного впрыскивания
становится одностадийным. Однако в случае предварительного
впрыскивания характеристика тепловыделения оказывается вновь
как бы двустадийной (рис. 3.58). На данном рисунке, относящемся
к режиму малой нагрузки, приведено сравнение характеристик
тепловыделения при одинарном и двойном впрыскивании. Кроме
характеристики скорости тепловыделения приведена диаграмма,
иллюстрирующая значительное снижение шумоизлучения при
и- 163
Рис. 3.57. Обеспечение ступенчатого впрыскивания при помощи двухпружинной
форсунки:
Й1 — предварительный подъем иглы распылителя; Aj — основной подъем иглы распылителя
предварительном впрыскивании. При наличии предварительного
впрыскивания нарастание скорости тепловыделения в начале горе-
ния основной порции топлива происходит заметно медленнее, чем
в случае одинарного впрыскивания.
Площади под обоими графиками тепловыделения (1 — с пред-
варительным впрыскиванием и 2 — без предварительного впрыски-
Угол поворота коленчатого
вала, град.
Рис. 3.58. Характеристика скоро-
сти тепловыделения и шум сго-
рания с предварительным впры-
скиванием (7) и без него (2): ча-
стота вращения 2000 мин-1,
среднее эффективное давление
0,2 МПа
вания) практически одинаковы, что
является следствием полного сгора-
ния топлива в обоих случаях.
Отличие камер сгорания, применя-
емых в современных моделях дизелей
для грузовых автомобилей, тягачей,
больших автобусов и гусеничных
тракторов мощностью 150...320 кВт,
от рассмотренной выше камеры не-
посредственного впрыскивания со-
стоит в том, что первые имеют боль-
шой относительный диаметр da/D =
=0,8...0,8 5, меньшую интенсивность
создаваемого при впуске вихря, мень-
шую степень трансформации вихря
при вытеснении заряда в камеру сго-
рания, но большее число сопловых
отверстий (i=7...8).
164
EURO I
EURO II
EURO III
Рис. 3.59. Формы камер сгорания и расположение в них струй топлива для дизелей,
обеспечивающих выполнение ужесточающихся требований по вредным выбросам
На рис. 3.59, а, б, в показана в развитии камера сгорания дизелей
Mercedes-Benz в связи с изменением норм по токсичности. На рис.
3.60 для номинального режима работы этого дизеля приведены
характеристики давления впрыскивания, измеренные в штуцере топ-
ливного насоса высокого давления, обеспечивающие выполнение
ужесточающихся норм по вредным выбросам. Отметим прежде
всего, что в последней модели камеры сгорания (для дизелей ряда
500) принят осесимметричный процесс, а в штуцере насоса давление
достигает 180 МПа. Применяются индивидуальные ТНВД с элект-
ромагнитным управлением и короткими топливопроводами.
Система впрыскивания с управлением от электромагнитного
клапана и электронным управлением обеспечивает точный выбор
на всех режимах цикловой подачи топлива и момента начала
впрыскивания. Число сопловых от-
верстий равно 8. Обязательным
условием высокого качества сме-
сеобразования и тепловыделения
является применение сопловых от-
верстий малого диаметра (Jc=0,18
мм и ниже). В этом случае, несмотря
на высокое давление впрыскивания,
жидкое топливо не осаждается на
стенках камеры сгорания. Выше уже
отмечалось, что dc влияет на даль-
нобойность струй в существенно боль-
шей степени, чем давление впры-
скивания. Смесеобразование обеспе-
чивается почти исключительно за
счет энергии впрыскивания топлива.
Пониженное вихревое отношение
» 200
н
*160
х
X
ГС
«
£ 120
о
Г5
И 80
О
I 40
ГС
ч
о
330 345 360 375 390 405
Угол поворота коленчатого вала, град
Рис. 3.60. Зависимость давления
впрыскивания в штуцере ТНВД от
угла поворота коленчатого вала
165
Давление впрыскивания, МПа
Рис. 3.61. Влияние давления
впрыскивания топлива на выб-
(почти до 0) позволяет уменьшить по-
терю давления в канале и клапане в два
раза и увеличить коэффициент напол-
нения.
На рис. 3.61 приведена зависимость
удельного выброса твердых веществ от
давления впрыскивания, а на рис. 3.62
характеристика дымности дизеля ОМ
501 LA в поле режимов его работы.
Значения дымности в единицах BOSH
близки к пределам обнаружения в ре-
росы частиц зультате повышения давлений впры-
скивания. По сравнению с пре-
дыдущими моделями резко улучшилась динамика дизеля. Об этом
свидетельствует рис. 3.63, на котором показана динамика нараста-
ния крутящего момента и дымности при разгоне под наг-
рузкой.
На рис. 3.64 для трех вариантов организации процессов (см. рис.
3.59 и 3.60) приведены зависимости продолжительности пуска от
температуры окружающего воздуха. Видно, что время пуска значи-
тельно сократилось. Из приведенного рассмотрения следует, что
переход на осесимметричный процесс и повышение давлений впры-
Рис. 3.62. Характеристика дымности
двигателя ОМ 501 LA
Рис. 3.63. Изменение крутящего моме-
нта и дымности при разгоне двигате-
лей ОМ 501 LA(/) и ОМ 422 LA(2)
166
Рис. 3.64. Зависимость продол-
жительности пуска от темпера-
туры окружающего воздуха для
двигателей рядов 500 (/) EURO
III, 400 (2) EURO II и 400 (3)
EURO I
скивания обеспечили существенное
улучшение процесса смесеобразова-
ния на рабочих режимах и режимах
пуска.
В последние годы растет понима-
ние важности работы дизеля на не-
установившихся режимах и, в частно-
сти, на режимах пуска из холодного
состояния, в процессе которого в ат-
мосферу выбрасывается большое ко-
личество вредных для здоровья твер-
дых и газообразных веществ. Поэто-
му на большеразмерных дизелях, кро-
ме индивидуальных насосов с корот-
кими топливопроводами, для улучше-
ния процессов смесеобразования и тепловыделения, выполнения
ужесточающихся норм по вредным выбросам, применяются насос-
форсунки с механическим и гидравлическим приводом.
На рассматриваемых дизелях найдет применение и система
«Common Ra.it», последующая модель которой обеспечивает более
высокий уровень давлений впрыскивания (>135 МПа). Важное
значение при оптимизации процессов смесеобразования и тепловы-
деления в условиях высокого наддува (рк до 0,25 МПа) имеет
допустимое значение максимального давления в цилиндре.
На рис. 3.65 приведены зависимости ряда показателей дизеля
от величины максимального давления цикла, полученные на дизе-
ле фирмы VOLVO (Швеция). Использована аккумуляторная топ-
ливная система (АТС) с электроуправляемыми гидроприводными
насос-форсунками (ЭГНФ), в которые вмонтированы гидроуси-
лители. Давления впрыскивания изменялись с помощью давле-
ния в аккумуляторе. В результате гидроусиления максимальные
давления впрыскивания превышали давления в аккумуляторе
в 11...12 раз.
Максимальное давление цикла увеличивалось за счет примене-
ния более раннего впрыскивания топлива. Значения действитель-
ного угла опережения впрыскивания приведены на графиках.
С увеличением угла опережения впрыскивания (давления рг) воз-
растают удельные выбросы NOX, уменьшается непрозрачность
отработавших газов (их дымность), снижается температура отра-
ботавших газов, а среднее индикаторное давление и удельный
индикаторный расход топлива стремятся к оптимуму. Как видно
из рис. 3.65*, при увеличении давления впрыскивания дымность
отработавших газов резко снижается, причем зависимость ее
’Материалы С. В. Юданова.
167
о о .......—-рак=7 МПа
о- — —о—---□—--рак=12 МПа
а----а-——.^_рак=1б МПа
Рис. 3.65. Зависимость среднего индикаторного давления (pi), удельного индикатор-
ного расхода топлива (gj), температуры газов в выпускном трубопроводе (Гг), коэф-
фициента ослабления светового потока (Т^цып.г.), концентрации оксида азота (NOJ,
угла опережения впрыскивания (<5О ВП) от максимального давления в цилиндре (рг)
при неизменном часовом расходе топлива (GT) и различных давлениях в аккумуля-
торе (ри) топливной системы
от угла опережения впрыскивания (давления рг), связанная с изме-
нением периода задержки воспламенения, и, как следствие, количе-
ства топлива, сгорающего по диффузионному механизму, стано-
168
вится более пологой. Заметно снижается удельный индикаторный
расход топлива и возрастает среднее индикаторное давление, при-
чем и их зависимости от pz (фо.вв) становятся более пологими.
При более высоком давлении впрыскивания (более мелком и од-
нородном распиливании, более дисперсном факеле) удельные вы-
бросы NOX, конечно, возрастают. Но, во-первых, их снижения мож-
но добиться внецилиндровой обработкой (см. 8.2), не опасаясь
быстрого понижения эффективности нейтрализатора из-за осажде-
ния частиц сажи. Во-вторых, снижение уровня удельного выброса
NOX можно обеспечить запаздыванием начала впрыскивания (на
рис. 3.65 этому соответствует уменьшение pz) без опасения выхо-
да дымности за допустимые пределы и при меньшем снижении
экономичности, чем это имело бы место при более низких значе-
ниях давления впрыскивания. В конкретном случае, при NOX=
= 1000 ч.н.м., близких значениях экономичности (различия <1,5%)
увеличением давления впрыскивания можно обеспечить снижение
непрозрачности выпускных газов от 8,8 до 1,35%. Одновременно
максимальное давление цикла снизится с 15 до 11,2 МПа.
Следует отметить, что решения по обеспечению высокой эконо-
мичности при допустимых выбросах NOX и частиц оказываются
более благоприятными тогда, когда обеспечивается не только воз-
можность точного отмеривания порций топлива и необходимый
угол начала впрыскивания, но и оптимизация давления впрыскива-
ния, например, изменением давления в аккумуляторе, как это мож-
но осуществить в случае АТС с ЭГНФ, а также возможность
обеспечения предварительного впрыскивания малых порций топ-
лива. В будущем и на большеразмерных автотракторных дизелях,
по-видимому, будут применяться наиболее гибкоуправляемые топ-
ливные системы. В частности, с применением таких систем ведутся
работы, в которых топливо подается в виде двух, трех и более
порций, разделенных во времени и примерно одинаковых по вели-
чине.
На рис. 3.66 приведены зависимости удельных выбросов сажи
и оксидов азота для случаев одинарного и тройного впрыскивания
(в г/кг) топлива.
Развитое горение первой порции топлива создает условия (по-
вышенные температура, концентрация активных частиц и турбу-
лентность заряда) для быстрого (без заметной задержки) сгорания
последующей порции топлива практически без образования сажи
и с сгоранием сажи, образовавшейся в процессе сгорания первой
порции. Аналогично сгорание второй порции способствует бы-
строму и полному сгоранию третьей порции. Общая длительность
(с учетом интервалов между ними) трех впрыскиваний в 1,75
раза больше длительности одинарного впрыскивания. Тем не менее
169
Удельный выброс NO , г/кг топлива
Рис. 3.66. Зависимости удельных выбросов сажи от удельных выбросов NOX для
одинарного (а) и тройного (6) процессов впрыскиваний (цифры у опытных точек
означают углы опережения начала впрыскивания, причем здесь знак «+» означает
начало впрыскивания после ВМТ, знак «—» — до ВМТ
б)
Удельный выброс NO , г/кг топлива
общая длительность тепловыделения в обоих случаях одинакова.
При начале впрыскивания 3 град после ВМТ в случае одинарного
впрыскивания выброс сажи выше более чем в 10 раз по сравнению
со случаем тройного впрыскивания. Для обеспечения практически
одинакового выброса сажи в обоих случаях при одинарном впры-
скивании начало впрыскивания необходимо изменить от 3 град
после ВМТ до 12 град до ВМТ. Однако при этом в 2,7 раза
увеличились бы выбросы NOX. Следует также отметить, что при
тройном впрыскивании удельные выбросы сажи чувствительнее
к углу опережения впрыскивания.
Хотя механизмы смесеобразования и тепловыделения при мно-
гократном впрыскивании еще не в полной мере изучены, уже очеви-
дно, что благодаря разработке управляемых топливных систем
появился еще один эффективный способ воздействия на внутрици-
линдровые процессы с целью радикального снижения вредных вы-
бросов.
Преимуществами дизелей с непосредственным впрыскиванием
топлива являются:
• высокая экономичность в силу отсутствия потерь на перетека-
ние заряда между полостями камеры сгорания, имеющими место
в дизелях с разделенными камерами сгорания, а также существенно
меньшими потерями теплоты в среду охлаждения благодаря мень-
шим поверхностям теплообмена и скоростям движения заряда;
• лучшие пусковые качества дизеля благодаря меньшему попа-
данию ядра струй на холодные стенки камеры сгорания, меньшим
потерям теплоты в среду охлаждения и большим значениям давле-
ния и температуры заряда в полости над поршнем, в которую
осуществляется впрыскивание топлива;
170
• заметно лучшая приспособленность к высокому наддуву вслед-
ствие меньшей неравномерности распределения тепловой нагрузки
по деталям дизеля.
В связи с началом широкого выпуска аккумуляторных топлив-
ных систем типа «Common Raib>, которая обеспечивает предвари-
тельную очень малую стабильную подачу топлива (Стппред=1...
...3 мм3/цикл) до начала впрыскивания основной порции топлива,
а также оптимизацию моментов начала подачи предварительной
и основной подачи топлива и оптимизацию давлений впрыскивания,
появилась возможность при применении камеры непосредственного
впрыскивания соединить преимущества дизелей с разделенными
и неразделенными камерами сгорания.
Благоприятные по экономичности показатели работы двигателя
обеспечиваются на номинальном режиме при тепловыделении, на-
чинающемся за 5... 15 град до ВМТ, вызывающем равномерное
повышение давления в интервале углов поворота коленчатого вала
15...30 град и в основном завершающемся за 45...50 град. Теплоис-
пользование в действительном цикле с таким характером тепловы-
деления мало отличается от имеющего место в цикле с подводом
теплоты при V— const, так как поршень у ВМТ движется с малыми
скоростями и поэтому за время тепловыделения проходит малый
путь. Так, если тепловыделение завершается через 35 град после
ВМТ, то минимальная степень последующего расширения газов
отличается от степени сжатия лишь на 11...12%. В действительности
постепенное тепловыделение выгоднее мгновенного в связи с умень-
шением потерь теплоты в охлаждающую среду и механических
потерь двигателя. Нередко устанавливают такой момент начала
впрыскивания, при котором начало воспламенения не обеспечивает
оптимум по экономичности, но при этом заметно снижаются вы-
бросы оксидов азота.
Процесс тепловыделения в дизеле можно разделить на три фазы
(рис. 3.67). В первой из них длительностью 0Т/ выделение теплоты
идет одновременно с интенсивным прогревом, испарением топлива
и перегревом его паров. До определенного момента (точка а) затра-
ты теплоты на прогрев и испарение превалируют над выделением
теплоты. Начиная с точки а превалирует выделение теплоты. За
конец первой фазы принимают момент, в который выделение теп-
лоты полностью компенсирует его затраты на прогрев и испарение
(точка б).
Следует подчеркнуть, что в течение первого периода тепло-
выделения скорость испарения топлива существенно выше скорости
его выгорания. Поэтому в камере сгорания аккумулируется за
первую фазу определенное для каждых условий развития процессов
количество паров топлива и ТВС. В течение второй фазы тепло-
171
Рис. 3.67. Характеристика скорости тепловыделения в дизеле
выделения длительностью ®тП тепловыделения значительная часть
этой аккумулированной ТВС сгорает по механизмам, рассмотрен-
ным в 3.3.1. Сгорает во второй фазе и часть топлива, подаваемого
в цилиндр уже после завершения первой фазы. Начиная с точки
в преобладающий механизм тепловыделения связан с диффузион-
ным горением, когда скорость горения лимитируется не скоростью
химических реакций, которая высока вследствие высоких темпера-
тур заряда, а скоростью смешения. Тепловыделение при диффузи-
онном сгорании и составляет сущность процесов, происходящих
в третьей фазе (длительностью ПтШ).
Для получения характеристики тепловыделения требуется специ-
альная обработка индикаторной диаграммы, основанная на ряде
допущений. Обычно ограничиваются анализом фаз сгорания по
индикаторной диаграмме. Длительности фаз тепловыделения и сго-
рания по индикаторной диаграмме не совпадают. Это связано,
в частности, с тем, что на длительность фаз сгорания по индика-
торной диаграмме влияет движение поршня (изменение объема
заряда).
Фазы сгорания по индикаторной диаграмме. Характер тепловыде-
ления, потери теплоты в среду охлаждения, утечки через поршневые
кольца совместно со скоростью изменения объема при движении
поршня определяют изменение давления в цилиндре, от которого
зависят экономические и энергетические показатели дизеля, механи-
ческие, тепловые нагрузки и шумоизлучение.
На рис. 3.68, а приведены зависимости давления и средней по
объему (термодинамической) температуры рабочего тела по углу
172
Рис. 3.68. Индикаторные диаграммы и характеристики ввода гг и активного выделе-
ния Хх теплоты:
а — фазы сгорания; б — влияние формы характеристики впрыскивания на изменение давления
в цилиндре при сгорании
поворота коленчатого вала. Под зависимостями р, приведе-
ны интегральные характеристики впрыскивания и активного тепло-
выделения. На рис. 3.68, б иллюстрируется влияние ступенчатой
характеристики впрыскивания на зависимость p=f (<р). На рис. 3.69
приведена касательная к участку повышения давления, демонстри-
рующая максимальную скорость нарастания давления (dpjdtp)^, от
которой зависят характер приложения усилия к деталям двигателя
и шумоизлучение от процесса сгорания (flpld(p)BM=tE't-
Первая фаза сгорания, или период задержки воспламенения,
определяется как интервал времени или углов поворота колен-
чатого вала 0i от начала впрыскивания (ф„.вп) до момента, когда
давление в цилиндре становится в результате выделения теплоты
выше давления при сжатии заряда без впрыскивания топлива (точка
а на диаграмме давления рис. 3.68, а).
Период задержки воспламенения при впрыскивании жидкого
топлива включает в себя время, необходимое для распада струй
на капли, некоторого продвижения капель по объему камеры сго-
рания, прогрева, частичного испарения и смешения топливных па-
ров с воздухом, а также время саморазгона химических реакций.
Неоднородность смеси положительно влияет на развитие воспла-
менения, так как предопределяет существование в каких-то зонах
173
Рис. 3.69. Иллюстрация на ин-
дикаторной диаграмме спосо-
ба определения максимальной
скорости нарастания давления
условий, наиболее благоприятных для
воспламенения.
Именно наличие всей гаммы соста-
вов смеси и температур определяет
возможность воспламенения в среднем
очень бедной смеси, например с а=6
и более. Если период задержки восп-
ламенения больше продолжительности
впрыскивания, все топливо подается
в цилиндр до начала воспламенения,
большая часть его успевает испариться
и смешаться с воздухом. В результате
объемного воспламенения этой части
топлива в цилиндре развиваются высо-
кие давления, высокими оказываются
динамические нагрузки на детали и шу-
моизлучение.
На длительность 0, влияют следующие факторы.
1. Воспламеняемость топлива. Чем больше цетановое число, тем
лучше воспламеняемость топлива.
2. Давление и температура заряда в начале впрыскивания топ-
лива. Увеличение давления и особенно температуры, как правило,
сокращает 0,. Поэтому применение наддува, особенно без проме-
жуточного охлаждения воздуха, повышение степени сжатия,
уменьшение угла опережения впрыскивания до определенного зна-
чения способствуют уменьшению 0,. При эксплуатации в резуль-
тате увеличения утечек заряда через неплотности давления и тем-
пература заряда в конце сжатия снижаются, что вызывает удлине-
ние 0,.
3. Тип камеры сгорания. Он оказывает влияние на 0, вследствие
различий в распределении топлива по объему заряда и в пристеноч-
ной зоне, а также в температуре стенок камеры сгорания.
4. Интенсивность направленного движения заряда. Увеличение
интенсивности движения заряда в дизеле, как правило, несколько
сокращает длительность задержки воспламенения.
5. Характеристики впрыскивания и распиливания. Интенсифика-
ция впрыскивания и ускорение развития топливных струй до опре-
деленного предела способствуют небольшому сокращению 0,.
6. Изменение нагрузки. В зависимости от конструкции топливной
системы 0, изменяется по-разному. Если начало подачи в зависимо-
сти от нагрузки не изменяется, то 0, незначительно удлиняется при
уменьшении нагрузки в связи со снижением давления и температу-
ры заряда в момент начала впрыскивания топлива. Если же при
уменьшении нагрузки начало впрыскивания топлива запаздывает,
то возможно сокращение 0,- вследствие увеличения давления и тем-
174
пературы заряда в цилиндре в момент начала впрыскивания топ-
лива.
7. Увеличение частоты вращения. Увеличение п приводит к воз-
растанию скорости сжатия заряда, улучшению распыливания топ-
лива и повышению давления и температуры заряда в момент нача-
ла впрыскивания топлива. В случае разделенных камер сгорания
возрастает температура горловины и горячей вставки. Все это спо-
собствует сокращению т( с ростом п, особенно в дизелях с разделен-
ными камерами сгорания. Продолжительность периода О, в град
ПКВ при этом растет, причем в меньшей степени в случае разделен-
ных камер сгорания.
Вторая фаза Сгорания, или фаза быстрого сгорания, обозначен-
ная на рис. 3.68, а, 6и, начинается с момента, определяемого как
момент воспламенения, и продолжается до достижения максимума
давления. Эту фазу можно разделить на две части: от начала
сгорания до точки б и участок б — z (см. рис. 3.68, а). В течение
первой сгорает часть смеси, подготовленная к воспламенению за
0, и происходит быстрое тепловыделение и нарастание давления.
В течение этой части второй фазы имеет место максимальная
величина скорости нарастания давления в цилиндре — (dpfdqi)^.
Начиная с точки б процесс лимитируется смешением топлива и воз-
духа и, следовательно, принципиально возможно направленное из-
менение характера тепловыделения и нарастания давления.
На развитие и длительность второй фазы сгорания влияют
следующие факторы.
1. Количество и состояние топлива, поданного в цилиндр за
6i и подаваемого в течение второй фазы сгорания. При характеристи-
ке 1 впрыскивания (рис. 3.68, б, кривая <т) меньше подача топлива за
0, и, как следствие, меньше (dpld(p)mia. Чем мельче распиливаются
и быстрее охватывают объем заряда первые порции впрыскива-
емого топлива, тем интенсивнее тепловыделение и нарастание дав-
ления во второй фазе.
2. Скорость движения заряда. Вплоть до некоторого значения
увеличение скорости движения заряда способствует интенсификации
тепловыделения в фазе быстрого сгорания. При сильном перезавих-
ривании уменьшается количество теплоты, выделяемой за вторую
часть второй фазы сгорания. Интенсивность тепловыделения в пер-
вой части этой фазы не снижается.
3. Тип камеры сгорания. От типа камеры сгорания существенно
зависит характер развития второй фазы сгорания в связи с влияни-
ем его на длительность 0„ а также на количество ТВС, подготовлен-
ной к воспламенению за 0, и после начала воспламенения.
4. Нагрузка. При уменьшении нагрузки сокращается продол-
жительность второй фазы сгорания за счет заключительной ее
175
части, что связано с уменьшением величины впрыскиваемой порции
топлива и длительности ее подачи.
5. Частота вращения. При повышении частоты вращения т2 сок-
ращается в такой степени, что продолжительность ®2, выраженная
в град ПКВ, возрастает в существенно меньшей степени, чем часто-
та вращения. Связано это с улучшением распиливания топлива,
уменьшением продолжительности впрыскивания во времени, увели-
чением интенсивности движения заряда, повышением параметров
состояния заряда р и Т, способствующим ускорению химических
реакций.
Третья фаза сгорания, или фаза быстрого диффузионного сгора-
ния, наиболее ярко выраженная при больших нагрузках и в дизелях
с наддувом, начинается в момент достижения максимума давления
и завершается в момент максимума температуры, который всегда
достигается позже максимума давления. В третьей фазе имеет место
диффузионное сгорание при интенсивном смешении.
На развитие третьей фазы сгорания оказывают влияние следу-
ющие факторы.
1. Качество распыливания и количество топлива, впрыскиваемого
после начала сгорания. Если впрыскивание топлива завершается до
начала третьей фазы, то количество теплоты, выделяемой в этой
фазе, и длительность ее невелики. Это имеет место, в частности, при
малых нагрузках дизеля.
2. Скорость движения воздушного заряда. Увеличение скорости
движения заряда до некоторого оптимального значения увеличива-
ет тепловыделение в третьей фазе. При «перезавихривании» заряда
тепловыделение в третьей фазе снижается. Это связано с ухудшени-
ем распределения топлива в объеме заряда и с переносом продуктов
сгорания из зоны одного факела в зону другого. Оба фактора
увеличивают неполноту сгорания и вызывают дымление дизеля.
3. Наддув. Введение наддува увеличивает тепловыделение. При
наддуве количество теплоты, выделяемой в течение третьей фазы,
может превышать количество теплоты, выделяемой в течение вто-
рой фазы. Высокими при этом оказываются также скорости тепло-
выделения. С повышением степени наддува длительность третьей
фазы и тепловыделение за этот период возрастают.
4. Увеличение частоты вращения. Подача и распиливание топ-
лива интенсифицируются, а скорость движения заряда повышается
вследствие увеличения п. Продолжительность третьей фазы по вре-
мени сокращается, а в градусах может возрасти.
Четвертая фаза сгорания (догорание) продолжается с момента
достижения максимальной температуры цикла до окончания тепло-
выделения. В этой фазе также происходит диффузионное сгорание,
но при малой скорости смешения, так как основная часть топлива
и окислителя уже израсходована. При благоприятных условиях
176
происходит достаточно полное выгорание сажи, образовавшейся
в течение предыдущих фаз сгорания.
На развитие четвертой фазы сгорания влияют следующие фак-
торы.
1. Турбулентные пульсации заряда. Они увеличивают вероят-
ность своевременного контакта между частицами топлива и окисли-
теля. Высокочастотные пульсации обеспечивают относительную
скорость между частицами сажи и заряда, необходимую для завер-
шения сгорания.
2. Качество распиливания порций топлива, подаваемых в конце
впрыскивания. Чем больше максимальный диаметр капель, чем
длительнее процесс догорания топлива. Продолжительное снижение
давления впрыскивания, подвпрыскивания способны вызывать не-
допустимое затягивание процесса сгорания и образование сажи.
При этом ухудшается не только теплоиспользование, но и снижает-
ся надежность работы дизеля вследствие закоксовывания распыли-
вающих отверстий и повышенных отложений на деталях.
3. Попадание топлива на холодные поверхности внутрицилинд-
рового пространства. Это явление также может вызвать затянутое
догорание.
3.7. ПРОЦЕСС РАСШИРЕНИЯ
Процесс сгорания поданного в цилиндр топлива завершается
в начале такта расширения, когда поршень перемещается к НМТ.
В связи с этим, несмотря на увеличение объема при перемещении
поршня, для любых ПДВС за начало собственно процесса расшире-
ния принято принимать не ВМТ, а точку z расчетной диаграммы.
Расширение, протекающее в течение рабочего хода поршня, являет-
ся в безнаддувных двигателях единственным процессом, в котором
совершается полезная работа, обеспечивающая на валу двигателя
положительный крутящий момент. В общем случае от величины
производимой в течение такта расширения работы зависит мощ-
ность, развиваемая двигателем.
Расширение происходит при переменных величинах поверхности
теплообмена, а также давления и температуры в надпоршневом
пространстве, и сопровождается потерями незначительного количе-
ства рабочего тела (РТ) через кольцевые уплотнения.
В начале такта расширения теплота от сгорания топлива идет
в основном на повышение внутренней энергии РТ, поскольку пере-
мещение поршня невелико и совершаемая газами положительная
работа незначительна. Другая часть выделившейся при сгорании
теплоты отводится через поверхности КС в систему охлаждения.
Несмотря на увеличение надпоршневого объема, по мере вращения
12 - 4664
177
коленчатого вала давление в цилиндре в начале хода поршня от
ВМТ повышается из-за сгорания топлива с выделением больших
количеств теплоты, чем суммарные ее затраты на теплообмен и со-
вершаемую работу. В связи с более длительным и замедленным
тепловыделением в дизелях увеличение давления после прохожде-
ния поршнем ВМТ продолжается дольше, чем в двигателях с ис-
кровым зажиганием. Значительные перепады между температурой
рабочего тела и температурой стенок цилиндра вызывают в этот
период процесса большие потери теплоты в систему охлаждения.
Следствием выделения теплоты при сгорании, вызывающим увели-
чение давления заряда, являются отрицательные текущие значения
показателя политропы и2 в начале такта расширения.
Дальнейшее перемещение поршня в сторону НМТ сопровожда-
ется уменьшением выделяющейся при сгорании топлива теплоты,
а также увеличением ее затрат на совершение работы и теплообмен.
Результатом этого является замедление нарастания давления и до-
стижение им своего максимального значения, после чего начинается
резкое его понижение. В момент достижения давлением величины
Ртм мгновенное значение показателя политропы и2 равно нулю
и при дальнейшем расширении рабочего тела становится положи-
тельным.
По причине продолжающегося тепловыделения максимальное
значение температуры РТ в цилиндре достигается позже, нежели
Ртах- Очевидно, что при достижении Ути теплота, выделяющаяся
при догорании топлива, будет численно равна (за вычетом потерь
в стенки) совершаемой газами работе, т. е. в момент достижения
Тти расширение становится квазиизотермическим и и2 = 1.
При дальнейшем перемещении поршня к НМТ температура
газов начинает уменьшаться, хотя в цилиндре еще продолжается
догорание. Это объясняется тем, что производимая работа начина-
ет превышать выделяющуюся теплоту. Выделение теплоты сопро-
вождается увеличением энтропии. Постоянно возрастающая по-
верхность, контактирующая с рабочим телом, вызывает увеличение
теплообмена продуктов сгорания со стенками цилиндра. В некото-
рый момент количество выделяющейся теплоты становится равным
теплопотерям в стенки и текущий показатель политропы п2 станет
равным показателю адиабаты к2 (dq=O, tfc=0); в дальнейшем ра-
бота производится за счет внутренней энергии рабочего тела. При
дальнейшем расширении значения показателя политропы п2 будут
превышать величину показателя адиабаты к2 и энтропия продуктов
сгорания начнет уменьшаться (рис. 3.70).
Показатель адиабаты к2 продуктов сгорания равен 1,25...1,3. Он
увеличивается по мере обеднения сжигаемой топливовоздушной
смеси и уменьшения температуры.
178
Теплота, потерянная в начале так-
та в результате диссоциации и вновь
выделяемая при последующей реком-
бинации молекул, используется су-
щественно менее эффективно (с
меньшей степенью расширения), чем
могла бы быть использована при от-
сутствии диссоциации.
Когда догорание прекращается,
производимая продуктами сгорания
работа возрастает, и в дальнейшем
процесс расширения сопровождает-
ся резким падением давления и тем-
пературы. Показатель политропы
и2 продолжает несколько возра-
стать.
В целях быстрейшего прогрева
активных поверхностей каталитичес-
кого нейтрализатора после пуска
в некоторых современных двигате-
Рис. 3.70. Изменение параметров
рабочего тела, а также показате-
лей адиабаты и политропы в про-
цессе расширения
лях с впрыскиванием топлива реа-
лизуется подача небольших количеств топлива в конце такта рас-
ширения.
В конце рабочего хода (до прихода поршня в НМТ) начинается
процесс газообмена, когда открываются выпускные клапана и/или
выпускные окна.
Переменные значения показателя политропы п2 затрудняют про-
ведение термодиамических расчетов, поэтому в них обычно исполь-
зуют среднюю величину п2. Путем обработки результатов соответ-
ствующих экспериментов получают данные, позволяющие выби-
рать для проведения расчетов средние значения п2 в зависимости от
конструктивных особенностей и режима работы двигателя.
Параметры РТ в конце процесса расширения могут быть опре-
делены по формулам политропного процесса. В этом случае рас-
сматривается процесс изменения объема, начиная с точки z расчет-
ной диаграммы и кончая НМТ. Так, для дизелей:
pb^pzmni (зл5)
Tb=Tz(M5)ni~\ (3.16)
где <5 = Vb/Vz — степень последующего расширения. Для двигателей
с искровым зажиганием (<5=е)
12*
179
рь=р2тП1-,
Tb=Tz(M^~Y
(3.17)
(3.18)
Выбор значений показателя политропы п2. Показатель п2 зависит
от типа двигателя, его конструктивных особенностей и режима
работы. Поскольку на значение показателя политропы влияет ин-
тенсивность теплообмена рабочего тела со стенками цилиндра,
к уменьшению и2 приводят все мероприятия, ограничивающие от-
вод теплоты в стенки цилиндра.
Так как потери теплоты через стенки цилиндра зависят от по-
верхности, приходящейся на единицу объема (FfV^, то увеличение
диаметра цилиндра при неизменном значении его объема Va должно
сопровождаться уменьшением относительных поверхностей тепло-
обмена, а потому показатель п2 для короткоходных двигателей
должен быть меньше, чем для длинноходных двигателей того же
объема. Значение показателя п2 снижает и пропорциональное увели-
чение размеров цилиндра, поскольку и в этом случае должно пони-
жаться отношение FjVa-
Аналогично отношению FfVa на величину показателя и2 как
двигателей с искровым зажиганием, так и дизелей влияет наддув.
При использовании наддува уменьшаются относительные потери
теплоты в стенки цилиндров от большей массы рабочего тела, что
имеет следствием уменьшение показателя политропы. В дизелях
показатель п2 несколько ниже, чем в двигателях с искровым зажига-
нием, что является следствием большей в них дительности процесса
сгорания.
Существенное влияние на величину п2 оказывает время теплооб-
мена, определяемое частотой вращения коленчатого вала. По мере
роста частоты вращения сокращается время теплообмена, благо-
даря чему понижается п2. В том же направлении действует и неко-
торое затягивание процесса сгорания по углу поворота коленчатого
вала. Если в двигателях с искровым зажиганием указанное затяги-
вание при увеличении частоты вращения может несколько компен-
сироваться более ранним поджиганием смеси, то в дизелях с тради-
ционными системами топливоподачи благодаря выделению боль-
ших количеств теплоты на линии расширения показатель политро-
пы и2 уменьшается.
Понижение нагрузки в дизелях достигается уменьшением цик-
ловой подачи. В связи с этим при отсутствии регулирования момен-
та начала впрыскивания количество теплоты, выделяемой на линии
расширения, становится меньше, благодаря чему среднее значение
показателя и2 возрастает.
180
В двигателях с искровым зажиганием уменьшение нагрузки
обусловлено сжиганием в цилиндрах меньших количеств рабочей
смеси при более неблагоприятных условиях. В итоге процесс
сгорания затягивается и одновременно увеличиваются относи-
тельные потери теплоты. В результате показатель политропы рас-
ширения п2 при закрытии дроссельной заслонки от 100 до 50%
практически не изменяется. При меньших нагрузках п2 несколько
возрастает.
Прогрев двигателя сопровождается большими потерями тепло-
ты в стенки КС и цилиндров, а потому значение показателя и2 воз-
растает. Использование для деталей цилиндропоршневой группы
материалов с низкими коэффициентами теплопроводности должно
приводить к понижению п2.
Значения показателя политропы п2, а также давление и тем-
пература в конце процесса расширения для дизелей и двигателей
с искровым зажиганием приведены в табл. 3.4.
Таблица 3.4
Тип двигателя л2 Ph, МПа ть,к
Двигатель с искровым зажига- нием Дизель 1,23—1,30 1,18-1,28 0,35-0,5 0,2-0,40 1200-1700 1000...1200
ГЛАВА 4
ИНДИКАТОРНЫЕ И ЭФФЕКТИВНЫЕ
ПОКАЗАТЕЛИ
4.1. ИНДИКАТОРНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ
4.1.1. ОСНОВНЫЕ ВЗАИМОСВЯЗИ
В гл. 1 приведены и пояснены основные показатели цикла
и двигателя. Ниже рассматриваются взаимосвязи между индика-
торными показателями и влияющими на них параметрами.
Индикаторный КПД и среднее индикаторное давление харак-
теризуют совершенство действительного цикла, причем индика-
торный КПД показывает, насколько экономно при развитии дей-
ствительного цикла теплота, заключенная в топливе, преобразует-
ся в индикаторную работу, в то время как среднее индикаторное
давление показывает, насколько эффективно используется рабо-
чий объем цилиндра, который в большой мере определяет габари-
ты и массу двигателя. Среднее индикаторное давление также
можно считать показателем экономическим, так как чем больше
среднее индикаторное давление, тем меньше материалов расходу-
ется на единицу вырабатываемой работы цикла. Понятно, что
материалы имеют стоимость, на их получение и обработку затра-
чивается энергия. Кроме сказанного следует отметить, что при
повышении индикаторного КПД и среднего индикаторного давле-
ния уменьшается количество удельных вредных выбросов и диок-
сидов углерода. Из сказанного ясно, что изучение факторов, влия-
ющих на tjj и ph важно.
Коэффициент избытка воздуха определяют по формуле
где Свщ — количество сухого воздуха*, поступающего в двигатель
за цикл; Gra — цикловая подача топлива.
♦Учет влажности воздуха оказывает существенное влияние только при боль-
шой ее величине и высокой температуре воздуха.
182
Коэффициент наполнения для двигателей с внутренним смесеоб-
разованием определяется как
Чч ^вц/( ^APo(r))j
где Gm — количество влажного воздуха, поступающего в двигатель
за цикл.
Плотность воздуха р определяется по условиям окружающей
среды в случае двигателей без. наддува (индекс «О») и по условиям во
впускном коллекторе для двигателя с наддувом (индекс «к»).
Цикловая подача топлива Gn из приведенных в гл. 1 выражений
для тц и pt может быть представлена как
Цикловую подачу топлива можно определить так же, как GBCII/(aZo).
Следовательно,
СвсцДа/о) =piVhl(4iHu).
Из теплотехники известно, что
GBn=GBai(l + d),
где d — влагосодержание влажного воздуха (обычно при расчетах
принимают d—О). Отсюда
Свсц= Ggjfl +
Используя это выражение, получим
^вд Pi^h
alo(l+d) TjiHu
Из уравнения для коэффициента наполнения Gxl=TivVilp0^). Исполь-
зуя это выражение, получим
/Л 1\
л==777тзг’М’о«- (41)
Для двигателей с внешним смесеобразованием, если т]„ определя-
ется по количеству свежей смеси (например, для газовых двига-
телей),
183
^вд + Сгтц <?всц(1 +4) + бтц ОщИ/оП+^+Стд Gra[aZ0(l + rf)4-l]"
^*РО(х) VkPow VhPfXt) VhPQ{l}
Окончательно
A^*[aWl+^+l]
riv=--------------
mHuVhPa^}
ни
P,= , OT«Po(x),
afo(l+d)+l
(4.2)
где pt в МПа, если Hu в МДж/кг и р в кг/м3.
Если при внешнем смесеобразовании и поступлении топлива
в газообразном виде определять коэффициент наполнения только
по воздуху, то выражение (4.1) окажется общим для обоих типов
двигателей.
Экономичность действительного цикла можно выразить: r]t=
=PiVlt/GTJlHu, или для определенного топлива
<ХТ a
Й=-1(Л
где GT — часовой расход топлива, кг/ч; Nf в кВт и g, в г/(кВт • ч);
g,Hur/,=3600 или
й=3600/(Ял,).
(4.3)
В гл. 1 приведено выражение для индикаторной мощности:
Nt=
PiVljn
ЗОт
(4-4)
где Nf в кВт, если pt в МПа и И* в дм3.
Индикаторный момент
Mt—NJco,
где со — частота вращения коленчатого вала, равная ли/30. После
подстановки и учета размерностей получим:
,, 1000 г/-
ЛГ(=------piVhi,
ят
(4-5)
где Mt в Н м, если pt в МПа и И* в дм3.
184
4.1.2. ВЛИЯНИЕ РАЗЛИЧНЫХ ФАКТОРОВ НА ИНДИКАТОРНЫЕ
ПОКАЗАТЕЛИ ДИЗЕЛЯ
Степень сжатия и кинематика привода поршня. Как отмечалось
при рассмотрении процесса сжатия, выбор степени сжатия опреде-
ляется условиями холодного пуска. Поэтому большое влияние на
выбор степени сжатия оказывают те факторы, от которых зависят
давление и температура в цилиндре в конце процесса сжатия. Это
в первую очередь условия теплообмена, на которые влияют, в част-
ности, размеры двигателя и тип камеры сгорания.
При камерах непосредственного впрыскивания, которые почти
исключительно применяются на современных автотракторных дизе-
лях, в зависимости от диаметра цилиндра степень сжатия находится
в пределах от 16 до 21. Как известно, в диапазоне высоких степеней
сжатия термический КПД мало изменяется с повышением степени
сжатия. В действительности повышение степени сжатия может вы-
звать негативные последствия, если не принять мер по оптимизации
процессов смесеобразования и тепловыделения в связи с тем, что
при повышении е возрастает плотность заряда в цилиндре, что
влияет на характеристики распиливания, особенно на динамику
развития топливных струй в камере сгорания.
В целом повышение степени сжатия в дизеле нельзя рассматри-
вать как самостоятельный фактор влияния на основные индикатор-
ные показатели, если только степень сжатия не меняется с режимом
работы дизеля.
В случае, если имеется возможность изменять степень сжатия, то
наиболее высокая степень сжатия применяется на режимах пуска,
а наименьшая — на высоких нагрузочных режимах дизеля с над-
дувом. Это позволяет повысить степень форсирования при ограни-
ченном значении максимального давления цикла.
Конструкция и регулировки системы газораспределения. Влияние
сопротивлений на впуске и выпуске, инерционных и колебательных
явлений в системах, а также оптимизации фаз газораспределения на
индикаторные показатели проявляются в основном через коэффици-
ент наполнения. Потери на газообмен включаются в механические
или внутренние потери. Эти явления подробно рассмотрены в 3.1.
Пропорционально повышению коэффициента наполнения при
сохранении неизменным избытка воздуха может изменяться среднее
индикаторное давление. Возможны и другие решения — например,
использование увеличения избытка воздуха для уменьшения выбро-
са твердых частиц и снижения тепловой напряженности деталей (см.
4.3.1).
Конструкция системы газообмена может быть использована
также с целью оптимизации процессов смесеобразования и тепло-
выделения (см. 3.4.3) и организации внутренней рециркуляции вы-
пускных газов для снижения выброса оксидов азота.
185
Характер тепловыделения. Как следует из 3.6.2, в случае харак-
теристик впрыскивания, применяемых в дизелях в настоящее время,
тепловыделение имеет три ярко выраженные фазы, причем
в третьей фазе выгорает до 90% всего впрыскиваемого топлива.
Воздействие на вторую фазу путем применения предварительного
впрыскивания малой дозы топлива (1...3 ммэ/цикл) или придания
начальному участку основного впрыскивания ступенчатого харак-
тера имеет следствием уменьшение скорости тепловыделения во
второй фазе, снижение шумоизлучения и концентрации оксида азота
в выпускных газах. На основные показатели действительного цикла
эти мероприятия влияния не оказывают при правильном выборе
опережения воспламенения.
Существенное влияние на и на среднее давление цикла оказы-
вает длительность выделения теплоты, особенно если она превыша-
ет 50 град ПКВ. Связано это, конечно, с увеличением потерь
теплоты из-за ее несвоевременности выделения, т. е. поздним (от-
носительно ВМТ) ее завершением.
Известны также попытки уменьшения скорости движения порш-
ня вблизи ВМТ специальным конструированием привода поршня.
Цель — уменьшить потери, связанные с несвоевременностью теп-
ловыделения за счет окончания тепловыделения ближе к ВМТ.
Положительный эффект может быть получен в случае, если одно-
временно, например за счет применения составных деталей, будет
обеспечено существенное снижение потерь теплоты в среду охлажде-
ния. В противном случае увеличение теплопереноса от заряда к де-
талям из-за повышения времени, в течение которого в цилиндре
имеют место высокие давления и температуры заряда, увеличит
общие потери теплоты в среду охлаждения, что может свести на нет
преимущество, связанное с уменьшением потерь от несвоевремен-
ности тепловыделения. Не исключен и обратный эффект — сниже-
ние тк в случае, если влияние повышения потерь теплоты в среду
охлаждения вследствие замедления движения поршня вблизи ВМТ
будет превалировать над уменьшением потерь теплоты из-за несво-
евременности тепловыделения.
Уместно подчеркнуть, что высокие индикаторные показатели
одновременно с малым шумоизлучением и малым выбросом оксида
азота удается обеспечить в первую очередь благодаря применению
современных топливных систем, в частности аккумуляторных си-
стем с электронным управлением.
Угол опережения впрыскивания и угол опережения воспламенения.
Под углом опережения впрыскивания понимается интервал углов
между началом впрыскивания и положением поршня в конкретном
цилиндре в ВМТ.
Углом опережения воспламенения называется интервал углов
между началом воспламенения и положением поршня в ВМТ. Под
началом воспламенения обычно понимают либо момент отрыва на
186
графике индикаторной диаграммы в координатах р — (р линии
горения от линии сжатия (см. рис. 3.69), либо момент на харак-
теристике тепловыделения, в который выделение теплоты компен-
сирует затраты ее на прогрев и испарение топлива. Момент восп-
ламенения зависит от момента начала впрыскивания (точка а на
рис. 3.69) и длительности (в градусах поворота коленчатого вала)
периода задержки воспламенения 0;. Факторы, влияющие на дли-
тельность 0„ рассмотрены в 3.6.3.
По мере увеличения угла опережения впрыскивания несколько
возрастает скорость продвижения топливных струй и уменьшает-
ся угол конуса струй. Конечно, оказывает влияние и изменение по
углу поворота коленчатого вала характера движения заряда в ци-
линдре. Скорость вытеснения заряда из надпоршневого зазора до-
стигает, согласно измерениям, максимума за 6... 10 град до ВМТ.
Тангенциальная составляющая скорости стремится к максимуму
в ВМТ. Перетекание заряда из надпоршневой полости в глубину
объема камеры сгорания происходит вдоль стенки камеры сгорания
при большой относительно тангенциальной составляющей скоро-
сти и с некоторым отрывом от стенки под кромкой камеры сгора-
ния (с образовнием вторичных вихрей, вращение которых проис-
ходит вокруг оси в виде окружности, расположенной в горизонталь-
ной плоскости). Как отмечалось в 3.6.2, такое движение организует-
ся специально конструкцией поршня с суженной горловиной в виде
оптимально подобранного по диаметру и высоте пояска. Сочетание
скорости, с которой подходят вершины струй к зоне наибольших
скоростей вблизи стенки камеры сгорания, может оказывать влия-
ние на снос капель топлива как в тангенциальном направлении, так
и вглубь камеры сгорания. Эти эффекты могут некоторым образом
влиять и на rh и р, при изменении начала впрыскивания.
По мере запаздывания начала впрыскивиания и, как следствие,
начала воспламенения, уменьшается отрицательная работа сжатия,
но увеличивается до определенного значения 0ВОсш1, работа расшире-
ния — последнее связано с совместным действием следующих фак-
торов: уменьшаются потери теплоты в среду охлаждения (рис. 4.1),
снижаются потери, связанные с несвоевременностью выделения те-
плоты; уменьшаются потери работы цикла, связанные с влиянием
зависимости теплоемкости от температуры (так как снижаются
значения максимальной температуры заряда). Совместное действие
факторов, различным образом влияющих на и ph и определяет
наличие оптимального угла опережения воспламенения.
Увеличение угла опережения впрыскивания имеет следствием
повышение максимального давления цикла и максимальной скоро-
сти нарастания давления в период сгорания. Связано это с большим
выделением теплоты при уменьшающемся объеме заряда и сдвигом
к ВМТ максимума скорости тепловыделения в основной фазе про-
цесса. Увеличение давлений и температур приводит к повышению
187
д, г/(кВт.ч)
-------------.---------43----——
1901___I------1------1------1------1----
22 24 26 28 0о га]. град. ПКВ
тепловых нагрузок на детали
и их температур (головки цилин-
дра tT и гильзы цилиндра
При опережении впрыскивания
также увеличивается образова-
ние оксидов азота.
Коэффициент избытка воз-
духа. Оптимальный момент вос-
пламенения, естественно, сдви-
гается к ВМТ с ростом коэф-
фициента избытка воздуха
(уменьшением цикловой пода-
чи топлива и количества вводи-
мой в цикл теплоты), так как
сокращается длительность вы-
деления теплоты.
Увеличение избытка возду-
ха сопровождается снижением
всех характерных температур
цикла, так как к несколько уве-
личивающемуся количеству за-
ряда подводится все меньшее
количество теплоты
Рис. 4.1. Характеристика по углу опе-
режения впрыскивания
„ гт VhPofzflv и
alb
где Ни, рО(г), к, Ни не зависят от а и поэтому Qn=GTnHu~r]^la.
Средняя тепловая нагрузка на детали существенно уменьшается
с ростом а в результате снижения температур заряда. В результате
уменьшения тепловых нагрузок снижается температура деталей.
Весьма существенно уменьшается потеря теплоты в среду охлажде-
ния, которая определяется разностью ат-срТри—aTcpTw, где —
средняя за цикл результирующая по теплообмену температура ра-
бочего тела в цилиндре, определяемая как
720
ГГ _ О
“Тер
где аГсР — средний по времени суммарный коэффициент теплоот-
дачи, который учитывает влияние не только конвективного тепло-
обмена, но и излучения; Тж — средняя температура поверхностей
188
деталей. Однако, так как количество вводимой теплоты уменьша-
ется в большей степени, то относительные потери теплоты увели-
чиваются с ростом а (уменьшением внешней нагрузки). Положи-
тельное влияние снижения теплоемкости заряда (в результате уве-
личения доли в заряде двухатомных газов и понижения температу-
ры заряда) и возрастания степени последующего (после окончания
тепловыделения) расширения оказывается существенно большим,
чем отрицательное влияние увеличения относительных потерь теп-
лоты в среду охлаждения, и заметно возрастает при увеличении
а (рис. 4.2, а). При максимальных значениях избытка воздуха может
наблюдаться небольшое снижение гц под влиянием увеличения от-
носительных потерь в среду охлаждения и более грубого распыли-
вания топлива (последнее — в случае топливных систем без гибкого
управления).
Среднее давление цикла изменяется пропорционально ifa ^„/а,
в результате чего и обеспечивается качественное регулирование
двигателя в связи с изменением внешней нагрузки.
По мере обеднения смеси существенно снижаются также механи-
ческие нагрузки на детали (pmaT, dpfd(pm^.
С увеличением а коэффициент наполнения несколько возрастает
в связи с уменьшением подогрева заряда, который в процессе впуска
соприкасается с деталями, имеющими меньшую температуру. Про-
исходит это, несмотря на увеличение коэффициента остаточных
газов, из-за снижения их температуры. Снижение температуры вы-
пускаемых из цилиндра газов и повышение их плотности являются
причиной небольшого увеличения потерь на газообмен.
С уменьшением а заметно растет температура газов в выпуск-
ном трубопроводе, что обеспечивает наряду с другими факторами
повышение частоты вращения вала ТКР и увеличение давления
наддува.
Рис. 4.2. Зависимости тц и т^а от коэффициента избытка воздуха для дизеля (а)
и двигателя с искровым зажиганием (б)
189
Частота вращения. С ростом частоты вращения увеличивается
длительность тепловыделения* (выраженная в градусах) и сущест-
венно снижаются абсолютные и относительные потери в среду
охлаждения. Последнее имеет место, несмотря на увеличение интен-
сивности теплопереноса и средних тепловых нагрузок на детали,
в связи с уменьшением времени теплообмена. Как следствие умень-
шения относительных потерь в среду охлаждения растет т/, (рис. 4.3,
а). Это, естественно, имеет место при оптимальной настройке про-
цессов смесеобразования и тепловыделения. Увеличение длитель-
ности тепловыделения и уменьшение потерь в среду охлаждения
сопровождаются существенным опережением оптимального момен-
та воспламенения.
Уменьшение потерь теплоты в среду охлаждения и более раннее
начало тепловыделения приводят к существенному росту механи-
ческих нагрузок на детали [рти (dp/chp)^J, так как больше теплоты
выделяется при уменьшающемся объеме заряда. На изменение
(dpldq>)n„ оказывает влияние также большая скорость уменьшения
объема при более раннем воспламенении. Настройка управляемой
системы наддува может оказать существенное влияние на изменение
параметров цикла в функции частоты вращения.
Температура газов в выпускном трубопроводе (перед турбиной
ТКР) обычно увеличивается с ростом п в основном вследствие
уменьшения степени последующего (после окончания тепловыделе-
ния) расширения. Влияет, конечно, и уменьшение потерь теплоты
в среду охлаждения.
В дизелях с наддувом на зависимость 1/,=/(л) существенно вли-
яет выбор системы наддува. Среднее индикаторное давление изме-
няется в дизеле с наддувом при изменении п пропорционально
WaOW’ow)-
Атмосферное давление. При неизменной цикловой подаче топ-
лива коэффициент избытка воздуха возрастает пропорционально
увеличению массового наполнения, т. е. пропорционально ti„p0.
Увеличение коэффициента избытка воздуха имеет следствием по-
вышение т/t. Так как отношение (jf„p0)/a остается неизменным, то
р, растет в той же степени, что и fy. Увеличение избытка воздуха
имеет следствием снижение всех характерных температур рабочего
тела.
Максимальное давление цикла, конечно, возрастает с ростом р0.
Повышение плотности заряда в цилиндре может вызвать сокраще-
ние периода задержки воспламенения, увеличение угла конуса струй
и уменьшение продвижения вершины струй в камере сгорания.
Эффекты эти, однако, как правило, невелики. Ситуация может
существенно измениться при работе дизеля на большой высоте над
•Длительность тепловыделения, выраженная в единицах времени, существенно
сокращается с ростом частоты вращения.
190
Рис. 4.3. Зависимости гц и т^/а от частоты вращения (а) и гц от нагрузки (б):
1 — дизель; 2 — двигатель с искровым зажиганием
уровнем моря. В этом случае целесообразно постоянство избытка
воздуха. Современные системы впрыскивания топлива и управления
дизелем это обеспечивают автоматически.
В дизелях с газотурбинным наддувом уменьшение р0 при неиз-
менной подаче топлива имеет следствием меньшее снижение р1г так
как в результате снижения а растет температура газов перед турби-
ной и частота вращения вала ТКР, что в некоторой степени компен-
сирует снижение р0- В условиях а—idem характерные температуры
цикла меняются мало. Несколько возрастает из-за уменьшения
подогрева заряда коэффициент наполнения. Существенно с повыше-
нием р0 растет среднее давление цикла — пропорционально произ-
ведению Ро(ж)ЧЛ«-
Из приведенного выше следует, что при автоматическом поддер-
жании постоянным избытка воздуха среднее давление цикла сущест-
венно чувствительнее к изменению атмосферного давления. Не-
сколько благоприятнее при а=idem изменение КПД цикла. Поддер-
жание а=idem целесообразно с позиций минимизации вредных
выбросов, в частности выбросов твердых частиц, особенно в диапа-
зоне малых частот вращения дизеля.
Температура окружающего воздуха. При неизменной цикловой
подаче топлива повышение То сопровождается уменьшением избыт-
ка воздуха, причем в несколько меньшей степени, чем снижается
плотность воздуха перед впускными органами, так как одновремен-
но из-за уменьшения подогрева заряда при его впуске в цилиндры
возрастает коэффициент наполнения. Уменьшение а приводит к сни-
жению T]i и Pi примерно в одинаковой степени, так как комплекс
p^lJa изменяется мало.
В дизеле с газотурбинным наддувом эти эффекты проявляются
в меньшей степени по причинам, рассмотренным выше при анализе
влияния Ро-
191
При повышении То, естественно, возрастают все характерные
температуры цикла и тепловые нагрузки. Как следствие, увеличи-
ваются абсолютные и относительные потери теплоты в среду
охлаждения. Это, а также снижение термического КПД в связи
с уменьшением избытка воздуха имеет следствием отмеченное вы-
ше падение КПД цикла.
При автоматическом поддержании неизменным избытка воздуха
с ростом То уменьшается цикловая подача топлива, т. е. количество
вводимой в цикл теплоты. Характерные температуры цикла изменя-
ются в существенно меньшей степени, чем при GTO=idem. Коэф-
фициент наполнения, как и в случае GTJl=idem, растет с То из-за
уменьшения подогрева заряда при впуске. Среднее давление цикла
меняется значительно — пропорционально ровд„.
Вновь при поддержании неизменным избытка воздуха /», более,
а ть менее чувствительны к изменению условий окружающей среды.
Необходимо, однако, иметь в виду, что поддержание неизменным
а благоприятнее с позиций вредных выбросов и тепловых нагрузок
на детали дизеля.
Влажность воздуха. Влияние влажности воздуха существенно
при высокой температуре окружающей среды. Так, при То= 308 К
изменение влажности воздуха от 0 до 100% имеет следствием
снижение среднего давления действительного цикла на ~4% в связи
с примерно таким же уменьшением количества сухого воздуха,
поступающего в цилиндры дизеля.
Давление наддува и промежуточное охлаждение воздуха. С увели-
чением давления наддува при а=idem все характерные температуры
цикла, естественно, возрастают, причем более интенсивно при от-
сутствии охладителя. Связано это, конечно, с увеличением началь-
ной температуры цикла (в конце наполнения и начале сжатия).
Максимальное давление цикла повышается с ростом рх в основ-
ном из-за увеличения начального давления. При наличии охлади-
теля максимальное давление цикла выше и в большей степени
изменяется с ростом давления. Это, естественно, объясняется значе-
ниями и характером изменения температуры заряда.
Аналогичные соотношения справедливы и в отношении мак-
симальной скорости нарастания давления. На отличия в и
(dp/dip)^ при наличии и отсутствии охладителя влияют и различия
в теплообмене между зарядом и окружающими его деталями. Уме-
стно при этом напомнить, что интенсивность теплоотдачи снижает-
ся при увеличении температуры газа и возрастает с повышением
давления. При отсутствии охладителя ниже абсолютные значения
потерь теплоты от заряда в среду охлаждения. Однако относитель-
ные потери теплоты заметно выше и несколько увеличиваются
с ростом давления наддува. При наличии охладителя относитель-
ные потери теплоты в среду охлаждения ниже и, напротив, заметно
192
снижаются с ростом давления наддува. Основной причиной раз-
личий в характере изменения QMIQa с давлением наддува при отсут-
ствии и наличии охладителя является существенно большее увеличе-
ние с ростом рж цикловой подачи топлива (количества вводимой
в цикл теплоты) в связи с большим приростом плотности возду-
ха во впускном трубопроводе в случае его промежуточного охлаж-
дения.
На различия в величинах и характере изменения % с давлением
наддува и введением охлаждения воздуха влияют значения теплоем-
костей заряда, связанные с его температурами, которые выше при
отсутствии охладителя, и отмеченные выше различия в относитель-
ных потерях теплоты в среду охлаждения. В итоге, с охладителем
Ъ выше и незначительно растет с давлением наддува, а в случае
отсутствия промежуточного охлаждения воздуха, гр ниже и, напро-
тив, снижается с ростом рж.
Коэффициент наполнения возрастает с увеличением давления
наддува из-за уменьшения подогрева заряда в процессе впуска, так
как снижается температурный напор. Температура заряда впуска-
емого в цилиндр заметно выше в случае отсутствия охладителя
и в большей степени повышается с ростом рж. Поэтому коэффициент
наполнения имеет более высокие значения и в большей степени
возрастает при увеличении давления наддува именно без охлади-
теля.
Среднее давление цикла изменяется пропорционально комплексу
rprppt. Влияние изменения с давлением наддува ??,рж превалирует
и поэтому при наличии охладителя среднее давление цикла имеет
большие значения и в существенно большей степени растет при
увеличении давления наддува. Следовательно, введение промежу-
точного охлаждения воздуха, особенно при высоких степенях над-
дува, является эффективным способом увеличения удельной работы
цикла.
При уменьшении предельно допустимого значения давления
цикла снижаются тепловые нагрузки на детали вследствие уменьше-
ния как интенсивности теплопереноса, так и температурного напо-
ра, снижаются максимальная температура цикла, а также потери
теплоты в среду охлаждения. Среднее давление цикла и КПД умень-
шаются из-за запаздывания начала, а потому и конца тепловыделе-
ния. Увеличиваются потери, связанные с несвоевременностью теп-
ловыделения.
Размерность дизеля. Более высокая степень сжатия и несколько
меньшие относительные потери в среду охлаждения являются при-
чиной более высокого КПД цикла малоразмерного дизеля на номи-
нальном режиме. Существенно выше при этом и р, в связи не только
с более высоким гр, но и вследствие более высокого коэффициента
наполнения. Последнее объясняется благоприятными условиями
13 - 4664
193
для дозарядки. Однако при одинаковой частоте вращения преиму-
щества по имеет большеразмерный дизель в связи с меньшей
относительной поверхностью теплообмена и, как следствие, с мень-
шими относительными потерями в среду охлаждения. Это, а также
меньшее значение степени последующего (после окончания тепло-
выделения) расширения предопределяют большую температуру
газов в выпускном трубопроводе. Большие относительные потери
теплоты в среду охлаждения при равной частоте вращения явля-
ются причиной того, что в малоразмерном дизеле оптимальным
является более позднее начало воспламенения при одинаковой ча-
стоте вращения. Это уменьшает различия в максимальном давле-
нии цикла, связанные с большей степенью сжатия в малоразмерном
дизеле.
На номинальной частоте вращения тепловые нагрузки на детали
существенно выше в малоразмерном дизеле в связи с большей
интенсивностью теплопереноса. Однако это не имеет, как следствие,
существенных различий в температуре деталей, так как в боль-
шеразмерном дизеле больше термическое сопротивление теплопро-
водности.
В заключение следует отметить, что при достижении близкого
совершенства процессов смесеобразования и тепловыделения сред-
ствами, описанными в 3.6, индикаторные показатели малоразмер-
ного дизеля могут не уступать, а в чем-то даже превосходить
показатели большеразмерного дизеля.
4.1.3. ВЛИЯНИЕ РАЗЛИЧНЫХ ФАКТОРОВ НА ИНДИКАТОРНЫЕ
ПОКАЗАТЕЛИ ДВИГАТЕЛЯ С ИСКРОВЫМ ЗАЖИГАНИЕМ
Индикаторные показатели двигателей с искровым зажиганием
зависят от полноты и своевременности сгорания, а также от тепло-
вых потерь в систему охлаждения и с отработавшими газами.
Степень сжатия. У двигателей с искровым зажиганием степень
сжатия £=6,5... 12,0. Меньшие значения е у двигателей грузовых
машин и при наддуве. Наибольшее значение £ имеют двигатели
с впрыскиванием бензина в цилиндр. В указанном диапазоне значе-
ний £ ее влияние на индикаторные показатели весьма существенно.
Увеличение £ заметно повышает ту, и р,. Кроме того, с ростом
£ несколько улучшаются условия воспламенения, что дает возмож-
ность расширить пределы обеднения смеси и получить дополни-
тельное увеличение у, при работе на частичных нагрузках. Чем
больше £, тем меньше поверхность камеры сгорания, но с другой
стороны, несколько возрастает температура газа, поэтому теплооб-
мен между газом и стенками, образующими камеру, может увели-
читься, что снизит эффект от роста £.
194
Увеличение е является основным способом улучшения индика-
торного процесса и повышения двигателя с искровым зажига-
нием, однако чем больше е, тем выше требования к октановому
числу топлива. Следует иметь в виду, что с повышением е увеличи-
ваются тепловые и механические нагрузки на детали двигателя,
а также выброс NOX и СН.
Размеры цилиндра. Чем больше диаметр цилиндра, тем при
данном октановом числе топлива меньше должна быть е для обес-
печения бездетонационной работы. Поэтому при увеличении D не-
обходимо снизить е, использовать топливо с более высоким ок-
тановым числом или при конструировании предусматривать в ци-
линдрах по две свечи зажигания. При неизменной е увеличение
D сопровождается ростом ту, из-за снижения доли теплоты, отдава-
емой в стенки.
Состав смеси. Он сильно влияет на протекание процесса сгора-
ния и соответственно на индикаторные показатели (см. рис. 4.2, б).
Существенно, что максимум достигается при более бедных смесях
по сравнению с теми, которые соответствуют максимуму ??,/а и р,.
Это объясняется тем, что с обеднением смеси до определенных
пределов увеличиваются полнота сгорания и доля в продуктах
сгорания двухатомных газов. Однако при слишком сильном обедне-
нии смеси скорость ее сгорания значительно падает (могут появить-
ся циклы с пропуском воспламенения), сгорание заканчивается все
позднее, а отвод теплоты в стенки увеличивается. Наибольшей
величине соответствует такой состав смеси, при котором имеет
место оптимальное сочетание полноты и скорости сгорания с теп-
лоотводом в стенки. Максимальное значение ^;/а достигается на
несколько обогащенных смесях, при сгорании которых (практически
с максимальной скоростью) имеет место наибольшее значение про-
изведения iji на количество введенной с топливом теплоты. Значения
а, которые соответствуют »;1тах и (»7,/а)шал зависят от протекания
процесса сгорания, т. е. от конструкции двигателя, а также опреде-
ляются положением дроссельной заслонки и частотой вращения. На
режимах полной нагрузки »?1ШИ имеет место при а= 1,1...1,3, а мак-
симум iji/a и Pi — при а=0,85...0,95.
При расслоении заряда в двигателях с впрыскиванием бензина
в цилиндр характер изменения в зависимости от нагрузки такой
же, как у дизеля (см. рис. 4.3, а).
Угол опережения зажигания. Если при прочих неизменных усло-
виях варьировать величиной угла опережения зажигания ipO3, то
таким путем можно приближать или отдалять сгорание топлива
относительно ВМТ. Каждому сочетанию открытия дроссельной
заслонки, а и п соответствует свое значение угла <роз опт, при котором
величины rji и р, одновременно достигают максимума. При позднем
зажигании (рис. 4.4) сгорание переносится на линию расширения,
13*
195
и выделившаяся теплота превращается в работу в течение меньшей
части хода поршня, а тепловые потери в систему охлаждения й с от-
работавшими газами возрастают, что приводит к снижению гц и pt.
С другой стороны, при раннем зажигании, когда <po.3> фо.з.опг> сильно
возрастают максимальная температура Tz и давление цикла р„ что
обусловливает повышенные тепловые потери в систему охлаждения,
а также увеличивает утечку газов через поршневые кольца.
Все факторы, которые повышают скорость сгорания, т. е. со-
кращают длительность первых двух фаз сгорания, одновременно
способствуют уменьшению <роз опг, и наоборот.
Частота вращения. Увеличение п интенсифицирует движение за-
ряда и его сгорание в цилиндре. Однако в связи с сокращением
времени, в течение которого совершается весь цикл, продолжитель-
ность сгорания в град ПКВ (0i и ва) несколько возрастает, а это
требует соответствующего увеличения <ро.3, которое достигают
управлением <ро,3 микропроцессорной системой или центробежным
регулятором опережения зажигания.
С ростом п сокращается время теплоотдачи от газов в стенки
цилиндра, но, с другой стороны, растущая турбулизация заряда
интенсифицирует этот процесс. Утечки газов через кольца снижают-
ся по мере увеличения п. В результате совместного действия указан-
ных факторов с ростом п величины и %/а мало изменяются, имея
тенденцию к некоторому повышению.
Нагрузка двигателя. С уменьшением нагрузки условия воспламе-
нения и сгорания в двигателе с искровым зажиганием ухудшаются,
при этом относительные тепловые потери в систему охлаждения
и с отработавшими газами возрастают. Уменьшение скорости сго-
рания при неизменной частоте вращения может быть несколько
компенсировано увеличением угла опережения зажигания, что до-
стигается управлением <роз микропроцессорной системой или в ре-
зультате работы вакуум-регулятора.
На изменение в зависимости от нагрузки двигателя при посто-
янной частоте вращения (см. рис. 4.3, б) оказывает влияние и изме-
рив. 4.4. Характеристика по углу
опережения зажигания
196
нение а. Наибольшего значения »?,• достигает на средних нагрузках
при а= 1,1...1,3. Ито же касается величины pt то она, естественно,
имеет максимум при полностью открытой дроссельной заслонке
и снижается по мере ее прикрытия. Это является следствием глав-
ным образом уменьшения количества свежей смеси, подаваемой
в цилиндры.
Скорость движения заряда. Для увеличения а при работе двига-
теля на частичных нагрузках, например с целью снижения токсич-
ности ОГ при одновременном улучшении топливной экономично-
сти, часто применяется интенсификация газодинамического состоя-
ния заряда к концу такта сжатия. С этой целью можно использовать
тангенциальные или вихревые впускные каналы, а также специаль-
ные завихривающие или отклоняющие поток заслонки (см. рис.
3.11).
На каждом скоростном и нагрузочном режимах двигателя суще-
ствует некоторая своя оптимальная интенсивность движения заря-
да, обеспечивающая работу с С уменьшением нагрузки оп-
тимальная интенсивность движения должна возрастать.
При чрезмерно высокой интенсивности движения заряда сильно
возрастает теплоотдача в стенки, поэтому уменьшается по сравне-
нию с его максимальным значением на данном режиме.
Наддув. Если двигатель работает на недетонирующем топливе,
то увеличение рж (при фо.з.опг) при турбонаддуве почти не оказывает
влияния на величины и т^/а. Наддув от приводного нагнетателя
несколько улучшает эти показатели. Чаще двигатель работает при
дефиците октанового числа бензина, что сопровождается понижени-
ем гу и п/а. Степень этого понижения зависит от способа устранения
детонации: понижение е, <роз или а.
В табл. 4.1 приведены значения основных индикаторных показа-
телей для двигателей с искровым зажиганием и дизелей.
Худшая экономичность цикла двигателей с искровым зажига-
нием при наддуве объясняется выбором меньших значений сте-
пени сжатия и угла опережения зажигания с целью избежать
детонации.
Таблица 4.1
Тип двигателя Pi, МПа 41 &> г/(гВтч)
Четырехтактные двигатели с ис- кровым зажиганием: без наддува с наддувом Четырехтактные дизели: без наддува с наддувом 1,1...1,5 1,6... 1,85 0,75—1,05 До 2,5 0,35...0,45 0,3...0,4 0,45...0,5 0,45-0,5 223-182 245-200 187... 160 187...160
197
4.1.4. ВЛИЯНИЕ РАЗЛИЧНЫХ ФАКТОРОВ НА ИНДИКАТОРНУЮ
МОЩНОСТЬ И МОМЕНТ
Из выражений (4.4) и (4.5) следует, что на индикаторную мощ-
ность и момент кроме значения р, влияют количество тактов, ци-
линдров и рабочий объем цилиндра, а на — также и.
Количество тактов. В двухтактных двигателях индикаторные
показатели (р„ ijf) обычно ниже, чем в четырехтактных. Это связано
с менее совершенной очисткой цилиндров от продуктов сгорания,
повышенное содержание которых может ухудшить процесс сгора-
ния и теплоиспользование.
Среднее индикаторное давление двухтактных двигателей, отне-
сенное к полному рабочему объему, меньше, чем в четырехтактных,
в связи с потерей части рабочего объема на осуществление газооб-
мена, несколько меньшего а также обычно большего а, к чему
прибегают для снижения тепловой напряженности деталей дви-
гателя. В результате для двигателей без наддува при прочих
равных условиях применение двухтактного цикла вместо четырех-
тактного способствует увеличению мощности и момента лишь на
60...70%.
В четырехтактных двигателях из-за большой энтальпии ОГ
и меньшей тепловой напряженности деталей могут применяться
более эффективные системы газотурбинного наддува, чем на двух-
тактных двигателях. При наддуве от приводного нагнетателя в че-
тырехтактных двигателях меньше удельные затраты мощности на
привод нагнетателя, так как меньше, в частности, подача воздуха на
единицу расходуемого топлива. Поэтому при прочих равных усло-
виях мощность четырехтактного двигателя с наддувом может даже
превышать мощность двухтактного.
Количество цилиндров. Nh Mi при неизменных основных раз-
мерах цилиндра пропорциональны количеству цилиндров. Увеличе-
ние количества цилиндров приводит к усложнению конструкции
и эксплуатации двигателей.
Размеры цилиндра и номинальная частота вращения. Размеры
цилиндра, выраженные через диаметр цилиндра D и ход поршня S,
зависят для заданной мощности от номинальной частоты вращения
ИнОМ. Из выражения средней скорости поршня Сп=5пп/30 следует,
что при увеличении и, чтобы избежать роста Сп, от которой зависят
механические потери двигателя, его надежность и износостойкость,
следует уменьшить 5. При неизменном Vh уменьшение 5 должно
сопровождаться увеличением D. Это возможно, однако, лишь до
определенных пределов, так как чрезмерное уменьшение S/D может
привести к неблагоприятному изменению массовых и габаритных
показателей двигателя, росту механических и термических нагрузок
и ухудшению теплоиспользования. Опыт показывает, что наилуч-
шие показатели автотракторных дизелей обеспечиваются при SfD=
198
= 1,0... 1,3- При меньших S/D ухудшается использование воздуха
вследствие увеличения содержания его в «мертвых» зонах. В случае
двигателей с искровым зажиганием при увеличении размеров двига-
теля требуется снижать е со всеми вытекающими негативными
последствиями.
С увеличением S/D при неизменной частоте вращения и прочих
равных условиях (D, а) уменьшается относительная потеря теплоты
в среду охлаждения и повышается КПД цикла. Это связано с тем,
что количество вводимой теплоты возрастает практически пропор-
ционально S, а потери теплоты в среду охлаждения — в существен-
но меньшей степени, так как увеличение поверхности теплообмена
происходит лишь в заключительной части такта расширения, когда
интенсивность теплопереноса мала. Если, однако, вести анализ не
для равных значений и, а для одинаковых значений средней скоро-
сти поршня, то результат получается обратным из-за увеличения
времени теплообмена в связи с меньшими значениями п при боль-
шем 5. Это, очевидно, является причиной преимущественного при-
менения в дизелях конструкций с S/D> 1. В двигателях с искровым
зажиганием применяются .$/.0=0,85...1,10. При неизменных вели-
чинах S/D и Сп увеличение связано с уменьшением номинальной
частоты вращения.
Отмеченная взаимосвязь является причиной того, что индика-
торная мощность растет не пропорционально Vh, а в существенно
меньшей степени.
Дополнительное влияние может оказать тепловая напряжен-
ность деталей. С возрастанием увеличиваются размеры деталей,
термические сопротивления, перепады температуры и, как следст-
вие, термические напряжения. Для их снижения необходимо приме-
нять меньшие степени форсирования, больший избыток воздуха,
что также ограничивает прирост Nt при увеличении КА.
По мере совершенствования материалов, технологии их обра-
ботки, топлив и масел, естественно, создаются возможности обес-
печения высокой надежности и износостойкости двигателей при
больших значениях Сп. Поэтому повышение номинальной частоты
вращения является при соответствующем выборе S/D одним из
способов повышения мощности при сохранении массы и габаритов
двигателя. В наибольшей степени это справедливо для двигателей
с искровым зажиганием. В последние годы созданы высокооборот-
ные дизели для легковых автомобилей с непосредственным впры-
скиванием, которые успешно конкурируют с дизелями, в которых
применяются камеры сгорания разделенного типа. При использова-
нии наддува в большеразмерных дизелях для грузовых автомоби-
лей и больших автобусов нередко прибегают к снижению номиналь-
ной частоты вращения с целью повышения экономичности на соот-
ветствующем режиме за счет увеличения механического КПД.
199
В двигателях с искровым зажиганием и дизелях повышение
номинальной частоты вращения целесообразно только в том слу-
чае, если это не приводит к значительному снижению ijv и ухуд-
шению процессов смесеобразования и сгорания (riJa). В против-
ном случае уменьшение р, может сводить на нет эффект от повыше-
ния п.
4.1.5. РАСЧЕТ ИНДИКАТОРНЫХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ
Для расчета несколько схематизируем диаграмму сжатия-рас-
ширения и представим ее, как показано на рис. 4.5, б, штриховыми
линиями. Тогда
^-Чяв -z+Az-j4'
ИЛИ
где
— ^У-z + ^z-b ^а-о
^_z=pzrz-pcK(^-2)=pcrc2(p-1);
(Индекс «нс» относится к нескругленной диаграмме.)
Так какрс=р£*, а Ис/Р\= 1 (е—1), то окончательно
р (Р ~ 1)+~~ (1 -i)-----(1 —^чУ|- (4Q
в-1|_ П2~1 \ О* / J
Для схематизированного цикла двигателя с искровым зажигани-
ем (см. рис. 4.5, a) p= 1 и 6—е, тогда
в"1
Piva=Pa 7
в—1
(4.7)
В действительности индикаторная работа, будет меньше, чем
LiBC, на величину заштрихованных на рис. 4.5 площадок, так как
воспламенение начинается до ВМТ и горение идет с конечными
200
Рис. 4.5. Диаграммы сжатия—расширения двигателя с искровым зажиганием (а)
и дизеля (б)
скоростями. Выпускной клапан открывается до НМТ. Это несколь-
ко уменьшает работу расширения, но одновременно позволяет
в большей степени снизить работу выталкивания и лучше очистить
цилиндр от ОГ. Действительное значение среднего индикаторного
давления
Pl—PlB^WV
где <pm — коэффициент полноты диаграммы.
На основании обработки индикаторных диаграмм для четырех-
тактных двигателей определено, что фга=0,92...0,97, причем
большие значения относятся к двигателям с искровым зажиганием,
а меньшие — к быстроходным дизелям. Для двухтактных двига-
телей расчетное значение pf пересчитывают на полный рабочий
объем цилиндра:
Pi~PiK (1 'PJ фцд,
где 'Рж 0,10...0,25 — доля потерянного объема.
Индикаторные показатели можно рассчитать и по более детали-
зированным методикам, изложенным в кн. 3.
201
4.2. МЕХАНИЧЕСКИЕ ПОТЕРИ. ЭФФЕКТИВНЫЕ
ПОКАЗАТЕЛИ
4.2.1. МЕХАНИЧЕСКИЕ ПОТЕРИ И МЕХАНИЧЕСКИЙ КПД
Под механическими потерями понимают потери на все виды
механического трения, осуществление газообмена, привод вспомо-
гательных механизмов (водяного, масляного, топливного насосов,
вентилятора, генератора и пр.), вентиляционные потери, связанные
с движением деталей двигателя при больших скоростях в среде
воздушно-масляной эмульсии и воздуха, а также на привод комп-
рессора. В дизелях с разделенными камерами сгорания к механичес-
ким потерям относят обычно также газодинамические потери на
перетекание заряда между полостями камеры сгорания.
По аналогии с понятием вводится понятие о среднем давлении
механических потерь рыа, как об удельной работе механических
потерь при осуществлении одного цикла, т. е. цикловой работе
потерь, приходящейся на единицу рабочего объема цилиндра:
Рглп Ртр “Ь Рт “Ь Рв “Ь Рвахт “Ь Рврл>
где Ртр — потери давления на трение; рто — то же, на газообмен;
р„ — то же, на привод вспомогательных механизмов; ркт — то же,
на вентиляцию; рщ,л — то же, на привод компрессора.
Основная часть механических потерь — потери на трение р-^
(до 80% рмп). Большая часть потерь на трение приходится на пары
поршень — гильза, поршневые кольца — гильза (45...55%). Потери
на трение в подшипниках составляют до 20%.
Силы, нагружающие трущиеся пары,— силы инерции, газовые
силы и силы упругости (колец, пружин). Для определения имеет
существенное значение оценка средних по времени значений дейст-
вующих на деталь усилий. Средние по времени значения модуля сил
инерции обычно больше средних по времени газовых сил, особенно
для четырехтактных двигателей, хотя максимальные значения газо-
вых сил в 2...5 раз могут превышать максимальные значения сил
инерции.
По данным Н. Р. Брилинга, при средней скорости поршня С„=
= 8 м/с потери на трение от действия сил инерции составляют 75%
от Ртр. Большое влияние на потери от трения оказывают силы
упругости поршневых колец, которые не зависят от режима работы
двигателя. В течение короткого интервала времени вблизи ВМТ
действия наибольших газовых сил резко возрастает сила, с которой
поршневые кольца, особенно верхние, прижимаются к гильзе. Мала
в этот период и скорость движения кольца, что приводит к измене-
нию режима трения и увеличенному износу гильзы в зоне, примерно
202
соответствующей положению поршня в ВМТ. На существенное
влияние оказывают следующие факторы:
« тепловой режим двигателя в связи с его влиянием на вязкость
смазки, от которой существенно зависят силы жидкостного трения;
• частота вращения. Увеличение п приводит к росту сил инерции
и относительной скорости перемещения деталей. Одновременно
несколько возрастает температура и падает вязкость смазочного
масла. Силы жидкостного трения увеличиваются в основном из-за
повышения относительной скорости перемещения деталей, а силы
граничного трения изменяются из-за роста нагрузок на трущиеся
пары. В целом потери на трение существенно увеличиваются с ро-
стом п.
Увеличение нагрузки ведет к росту газовых сил и повышению
температуры деталей. Силы жидкостного трения при этом умень-
шаются из-за снижения вязкости смазки, а силы граничного трения
растут из-за увеличения газовых сил. Опыт свидетельствует о том,
что потери на трение в дизеле сравнительно мало зависят от
нагрузки.
При выполнении правил эксплуатации двигателя потери на тре-
ние вначале снижаются из-за приработки деталей, а затем стабили-
зируются.
Потери на газообмен рт связаны с неодинаковой величиной
работы впуска и выпуска (см. рис. 3.1, а...г). Для анализа влияния
различных факторов на рт можно использовать выражение
Pro ~Рр Рх “Ь ДРвп “Ь ^Ркив»
где Дрвп и Дрвып — средние за процессы газообмена перепады давле-
ния во впускном и выпускном клапанах.
Потери на газообмен могут быть обратного знака по отно-
шению к остальным элементам внутренних потерь. При этом
их только условно можно назвать потерями. Положительная ра-
бота газообмена имеет место при наддуве четырехтактного дви-
гателя от компрессора, механически связанного с коленчатым
валом, а также на отдельных режимах работы двигателя с га-
зотурбинным наддувом, на которых среднее давление перед впуск-
ными органами рк больше среднего давления за выпускными
органами рр (см. рис. 3.1, г).
Потери на газообмен тем больше, чем выше сопротивление
впускной и выпускной систем и больше скорость движения газов.
С ростом частоты вращения потери на газообмен во всех типах
двигателей растут в результате уменьшения работы впуска и увели-
чения работы выпуска. Связано это с ростом перепадов давлений во
впускной и выпускной системах (рис. 4.6, а). Среднее давление
потерь на газообмен
203
рт=АгГ,
где А — постоянная; т= 1,7...2,0*.
В двигателях с искровым зажиганием потери на газообмен воз-
растают при уменьшении нагрузки, так как при этом прикрывается
дроссельная заслонка, увеличивается сопротивление впускной систе-
мы и снижается положительная работа впуска.
Нередко наблюдается увеличение работы газообмена в дизеле
при снижении нагрузки ниже определенного значения. Это связано
с тем, что при малой нагрузке давление в цилиндре в момент начала
открытия выпускного клапана мало, поэтому невозможно эффек-
тивное истечение отработавших газов в период свободного выпуска
с соответствующим уменьшением их количества и давления. Мень-
шими оказываются и эжекционные эффекты в процессе выпуска.
В результате в конце процесса выпуска давление в цилиндре начина-
ет расти — наблюдается «поджатие» отработавших газов (рис. 4.6,
б). Для дизелей без наддува и с наддувом от приводного компрес-
сора потери на газообмен сравнительно мало изменяются в зависи-
мости от нагрузки. В дизелях с газотурбинным наддувом потери на
газообмен в зависимости от типа системы наддува, характеристик
газотурбонагнетателей и их согласования с характеристиками дви-
гателя, конструкции и размеров органов и фаз газообмена могут
как увеличиваться, так и уменьшаться при возрастании нагрузки.
В высокооборотных двигателях с газотурбинным наддувом сре-
днее давление потерь на газообмен велико и составляет значитель-
ную часть рыа (25% и более). Связано это с тем, что при установке
на выпуске газовой турбины большой оказывается работа вытал-
кивания. Поэтому применительно к двигателям с газотурбинным
наддувом развитие проходных сечений во впускных клапанах за
счет выпускных не всегда целесообразно.
Вентиляционные потери малы, они зависят от частоты вращения
и растут при ее увеличении:
Рияг А}П ,
где Ai — постоянная. Потери на привод вспомогательных механиз-
мов также в основном зависят от частоты вращения, причем рв =
=А2п2, где А2 — постоянная. В первом приближении можно счи-
тать, что потери на привод вспомогательных механизмов не зависят
от нагрузки. Обычно рв=(0,05...0,10)рмп.
Все составляющие рыа существенно возрастают при увеличении
частоты вращения или пропорциональной ей средней скорости
*Для двигателей с газотурбинным наддувом тэт >2, так как с ростом частоты
вращения плотность газов, впускаемых и цилиндр в выпускаемых из него, как
правило, заметно увеличивается.
204
a)
p, МПа
б)
Рис. 4.6. Диаграммы насосных ходов дизеля без наддува при различных частотах
вращения (а) и нагрузках (б):
а — л=2100мин_1 (—), л=1100мив~1 (---); б — большая (—)
и малая (----) нагрузки
поршня сп. Принято выражать среднее давление механических по-
терь в функции сп, величина которой определяется не только часто-
той вращения, но и ходом поршня. Логична также функциональная
связь Рго=/(Сл), так как скорости газов во впускных и выпускных
трактах, от которых зависят перепады давлений и потери на
газообмен, определяются не частотой вращения, а скоростью
поршня. Зависимость рмп от нагрузки для двигателей без наддува
невелика и ею пренебрегают. Потери на трение изменяются пропор-
ционально первой степени ст а потери на газообмен, вентиляцион-
ные потери и потери на привод вспомогательных механизмов —
пропорционально второй степени ст поэтому зависимость
для двигателя без наддува от скоростного режима в общем случае
имеет вид
pMa=a+bcB+dci.
Так как наибольшую долю рт составляют потери на трение,
зависящие от первой степени сп, то нередко эмпирические зависи-
мости Рмп=/(сп) выражают в виде
рт=а+Ь+сп. (4.8)
Значения а, b зависят от типа, конструкции, размеров, количест-
ва цилиндров и теплового состояния двигателя. При увеличении
количества цилиндров уменьшается количество подшипников, при-
205
ходящихся на один цилиндр, снижаются ркт и рв, поэтому коэф-
фицинты а и b имеют меньшие значения. В результате уменьшает-
ся
Увеличение рабочего объема при сохранении отношения S/D
приводит к снижению рыа вследствие следующих причин:
« если количество и высота колец одинаковы, то силы давления
газов, прижимающие кольца к гильзе, растут пропорционально D,
а площадь поршня — пропорционально D. Так как рма есть сила
механических потерь, отнесенная к единице площади поршня, то
она при этом снижается;
* уменьшаются удельные (отнесенные к площади поршня) значе-
ния сил инерции;
• уменьшается р„.
Если снижение потерь на газообмен с ростом при наддуве от
приводного компрессора превалирует над увеличением потерь на
трение, их сумма уменьшается с повышением давления наддува.
При этом, однако, растет среднее давление потерь на привод нагне-
тателя. При введении газотурбинного наддува рып обычно увеличи-
вается из-за роста потерь на трение и газообмен.
В табл. 4.2 приведены значения а и b из уравнения (4.8) для
автотракторных двигателей без наддува.
Таблица 4.2
Значения коэффициентов для подсчета среднего давления
механических потерь
Типы двигателя а, МПа Ь, МПа*с/м
Дизели 0,08...0,1 0,01-0,012
Двигатели с искровым зажиганием 0,05 0,01-0,012
Примечание. Меньшие значения а — для дизелей легковых автомобилей.
Меньшие значения b для двигателей с четырехклапанным газо-
распределением. Значения а и b приведены для случая определения
рмп в МПа. Для двигателей с наддувом можно использовать при
подсчете среднего давления механических потерь следующее выра-
жение:
Рма (fl 4" ^^п) “ЬРт Pt “Ь d Рт]Ро (сд/^диом) j (4-9)
где с=0,1—0,2 учитывает увеличение потерь, связанное с трением;
d= 0,02—0,04 МПа оценивает потери на газообмен в двигателе без
наддува; рт~Рт и pjpo оценивают изменение газообмена при над-
дуве; сп в м/с, рт и рт в МПа.
206
4.2.2. ЭФФЕКТИВНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ ДВИГАТЕЛЕЙ
Эффективными показателями называют величины, характеризу-
ющие работу двигателя, снимаемую с его вала и полезно использу-
емую. Для получения этой работы собственно и строят двигатели
внутреннего сгорания. К числу эффективных показателей относят
прежде всего эффективную мощность, крутящий момент, среднее
эффективное давление, удельный эффективный расход топлива, эф-
фективный КПД.
Полезная, или эффективная, работа двигателя за один цикл
где £мП — работа механических потерь.
Разделив это выражение на рабочий объем Vh, получим
pg=Pi~P«a, (4.10)
где pr—Le/Vh — среднее эффективное давление, т. е. полезная рабо-
та, получаемая за цикл с единицы рабочего объема цилиндра.
Умножив (4.10) на Рл1и/(30т), получим
Ne=N,-NMm
где Ne=peVhin/(30T) — эффективная мощность двигателя; NMa —
мощность механических потерь.
Если (4.10) умножить на 1000Г*г/(7Ст), то получим
где М*= 1000реИ*1/(ят) — эффективный крутящий момент двигате-
ля; ЛГМП — момент механических потерь. Механический КПД дви-
гателя
ih^LJLrpJp^MJMrNJN,. (4.11)
Далее, используя (4.8), можно записать
ri»=PelPl=(Pi-P»a)IPi=z 1 -PiJPl-
Под эффективным КПД двигателя понимают долю от всей
подведенной с топливом теплоты, превращенную в полезную ра-
боту:
т //TZ nr\ PlV/flu Li
>/м=вдм. (4.12)
Аналогично (4.3), удельный эффективный расход топлива или
расход топлива на единицу эффективной мощности в 1 ч
207
g'=36Q0/(Hj'). (4.13)
Из приведенных уравнений следует, что для обеспечения высо-
кой эффективности и экономичности работы двигателя недостаточ-
но достижения высоких значений р, и »?,. Необходимо также, чтобы
малыми были механические потери двигателя, в том числе потери
на привод компрессора.
Работа, действительно затрачиваемая на сжатие и проталкива-
ние 1 кг воздуха в компрессоре,
l.=(RTM [к/(к-1)] 1],
где itr=pjpo — степень повышения давления в компрессоре; т]ла—
адиабатный КПД компрессора, равный отношению работы при
адиабатном сжатии к действительно затраченной на сжатие и про-
талкивание работе. Он учитывает наличие теплообмена и внутрен-
ние потери в компрессоре. Мощность привода компрессора
Nпр t~ 4г^7вс/^7ми
где GBC — секундная подача воздуха компрессором; т]т — механи-
ческий КПД компрессора.
Используя зависимости (4.4), (4.5), получим для эффективных
показателей:
.. .. Я1Л( iV/fl Nt-Nfa- Т1ы- тррщ ТК, 30т «о a 30t (4-14)
,, лг 1000 rz- Ю00 Яи^( И*1р,»7м= ИА1-— пт пт Iq а Ре =РПЫ = (HJld (r}i/^P0Ce)t]w (4-15)
ptn HuTit п 30т 4) а 30т (4-16) (4-17)
Для двигателей с наддувом с использованием ре и п проводятся
расчеты совместной работы двигателя с подбираемыми парамет-
рами системы наддува (см. 6.2). Расчеты позволяют установить
совместимые значения р„ Т„ р„ необходимые для расчета цикла,
при заданном значении коэффициента избытка воздуха, которое
также используется при расчете цикла. Далее — как при расчете
двигателей без наддува.
Уместно отметить, что расчет цикла дает зависимость p=f(V),
по которой строится индикаторная диаграмма двигателя, необходи-
208
мая для последующих расчетов деталей двигателя на прочность.
Более подробные сведения об определении размеров двигателей
и расчете индикаторной диаграммы двигателя приводятся в кн.
3 учебника.
Влияние различных факторов на эффективные показатели двига-
теля. Значение каждого из эффективных показателей определяется
соответствующим индикаторным показателем и механическим
КПД. Пути увеличения р( и г], рассмотрены в 4.1.2 и 4.1.3. Среднее
давление механических потерь рмш можно уменьшить за счет:
• правильного выбора теплового режима работы двигателя
и поддержания этого режима в процессе эксплуатации;
« оптимального конструирования двигателя и его агрегатов.
Правильный выбор конструкции и размеров впускной и выпуск-
ной систем делает минимальными потери на газообмен. В эксплу-
атации сопротивления систем не должны изменяться. Поверхности
трущихся пар сводятся к целесообразному минимуму, при котором
обеспечивается надежное жидкостное трение, а силы трения имеют
малые значения. К минимуму сводится также количество поршне-
вых колец. Выбор жесткости и формы деталей, соблюдение тех-
нических условий при их изготовлении также важны для достижения
надежного жидкостного трения и минимальных механических по-
терь. Существенное значение имеет оптимизация конструкции, раз-
меров и частоты вращения таких вспомогательных механизмов, как
вентилятор, водяной и масляный насосы;
« рационального выбора материалов и технологии изготовления
деталей, что улучшает смазку трущихся пар и снижет потери на
трение;
• правильного выбора смазочного масла. При этом стремятся
использовать масло с минимальной вязкостью, при которой обес-
печиваются надежное жидкостное трение, длительная работа всех
узлов двигателя при максимально возможных сроках смены и ми-
нимальном угаре масла;
• использования в дизелях однополостных камер сгорания вме-
сто разделенных. Этим достигается снижение механических потерь
в результате исключения потерь на перетекание заряда.
Уменьшения pnpj добиваются оптимизацией типа, размеров, ча-
стоты вращения и характеристик компрессора под заданные расход
газа и степень повышения давления. Под оптимизацией здесь пони-
мают достижение максимально возможного значения »/ж во всем
диапазоне режимов работы двигателя. Уменьшение затрат на при-
вод компрессора, особенно на режимах малых нагрузок, можно
обеспечить, используя перепуск воздуха или снижая частоту враще-
ния компрессора, соединенного с двигателем при помощи регулиру-
емой механической передачи. При применении наддува, особенно
газотурбинного, механический КПД возрастает вследствие того,
14 — 4664
209
что рмп увеличивается в меньшей степени, чем р,. Поэтому ре повы-
шается в большей степени, чем р-,. В результате увеличения эффек-
тивный КПД повышается, даже когда при наддуве имеет место
небольшое уменьшение
Важное значение при газотурбинном наддуве имеет КПД газо-
турбокомпрессора. При его увеличении достигается снижение по-
терь на газообмен.
Уменьшение »/м при снижении нагрузки объясняется тем, что
рыа мало изменяется с уменьшением нагрузки, a ph естественно,
падает. Особенно резко снижается т]ы в двигателях с искровым
зажиганием, что связано с увеличением потерь на газообмен. При
холостом ходе двигателя р(=рм и т]ы = 0. С ростом частоты вращения
т]ы уменьшается в связи с увеличением рып.
Характер изменения основных индикаторных и эффективных
показателей в зависимости от п приведен на рис. 4.7. Так как при
увеличении частоты вращения т]ы снижается, то максимальные зна-
чения ре и г]г имеют место при п, меньших тех, при которых
достигаются максимальные значения р( и ц{.
Из выражения (4.17) следует, что на значение литровой мощ-
ности двигателя, оценивающей уровень форсирования двигателя,
влияют ph т]ы, п (на номинальном режиме) и т. Возможности увели-
чения ph пм и т]ы, а также применения двухтактного цикла рассмот-
рены ранее. Следует отметить дополнительно, что в двухтактных
двигателях отсутствуют насосные потери, но имеются потери на
привод компрессора, используемого для осуществления продувки,
очистки и наполнения двигателя. В двухтактных двигателях мень-
ше, чем в четырехтактных, потери на трение, обусловленные силами
инерции, так как отсутствуют вспомогательные такты, но меньше
также и значение среднего индикаторного давления. На величину
т]ы в большей степени влияют меньшие значения р, и потери на
привод компрессора.
Поэтому т]ы двухтактных двигателей в среднем несколько ниже,
чем четырехтактных. Это наряду со снижением р( оказывает влия-
м
Рис. 4.7. Зависимость индикаторных, эффективных показателей и параметров, харак-
теризующих механические потери двигателя, от частоты вращения
210
ние на степень увеличения литровой мощности при переходе с четы-
рехтактного цикла на двухтактный. Литровая мощность двигателей
с искровым зажиганием, как правило, выше, чем у дизелей, в связи
с большим значением номинальной частоты вращения, а при срав-
нении двигателей без наддува — и большим значением ре.
В табл. 4.3 приведены эффективные показатели автотракторных
двигателей на номинальном режиме.
Таблица 4.3
Тип двигателя Чм Чг Ке, г/кВт -я ре, МПа 14л, кВт/л
Четырехтактные двигатели с искро- вым зажиганием: без наддува 0,8...0,85 0,27-0,38 303...215 1,1-1,3 40-60
с наддувом 0,8-0,9 0,25-0,32 327...256 1,4-1,6 70—80
Четырехтактные дизели: без наддува 0,7-0,8 0,36-0,42 235...202 0,65-0,8 12...20
с наддувом 0,78-0,88 0,38-0,45 223-188 до 1,8 20-50
Двухтактные ди- зели 0,7-0,85 0,33-0,38 257-223 0,5-0,75 15...35
4.3. ТЕПЛОВЫЕ НАГРУЗКИ НА ДЕТАЛИ ДВИГАТЕЛЯ
И ИХ ТЕПЛОВАЯ НАПРЯЖЕННОСТЬ.
ТЕПЛОВОЙ БАЛАНС ДВИГАТЕЛЯ
4.3.1. ТЕПЛОВЫЕ НАГРУЗКИ НА ДЕТАЛИ
И ИХ ТЕПЛОВАЯ НАПРЯЖЕННОСТЬ
Под тепловой нагрузкой понимают значение удельного теплово-
го потока, передаваемого от рабочего тела к поверхности детали.
Теплота передается от РТ к поверхности деталей радиацией и теп-
лоотдачей.
Роль радиации особенно велика в дизелях в связи с тем, что
в них имеет место преимущественно диффузионное горение, со-
провождающееся обильным образованием и последующим частич-
ным выгоранием сажи. Содержание в пламени сажи является при-
чиной высокой степени его черноты, а поэтому высокой излучатель-
ной способности пламени. Согласно измерениям, температура ди-
зельного пламени превышает среднюю по объему термодинамичес-
кую температуру, наибольшие значения которой для номинального
режима в дизеле ниже, чем в бензиновом двигателе, на 600... 1000 °C.
Высокие значения температуры пламени и степени его черноты
определяют высокую долю теплоты, передаваемой излучением,
в общем теплообмене (по некоторым оценкам до 45% и более).
14*
211
Локальные тепловые потоки, передаваемые излучением через
отдельные участки деталей, зависят от расположения участка по
отношению к факелу и поэтому неодинаковы. Например, для дизе-
лей с камерой в поршне некоторые зоны таких деталей, как гильза
цилиндра, головка цилиндра и сам поршень, экранированы телом
поршня от факела в период наиболее интенсивного излучения.
В двигателях с искровым зажиганием пламя практически не
содержит твердых частиц. Поглощательная и излучательная спосо-
бность его мала. Поэтому теплота, теряемая излучением в стенки,
не превышает 2...4% от общих потерь. Следует, однако, отметить
более высокие, чем в дизеле, температуры рабочего тела в цилинд-
ре. Поэтому при прочих равных условиях (размеры двигателя,
частота вращения, литровая мощность) тепловые нагрузки на дета-
ли в двигателях с искровым зажиганием не ниже, чем в дизеле.
Интенсивность теплоотдачи определяется в большой мере ло-
кальными условиями смесеобразования и тепловыделения. Прове-
денные исследования выявили, что на распределение тепловой на-
грузки по деталям оказывают влияние не столько интенсивность
и характер движения заряда в цилиндре и камере сгорания, создан-
ные при впуске, сколько движение заряда, инициируемое при сгора-
нии, а также распределение сгорающего топлива по объему камеры
сгорания, в случае дизеля и двигателя с впрыском бензина в цилин-
дры, зависящее от количества и расположения топливных струй,
размеров и конфигурации камеры сгорания. Последние факторы
определяют локальную температуру заряда.
Выявлены нестационарность теплообмена в поршневых двига-
телях и существенно неравномерное распределение тепловой наг-
рузки по деталям. Нестационарность теплообмена определяется
переменностью во времени всех факторов, влияющих на радиацию
и теплоотдачу (параметров состояния заряда, его скорости, в том
числе пульсационной ее составляющей, структуры пламени и т. д.).
Для характеристики нестационарности теплообмена отметим, что
максимальное значение удельного теплового потока может в неско-
лько десятков раз превышать его среднее по времени значение.
Наибольшая часть теплоты передается в период интенсивного сго-
рания. Так, примерно за 1/10 времени цикла (от 10 град до ВМТ до
60 град после ВМТ) от заряда к стенкам деталей передается до 70%
всей теплоты, теряемой за цикл в четырехтактном дизеле автотрак-
торного типа. Если определить теплоту, передаваемую за отдель-
ные такты цикла, то окажется, что основная часть теплоты переда-
ется за такт расширения (рабочий ход) — до 90%. Доля теплооб-
мена за такт выпуска в большинстве случаев не превышает 10%.
Неравномерность распределения средней по времени тепловой
нагрузки по различным деталям иллюстрируется на рис. 4.8. В кон-
кретном случае по поверхности поршня удельный тепловой поток
изменяется в 2,5 раза, по поверхности головки цилиндра — в 2,5
212
a) q
^max
Контур камеры
сгорания
Рис. 4.8. Распределение тепловой нагруз-
ки по деталям дизеля:
а — поршень; 6 — головка цилиндров; в — ги-
льза цилиндра; Rx — расстояние до зоны из-
мерения от оси цилиндра; R=Dft.-, 1п — рас-
стояние до зоны измерения от верхнего торца
гильзы; 1Г — длина гильзы
раза, по поверхности гильзы цилиндра — в 2,3 раза (в пределах зон
измерения). Максимальное значение тепловой нагрузки в автотрак-
торных дизелях с наддувом достигает 600 кВт/м2 и более. Мак-
симальная нагрузка имеет место, как правило, на номинальном
режиме работы двигателя.
В дизелях с камерой сгорания в поршне неравномерность рас-
пределения тепловой нагрузки растет при уменьшении относитель-
ного диаметра камеры сгорания. В дизелях с разделенными камера-
ми сгорания неравномерность распределения удельного теплового
потока выше, чем в дизелях с неразделенной камерой. Уровень
тепловых нагрузок в большой мере определяется степенью фор-
сирования (литровой мощностью). Он, как правило, выше в двух-
тактных двигателях. Тепловая нагрузка заметно возрастает при
увеличении нагрузки, частоты вращения, рж и Тж. При заданной
внешней нагрузке уменьшения тепловой нагрузки можно достиг-
нуть повышением а путем соответствующего выбора системы над-
дува и введения промежуточного охлаждения наддувочного воз-
духа. С ростом угла опережения впрыскивания (зажигания) тепло-
вая нагрузка также увеличивается вследствие повышения макси-
мальных давления и температуры цикла.
С течением времени после начала эксплуатации нового или
отремонтированного двигателя тепловые потоки, передаваемые от
РТ к деталям, уменьшаются вследствие отложения на деталях про-
дуктов неполного окисления, крекинга и полимеризации смазочного
213
масла и топлива. В дальнейшем наблюдается тенденция к стабили-
зации передаваемых потоков.
При работе на переменных (неустановившихся) режимах пере-
давамые от РТ к деталям тепловые потоки изменяются не только
в течение каждого цикла, но также от цикла к циклу. Резкое измене-
ние средних за цикл тепловых нагрузок во времени вследствие
разгона, нагружения, разгрузки, остановки двигателя известно под
названием теплового удара. Характер и частота тепловых ударов
оказывают влияние на надежность работы двигателя.
Термин тепловая напряженность используется для выражения
комплекса явлений, связанных с тепловым состоянием деталей дви-
гателя. Тепловое состояние деталей влияет на прочностные харак-
теристики материалов, из которых они изготовлены, на интенсив-
ность отложений на деталях, на условия их смазки, трения, износа,
а также на напряжения в деталях. Из опыта известно, что для
предотвращения потери подвижности кольца в канавке вследствие
отложений кокса температура вблизи канавки под верхнее кольцо
не должна превышать 220 °C. Для предотвращения интенсивного
закоксовывания отверстий распылителя температура его носика не
должна превышать 180...200 °C. Эти значения температуры следует
рассматривать как ориентировочные, так как интенсивность от-
ложений зависит не только от температуры, но также от конструк-
ции деталей, других (кроме температурных) условий их работы,
качества материалов (в том числе топлива и смазочного масла),
технологии обработки деталей и т. д.
Температура деталей влияет на рабочую температуру смазоч-
ного масла, а следовательно, на его вязкость, толщину слоя смазки,
разделяющего детали трущейся пары, характер трения. Последний
вместе с износными характеристиками материалов, которые также
зависят от температурного состояния деталей, определяет темп
износа. При критических условиях возможен переход жидкостного
трения в граничное или даже полусухое.
Степень форсирования дизеля наддувом также ограничивается
тепловой напряженностью его деталей. Наиболее теплонапряжен-
ными являются головка цилиндра и поршень. Тепловое состояние
гильзы цилиндра также важно, так как оно существенно влияет на
тепловое состояние поршня.
Наддув приводит к увеличению тепловых нагрузок на детали и,
как следствие, к увеличению температур и их градиентов. Наиболее
велики тепловые нагрузки в центральной части головки цилиндра.
Тепловые нагрузки на поршень несколько ниже, а на гильзу цилин-
дра меньше, чем на головку, в 4...5 раз. Путем измерений, выпол-
ненных на деталях дизеля ЯМЗ с наддувом, было выявлено, что
тепловые нагрузки различных зон деталей могут отличаться в 12
раз и более. Неравномерное распределение тепловой нагрузки на
214
детали вместе с неодинаковым термическим сопротивлением раз-
личных зон деталей имеет следствием неравномерное распределение
температуры в деталях. Так, перепады температуры вблизи «ог-
невой» поверхности чугунной головки цилиндра могут достигать
180 °C, поршня из алюминиевого сплава — 100 °C, чугунной гиль-
зы — 70 °C. Практические испытания показали, что максимальная
температура чугунной головки цилиндра и поршня из алюмини-
евого сплава не должна превышать 350 °C, головки цилиндра из
алюминиевого сплава — 240 °C, гильзы цилиндра — 160...180 °C.
Для гильзы цилиндра ограничивается и минимальная темпера-
тура в связи с ее влиянием на условия конденсации водяного пара,
особенно при применении топлив, содержащих серу. Конечно,
и приведенные цифры должны рассматриваться как ориентиро-
вочные, так как на предельно допустимую температуру влияют
конструкция и конкретные условия работы детали. Последнее
может быть проиллюстрировано приведенными выше различиями
в максимально допустимой температуре поршней и головок ци-
линдров, изготовленных из алюминиевого сплава. Для головок
цилиндра по условиям нагружения предельная температура значи-
тельно ниже.
Методы управления тепловой напряженностью, естественно,
связаны с факторами, ее определяющими. Конструкциям деталей,
применяемым материалам и условиям охлаждения соответствуют
конкретные допустимые уровни тепловых нагрузок. Справедливо
и другое утверждение — определенному уровню тепловых нагрузок
должен соответствовать правильный выбор прочих факторов, обус-
ловливающих тепловую напряженность деталей.
В последние годы предпринимаются попытки обеспечения на-
дежной работы двигателей с пониженным отводом теплоты при
существенно более высокой температуре поверхности гильзы ци-
линдра и использовании специальных смазочных материалов.
Существенному снижению температуры поршня, особенно кри-
тических его зон, способствует применение охлаждаемых конструк-
ций и теплоизолирующих покрытий. При конструировании систем
охлаждения стремятся к повышению интенсивности охлаждения
наиболее нагретых участков без увеличения общего количества
отводимой в систему теплоты.
В процессе эксплуатации тепловая напряженность двигателя мо-
жет возрасти вследствие:
• эксплуатации дизеля без автоматического поддержания неиз-
менным избытка воздуха в условиях высокогорья или чрезмерно
высоких температур окружающей среды (последнее относится
к обоим типам двигателя);
• отложения накипи в рубашках охлаждения двигателей с жид-
костным охлаждением или загрязнения оребрения двигателей с воз-
душным охлаждением;
215
• нарушений в нормальном протекании процесса сгорания из-за
использования топлив с несоответствующими двигателю физико-
химическими и моторными свойствами и несоблюдения оптималь-
ных регулировок систем питания, впрыскивания и зажигания.
При необходимости эксплуатации дизелей в условиях понижен-
ной плотности воздуха целесообразно в соответствии с рекомен-
дациями завода-изготовителя пересмотреть величину предельной
подачи топлива. В эксплуатации очень важно сохранять неизмен-
ными тепловую эффективность и гидравлические сопротивления
охладителя наддувочного воздуха.
Важное значение имеет также сохранение условий охлаждения
деталей благоприятными в течение всего срока эксплуатации. Для
этого, в частности, необходимо избегать заметных отложений в эле-
ментах системы охлаждения.
Безопасные предельные степени форсирования дизеля наддувом
в большой мере зависят от принятого способа смесеобразования
или типа камеры сгорания. При большой величине d^JD камеры
сгорания и осесимметричном смесеобразовании обеспечивается бо-
лее равномерное распределение тепловой нагрузки по поверх-
ностям деталей и, как следствие, снижение перепадов температуры.
Это обеспечивает возможность достижения более высокой степени
форсирования наддувом без превышения максимально допустимых
температур деталей.
В двигателях с искровым зажиганием необходимо избегать де-
тонации и калильного зажигания.
4.3.2. ТЕПЛОВОЙ БАЛАНС ДВИГАТЕЛЯ
Тепловой баланс двигателя, или внешний тепловой баланс, пред-
ставляет собой определенное опытным путем распределение тепло-
ты, вводимой в двигатель с топливом, на полезно используемую
теплоту и отдельные виды потерь:
6о = Qe + 6охл + 6м + 6газ + 6ис + QОСТ?
где Qo — количество теплоты, вводимой в двигатель с топливом за
определенный отрезок времени, например за 1 ч, 6o=G7JZu; Qe—
количество теплоты, превращенной в полезную работу, Qe—G^Hur]e',
Qo™ — количество теплоты, передаваемой охлаждающей жидкости,
бохл гохл бвых ^вх) ^охл> здесь сохл, С7ОХЛ удельная теплоемкость
и расход охлаждающей жидкости; и tn — температура охлажда-
ющей жидкости соответственно на выходе и входе системы; 6м —
количество теплоты, передаваемой смазочному маслу (этот член
теплового баланса выделяется обычно при наличии на двигателе
автономного теплообменника для охлаждения смазочного масла
и определяется аналогично QO1UI, в большинстве случаев 6м включа-
216
ется в остаточный член теплового баланса); (?газ — потеря теплоты
с ОГ, 6газ=б!т[-Л/2(дСр)^—Mi (/zcp)/j; QHC— теплота, не выделив-
шаяся в двигателе вследствие неполноты сгорания. Для ее определе-
ния необходимо знать состав продуктов сгорания и теплоту сгора-
ния каждого из продуктов неполного окисления топлива. При а> 1
этот член не определяется, и соответствующая ему часть теплоты
включается в QOCT; при а< 1 можно вычислить количество теплоты,
которое теоретически не может выделиться из-за недостатка воз-
духа, по выражению AHUGT. При этом теплота, соответст-
вующая разнице между Q„c и (?кнм, также включается в gOCT.
В Qocr кроме QM, или Q^c — входит также теплота, рассеива-
емая в окружающую среду внешними поверхностями двигателя
и его агрегатов, а также теплота, соответствующая кинетической
энергии ОГ. На величину естественно влияет погрешность
определения составляющих теплового баланса. Теплоту Qn.„, QM и
Qra3 используют при расчете систем охлаждения, смазки и наддува.
По величине (9ИС можно судить о степени неполноты сгорания
и наметить пути повышения теплоиспользования, по величине же
— лишь ориентировочно о резервах повышения теплоисполь-
зования путем более рационального охлаждения деталей. Послед-
нее связано с тем, что в QOVI входит не только теплота, переда-
ваемая от газов в цилиндре (уменьшением которой можно повысить
th), но и теплота, передаваемая от газов охлаждающей жидкости
в выпускном канале (а в случае охлаждаемого выпускного тру-
бопровода — ив трубопроводе), а также значительная часть тепло-
ты, соответствующей механическим потерям (остальная часть
последней передается через масло и рассеивается наружными по-
верхностями двигателя). На величину »/,• влияет не только общее
количество теплоты, переданной от РТ охлаждающей жидкости, но
и зависимость этих потерь от положения поршня. Поэтому для
анализа влияния на th тепловых потерь привлекается внутрен-
ний тепловой баланс, дающий представление о динамике этих по-
терь и преобразования теплоты в работу (см. 3.6.3).
Тепловой баланс можно определить в % от всего количества
введенной теплоты. Тогда
100—qe+^охл 4~ Qm 4" 4” ?н.с 4~ Qocry
где 9,= Q,100/6o; ?оМ=6охлЮО/Со; ?m=Qm100/Qo И т. д.
Как видно из графика (рис. 4.9, а), на режиме полной нагрузки
наиболее весомыми членами теплового баланса являются потери
с ОГ и полезно используемая теплота (здесь ^ис включено в бост)-
Доля теплоты, передаваемой охлаждающей жидкости, меньше. Это
связано частично с тем, что объектом рассмотрения является дизель
с наддувом. Зависимости qe от режима работы рассмотрены ранее.
Потеря qovl уменьшается с ростом нагрузки и частоты вращения.
217
13001500 1700 1900 п, мин'1
Рис. 4.9. Тепловой баланс автотракторного дизеля с газотурбинным наддувом:
а —в функции мощности при л=const; б — в функции частоты вращения при расположении
рейки топливного насоса на упоре
Последнее связано с преобладающим влиянием уменьшения време-
ни теплообмена. Доля потерь с ОГ мало зависит от нагрузки и, как
правило, увеличивается с ростом п (рис. 4.9, б). На характер ?газ=
=/(п), естественно, влияет уменьшение времени охлаждения про-
дуктов сгорания с ростом п. Характер изменения q* с режимом
работы можно объяснить изменением доли индикаторной работы,
затрачиваемой на механические потери. Теплота бост мало зависит
от режима работы, поэтому qOCT возрастает при уменьшении часто-
ты вращения и особенно нагрузки двигателя.
ГЛАВА 5
СИСТЕМЫ ПИТАНИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ
Топливные системы ДВС осуществляют хранение запаса топ-
лива, дозированную его подачу в цилиндры в определенной фазе
цикла и способствуют качественному смесеобразованию на всех
режимах, включая пусковые.
5.1. СИСТЕМЫ ТОПЛИВОПОДАЧИ ДВИГАТЕЛЕЙ
С ИСКРОВЫМ ЗАЖИГАНИЕМ
Эти системы обеспечивают топливоподачу в бензиновых и газо-
вых двигателях.
Наибольшая мощность ДсИЗ получается при использовании
обогащенных смесей (ам<1,0) и полностью открытой дроссельной
заслонке. Наилучшая экономичность на частичных нагрузках до-
стигается, когда а=ОэК. Чем больше на данной частоте вращения
нагрузка и соответственно больше разрежение в диффузоре Ард, тем
большее значение имеют и (рис. 5.1).
Аналогичное изменение ам и имеет место, если при постоян-
ном положении дроссельной заслонки увеличивать частоту враще-
ния (и А/>д).
Изменение состава смеси по кривой 1 целесообразно при
работе двигателя на частичных нагрузках, когда при данной частоте
вращения А/>д<Ардтах (см. 9.2.1).
При полном открытии дроссельной заслонки от двигателя тре-
буется наибольшая мощность, поэтому состав смеси должен опре-
деляться точкой С на кривой 2. Итак, наивыгоднейшая харак-
теристика дозирования смеси при данной частоте вращения на
рис. 5.1 изображается линией АВС. Эти характеристики при разных
частотах вращения не совпадают, поскольку при Ард=const с
ростом п и соответствующем прикрытии дроссельной заслонки
смесь необходимо обогащать.
219
Рис. 5.1. Наивыгоднейшие составы смеси:
1 — экономичный; 2 — мощностной
Управление составом смеси в соответствии с кривыми 1 или
2 обеспечивает получение наилучших энергетических или экономи-
ческих показателей. В ряде случаев управление составом смеси
требует отступления от или а,ж для обеспечения нормируемых
экологических показателей.
5.1.1. СИСТЕМЫ ВПРЫСКИВАНИЯ БЕНЗИНА
К основным преимуществам этих систем относятся:
• раздельное дозирование воздуха и топлива, в результате чего
одной и той же подаче воздуха может соответствовать разная
подача бензина;
• точное дозирование топлива на всех эксплуатационных режи-
мах с учетом многих факторов;
• хорошая приспособленность системы к диагностике и объеди-
нению с другими системами управления двигателем (например,
зажиганием, наддувом и т. п.);
• улучшение экономических, мощностных и экологических пока-
зателей двигателя.
Системы впрыскивания бензина можно классифицировать по
трем основным признакам (рис. 5.2).
Во-первых, бензин может впрыскиваться во впускной трубопро-
вод (рис. 5.2, а, б) или непосредственно в цилиндр (рис. 5.2, в).
Во-вторых, впрыскивание может быть распределенным (рис. 5.2,
а), когда форсунка впрыскивает бензин в зону впускных клапанов
каждого цилиндра. Другой способ — центральное впрыскивание
реализуется единственной форсункой (рис. 5.2, б), установленной на
участке до разветвления впускного трубопровода (т. е. на месте
карбюратора).
В-третьих, распределенное впрыскивание может быть фазиро-
ванным, когда каждая форсунка производит впрыскивание в строго
определенный момент времени, согласованный с открытием впуск-
ных клапанов цилиндра (преимущественный метод). При нефазиро-
220
Рис. 5.2. Системы впрыскивания бензина:
а — распределенное впрыскивание; б — центральное впрыскивание; в — непосредственное впры-
скивание в цилиндр; 1 — подвод топлива; 2 — подвод воздуха; 3 — дроссельная заслонка;
4 — впускной трубопровод; 5 — коллектор подвода топлива к форсункам; б — форсунка; 7 —
головка цилиндров
ванном впрыскивании в зону впускных клапанов подача топлива
осуществляется одновременно всеми форсунками или группами из
нескольких форсунок. Для некоторого выравнивания условий смесе-
образования в разных цилиндрах иногда цикловая подача топлива
при нефазированном впрыскивании разделяется на две части, кото-
рые впрыскиваются с интервалом 360 град ПКВ.
Система распределенного впрыскивания
Система распределенного впрыскивания обеспечивает подачу
топлива в зону впускных клапанов электромагнитными форсун-
ками. Главным командным параметром для программного элект-
ронного управления цикловой подачей топлива служит цикловой
расход воздуха, определяемый на основании сигналов измерителя
массового расхода воздуха и датчика частоты вращения колен-
чатого вала. Структурная схема системы распределенного впрыски-
вания с программным управлением показана на рис. 5.3.
При распределенном впрыскивании бензин из бака 7 (рис. 5.4)
всасывается электрическим бензонасосом 2, а затем через фильтр
тонкой очистки 3 нагнетается в магистраль б, в которой регулято-
ром перепада давления 7 поддерживается постоянный перепад
давления на входе и выходе топлива из форсунок 5. Фильтр
3 является основным, он должен обеспечить высокую очистку
топлива. Избыток топлива от регулятора 7 возвращается обратно
в бак.
Из нагнетательной магистрали топливо через распределитель
подводится к индивидуальным электромагнитным форсункам 5,
подающим его в зону впускных клапанов.
221
Топливо Датчики Воздух
Рис. 5.3. Структурная схема системы впрыскивания
бензина
В двигателях с двумя впускными клапанами на цилиндр
форсунка впрыскивает бензин на перемычку между клапанами.
Воздух поступает в цилиндры через измеритель расхода 10
и впускной трубопровод 8. Количество воздуха регулируется дрос-
сельной заслонкой.
Электронная система управления дозированием топлива пита-
ется от аккумулятора 15 и включается в цепь при замыкании
контактов в замке зажигания 16.
Сигналы измерителя расхода воздуха 10 и распределителя
зажигания 13 (сигнал частоты вращения вала) обрабатываются
электронным блоком управления 4, который в соответствии с за-
ложенной в него программой выдает электрические импульсы,
управляющие открытием клапанов форсунок и имеющие опреде-
ленную продолжительность на каждом режиме работы двигателя.
Системы с согласованным (фазированным) впрыскиванием в су-
щественной степени выравнивают условия смесеобразования
в различных цилиндрах.
Так как регулятор давления 7 поддерживает с высокой точ-
ностью постоянное избыточное давление топлива (200...400 кПа)
относительно давления воздуха во впускном трубопроводе, то
цикловая подача топлива форсункой 5 однозначно зависит от
времени, в течение которого открыт ее клапан.
Длительность впрыскивания корректируется блоком управле-
ния в зависимости от температуры охлаждающей жидкости (дат-
чик 12), экономайзерный эффект и обогащение смеси на режимах
разгона обеспечиваются по сигналам датчика 9, соединого ме-
ханически с осью дроссельной заслонки. В этом датчике пре-
дусмотрена также контактная пара, подающая сигнал для от-
ключения топливоподачи на режимах принудительного холосто-
го хода. Отключение подачи происходит при закрытой дроссель-
ной заслонке, когда частота вращения превышает примерно
222
Рис. 5.4. Схема системы распределенного впрыскивания бензина
1500 мин-1, подача вновь включается при частоте вращения ниже
900 мин-1. Имеется коррекция порога отключения подачи топ-
лива в зависимости от температурного режима двигателя.
Чтобы обеспечить устойчивую работу двигателя на холостом
ходу с заданной частотой вращения, предусмотрено автоматическое
регулирование количества поступающего в двигатель воздуха в за-
висимости от температуры охлаждающей жидкости. На холостом
ходу непрогретого двигателя дроссельная заслонка закрыта, а воз-
дух пощупает через верхний и нижний байпасные каналы. По мерс
прогрева двигателя, начиная с температуры жидкости 50...70 °C,
регулятор дополнительного воздуха 14 прекращает подачу воздуха.
После этого воздух пощупает только через верхний байпас, сечение
которого можно изменить винтом для регулировки частоты враще-
ния на холостом ходу.
Система может работать по сигналам 2-зонда 11, обеспечивая
поддержание стехиометрического состава смеси (см. 8.3.3).
Большое значение для безотказной работы регулятора давления
7 и форсунок 5 имеет качественная фильтрация топлива.
Измерение расхода воздуха осуществляется термоанемометром
с высокой надежностью и позволяет поддерживать постоянным
состав смеси при изменении плотности воздуха. Чувствительный
223
элемент из платиновой проволоки толщиной 70 мкм, расположен-
ный по поперечному сечению впускного трубопровода, включен
в цепь моста сопротивлений. Проволока подогревается электричес-
ким током до постоянной температуры 150 °C. Чем больше расход
воздуха, тем сильнее теплосъем с проволоки, а ток поогрева воз-
растает. Сила тока, пропорциональная расходу воздуха, непрерыв-
но измеряется мостовой схемой и определяет величину расхода
воздуха.
После остановки двигателя нить термоанемометра по команде
блока управления кратковременно разогревается до повышенной
температуры с целью очищения (выжигания) от загрязнений, .кото-
рые могут искажать сигнал о расходе воздуха.
Помимо проволочного чувствительного элемента термоанемо-
метра применяется также пленочный.
Электромагнитная форсунка. Точность дозирования и равно-
мерность топливоподачи по цилиндрам во многом зависят от
качества форсунок. Схема электромагнитной форсунки показана
на рис. 5.5, а. Топливо подводится к корпусу 1 форсунки по
шлангу через фильтр 9. Этот фильтр улавливает случайно по-
павшие в магистраль частицы. В корпусе форсунки размещены
клапан 4 с распиливающим наконечником 5 (штифтом), быстро-
действующий электромагнит 2, концы обмотки которого выведе-
ны наружу через изолированные от корпуса контакты 8. Когда
электромагнит обесточен, то пружиной 6 клапан прижимается к сед-
лу. Клапан открывается примерно на 0,1 мм, когда на контакты
форсунки подается управляющий электрический импульс и магнит
7 втягивает клапан 4, объединенный с штифтом 5. Перемещение
клапана ограничивается дистанционным кольцом 3. Однако клапан
открывается и закрывается не одновременно с началом и оконча-
нием поступления управляющего импульса, а с некоторым запаз-
дыванием. Время срабатывания (запаздывания открытия) и время
отпускания (запаздывания закрытия) зависят не от длительности
управляющего импульса, а от конструкции форсунки, в первую
очередь от конструкции и материала магнитопровода, массы по-
движных деталей и т. п. Чем короче время отпускания, тем выше
быстродействие форсунки и меньше погрешности дозирования
топлива. Разброс цикловых подач у одного комплекта форсунок
может достигать +4,0% на малых подачах и +1,5% — на боль-
ших.
При установке форсунки во впускном трубопроводе, т. е. на
большом расстоянии от клапана, угол факела топлива равен 15...25
град, а при установке форсунки в головке блока цилиндров вблизи
клапана — 25...45 град.
Для улучшения распиливания бензина на режимах малых нагру-
зок, когда скорость воздуха около форсунки и цикловая подача
224
Рис. 5.5. Форсунки:
а — с штифтовым распылителем; б — с дополнительным воздушным распылителем
топлива невелики, иногда применяются форсунки с дополнитель-
ным воздушным распиливанием (рис. 5.5, б). К специальному шту-
церу подводится воздух, который отбирается из впускной системы
до дроссельной заслонки, где разрежение невелико. Этот воздух
с высокой скоростью подается к области штифта клапана форсунки
и, взаимодействуя с истекающим из форсунки бензином, улучшает
распыливание. Чем меньше нагрузка, т. е. больше разрежение пото-
ка воздуха около штифта, тем больше скорость воздуха и тоньше
распыливание бензина.
Топливный насос. Давление бензина в системе обеспечивает
насос с электроприводом (рис. 5.6). Этот насос и электромотор
размещаются в едином герметичном корпусе 1 и погружаются
в бензин, находящийся в топливном баке. Так решается проблема
отвода теплоты, выделяющейся в электромоторе, снижается
шум при работе насоса и гарантируется подача бензина на вход
насоса. Топливный насос может располагаться и вне топливного
бака. Давление бензина увеличивается в роликовом или шесте-
ренчатом насосе 3, который приводится в действие от электро-
двигателя 4 и защищен от перегрузки предохранительным клана-
15—4664
225
Рис. 5.6. Топливный насос с электроприводом
ном 2. Насос включается и выключается вместе с системой зажи-
гания.
Электрический привод позволяет создавать давление в системе
при неработающем ДВС, а обратный клапан 5 сохраняет в системе
остаточное давление после выключения насоса. Это обеспечивает
надежный пуск в условиях высокой температуры окружающей
среды.
Регулятор перепада давления топлива. Постоянство перепада
давления между входным и выходным сечениями электромагнит-
ной форсунки имеет принципиальное значение для точности до-
зирования бензина. Регулятор (рис. 5.7) через штуцер 6 сообщает-
ся с впускным трубопроводом, а через штуцеры 8 к форсункам
подводится и отводится бензин. Мембрана 7 и клапан 9 дрос-
селируют топливо в зазоре между запирающим элементом и сед-
лом клапана, сливая лишнее топливо через штуцер 10 сливной
магистрали. Регулятор с мембранным чувствительным элементом
обеспечивает требуемый перепад давления топлива с погрешно-
стью + 1...2%.
К основным преимуществам распределенного впрыскивания от-
носятся:
• короткий путь струи бензина от форсунки до цилиндра, что
способствует уменьшению количества топливной пленки и улучше-
нию разгона автомобиля;
• повышение коэффициента наполнения вследствие отсутствия
подогрева впускного трубопровода, снижения гидравлического со-
противления впускного тракта из-за отсутствия карбюратора и ис-
226
Рис. 5.7. Регулятор перепада давления топлива:
1 — входной штуцер; 2 — полость избыточного давления; 3 — пружина; 4 — наддиафрагменная
полость; 5 — винт регулировки натяжения пружины; 6 — штуцер для сообщения полости
4 с впускным трубопроводом; 7 — мембрана; 8 — штуцер подвода топлива к форсункам;
9 — клапан; 10 — штуцер сливной магистрали
пользования хороших возможностей для применения динамичес-
кого наддува;
• увеличение степени сжатия на 0,5...1,5 единицы вследствие
отсутствия подогрева впускного трубопровода и испарения бензина,
главным образом, в цилиндре;
• системы распределенного впрыскивания хорошо сочетаются
с системами наддува.
Распределенное впрыскивание уступает карбюраторным по сто-
имости, сложности устройства и простоте обслуживания при эксп-
луатации.
По совокупности всех своих свойств системы распределенного
впрыскивания получили преимущественное применение на новых
ДсИЗ.
Система центрального впрыскивания
Схема системы центрального впрыскивания показана на рис. 5.8.
Из топливного бака электробензонасос 8 через фильтр 7 под давле-
нием 100...150 кПа, минуя регулятор перепада давления 6, подает
бензин в электромагнитную форсунку 2. Управление форсункой
реализует электронный блок 3, в который поступают сигналы изме-
рителя расхода воздуха 1, датчиков положения и скорости открытия
IV
227
Рис. 5.8. Схема системы центрального впрыскивания бензина:
1 — измеритель расхода воздуха; 2 — форсунка; 3 — блок управления; 4 — источник тока;
5 — датчик положения н скорости открывания дроссельной заслонки; 6 — регулятор перепада
давления топлива; 7 — топливный фильтр; 8 — топливный насос; 9 — датчик температуры
охлаждающей жидкости; 10 — регулятор перепуска воздуха
дроссельной заслонки 5, температуры охлаждающей жидкости 9.
Питание блока управления — от аккумуляторной батареи 4.
Конструктивно форсунка 7 (рис. 5.9) объединена с регулятором
перепада давления 5, дроссельной заслонкой 8 и регулятором
холостого хода 2 в единый узел. К распылителю топливо подво-
дится по каналу 3, а из регулятора давления топливо отводится по
каналу 4.
Подача топлива форсункой осуществляется дискретно под дав-
лением около 100 кПа, а частота впрыскивания должна быть связа-
на с частотой вращения коленчатого вала.
Оптимизация дозирования топлива при центральном впрыски-
вании решается такими же методами, как и в системах распре-
деленного впрыскивания, поэтому совершенство дозирования топ-
лива при центральном впрыскивании существенно выше, чем при
карбюрации.
Системы центрального впрыскивания проще, надежнее
и дешевле распределенного впрыскивания, поэтому они находят
применение главным образом на более дешевых автомобилях.
Вместе с тем системы центрального впрыскивания не могут
обеспечить тех показателей, которые позволяет получить рас-
228
Рис. 5.9. Расположение форсунки в системе центрального впрыскивания:
1 — канал холостого хода; 2 — регулятор холостого хода; 3 — подводящий топливный канал;
4 — канал отвода топлива от регулятора давления; 5 — регулятор перепада давления топлива;
б — штекер электропитания форсунки; 7 — форсунка; 8 — дроссельная заслонка
пределенное впрыскивание. Это объясняется главным образом
наличием пленки топлива на стенках впускного трубопровода
и обусловленной этим неравномерностью составов смеси по
цилиндрам. Работа двигателя на режимах разгона ухудшается
из-за значительного расстояния между форсункой и впускными
клапанами. Сложнее организовать динамический наддув, так как
гидравлическое сопротивление впускной системы увеличивается
из-за размещения в ней форсунки относительно больших раз-
меров.
Система впрыскивания бензина в цилиндр
По классификации, приведенной в гл. 1, системы впрыскива-
ния бензина в цилиндр обеспечивают внутреннее смесеобразо-
вание.
Эти системы уже устанавливаются на нескольких моделях авто-
мобилей и по мнению ряда специалистов они являются перспектив-
ными.
Системы впрыскивания бензина в цилиндры двигателей, ра-
ботающих только на гомогенной смеси, и двигателей, в которых
229
на малых и средних нагрузках используется расслоение заряда
и поэтому требуется малосернистый бензин (см. 8.3.3), принципи-
альных отличий не имеют.
Схема системы впрыскивания бензина в цилиндр показана на
рис. 5.10. В топливном баке 13 находится насос низкого давления
с электрическим приводом, который через фильтр 14 подает бензин
к плунжерному насосу высокого давления 1. Из этого насоса бензин
попадает в аккумулятор 4 с точно регулируемым давлением (5...13
МПа). Регулирование давления в аккумуляторе осуществляется по-
средством регулятора 2, который управляется электронным блоком
11 по сигналу датчика давления 3 и перепускает часть топлива на
вход насоса высокого давления 1.
Из аккумулятора 4 топливо подводится к электромагнитным
форсункам 5, управляемым специальной платой 10. Изменение
цикловой подачи бензина обеспечивается, как и при распределенном
впрыскивании во впускную систему, различной длительностью
управляющего импульса, подаваемого синхронно к каждой фо-
рсунке.
В двигателях, работающих на гомогенной смеси, впрыскивание
на всех рабочих режимах начинается через 5... 10 град ПКВ после
ВМТ на такте впуска. Если же на малых нагрузках используются
расслоенные заряды, то при работе на средних и полных нагрузках,
когда расслоение заряда не используется, впрыскивание также начи-
нается через 5... 10 град ПКВ после ВМТ.
На малых нагрузках впрыскивание начинается (<рна,.В[1р) на такте
сжатия и на холостом ходу <Ряач.впр составляет всего 15...20 град ПКВ
до ВМТ.
w
Рис. 5.10. Схема системы непосредственного впрыскивания бензина:
7 — топливный насос высокого давления; 2 — регулятор давления; 3 — датчик давления; 4 —
топливный аккумулятор; 5 — форсунки; 6 — дроссельная заслонка; 7 — каталитический нейтра-
лизатор; 8 — импульсы управления сервоприводом; 9 — сигналы датчиков; 10 — плата управле-
ния топливоподачей; 11 — блок управления; 12 — управление насосом низкого давления; 13 —
топливный бак; 14 — топливный фильтр
230
С целью предотвращения детонации, получения полурасслоен-
ного заряда или для ускорения прогрева нейтрализатора цикловая
подача топлива может осуществляться за два впрыскивания с ин-
тервалом 180...320 град ПКВ.
Главными командными параметрами для электронного управ-
ления цикловой подачей топлива в двигателях с гомогенным заря-
дом служат сигналы: о расходе воздуха и частоте вращения, а в дви-
гателях с расслоенным зарядом — о положении педали управления,
нагрузке и частоте вращения.
Помимо организации управления топливоподачей система для
двигателей с расслоением заряда отличается от системы распреде-
ленного впрыскивания изменением момента начала впрыскивания
в широком диапазоне (250...300 град ПКВ), значительно большим
давлением впрыскивания (до 13 МПа) и использованием на ряде
режимов двустадийного впрыскивания.
Преимущества использования расслоенных зарядов в двигателях
с искровым зажиганием рассмотрены в 3.4.3.
Недостатки системы непосредственного впрыскивания по срав-
нению с распределенным впрыскиванием:
• высокая стоимость из-за работы при существенно больших
давлениях;
• тяжелые температурные условия для форсунки;
• двигатели с расслоением заряда имеют сложную систему
управления, требуют применения специальных нейтрализаторов
DENOX и бензинов с очень низким содержанием серы (не более
30 ppm).
Топливный насос высокого давления. Насос плунжерного типа
с автоматическими клапанами имеет одну или несколько секций
(рис. 5.11). При меньшем их количестве возрастают пульсации
давления в аккумуляторе, а при большем — увеличивается стои-
мость.
Движение от кулачка 6 через ролик передается плунжеру 3,
преодолевая усилие сильной пружины 4. Сильфон 5 предотвраща-
ет утечку топлива в механизм привода насоса. Топливо, просочи-
вшееся между корпусом насоса и плунжером, отводится по ка-
налу 9.
К плунжеру топливо поступает из канала 7 через автоматический
пластинчатый клапан 1, а в аккумулятор нагнетается по каналу 8.
Максимальная мощность, затрачиваемая на привод насоса для
двигателя i К*=2200 см3, равна 250 Вт.
Электромагнитная форсунка. Это один из самых ответственных
узлов системы топливоподачи (рис. 5.12). Форсунка должна обес-
печивать требуемую точность дозирования при относительно высо-
ком давлении и частоте впрыскиваний. Работой форсунки управляет
231
Рис. 5.11. Схема секции топливного насоса высокого давления:
1 — автоматические клапаны; 2, 4 — пружины; 3 — плунжер; 5 — мембрана; 6 — кулачок; 7 —
вход топлива; 8 — к регулятору давления; 9 — возврат топлива
электронный блок. Форсунки для двигателей с расслоением заряда
чаще всего выполняются с вихревым распылителем, они дают
полую коническую струю. Мелкость распиливания, оцениваемая
средним диаметром по Заутеру (см. 3.6), составляет 15...20 мкм.
Температура распылителя на прогретом двигателе не превышает
ПО.. 120 °C.
В двигателях, работающих без расслоения заряда (гомогенная
смесь), иногда используются форсунки с щелевым распылителем,
дающие веерообразную струю, которая хорошо согласуется с фор-
мой камеры сгорания.
Регулятор давления. Электромагнитный клапан (рис. 5.13) осу-
ществляет управление давлением топлива в аккумуляторе топлив-
ной системы. Соленоид 1 изменяет давление перепуска топлива из
232
Рис. 5.12. Форсунка высокого давления:
1 — соленоид; 2 — завихритель; 3 — игла распылителя
аккумулятора на вход насоса высокого давления. Поддержание
заданного давления достигается путем открывания и закрывания
шарикового клапана 3.
I
2
Рис. 5.13. Регулятор давления
233
Питание обмотки соленоида 2 изменяется по командам блока
управления, это обеспечивает изменение давления топлива в акку-
муляторе.
5.1.2. КАРБЮРАТОРНЫЕ СИСТЕМЫ
Схема карбюраторной системы, показанная на рис. 5.14, вклю-
чает в себя топливный бак 12 с заливной горловиной 13 и крышкой
14. Датчик 15 с указателем уровня позволяет контролировать коли-
чество бензина в баке. По топливопроводу 9, минуя фильтр тонкой
очистки 7, насосом 6 по топливопроводу 5 бензин подается в кабю-
ратор 2. Чтобы в топливопроводах 9 и 5 не образовывались па-
ровые пробки, производительность насоса б больше необходимой
для двигателя, поэтому излишек топлива по магистрали перепуска
18 постоянно сливается обратно в бак и температура в топливопро-
водах снижается. Воздух поступает в карбюратор, пройдя воздухо-
очиститель 1.
Топливо-воздушная смесь (ТВС) из карбюратора подается к ци-
линдрам по впускному трубопроводу 3. Наиболее важным узлом
системы является карбюратор, к которому предъявляются следу-
ющие основные требования: точное дозирование топлива, обеспечи-
вающее получение необходимых экономических и мощностных по-
казателей двигателя на всех режимах его работы при допустимой
токсичности отработавших газов; возможность быстрого и плав-
ного изменения режима работы двигателя; надежный и быстрый
запуск двигателя; тонкое распыливание топлива.
Рис. 5.14. Схема системы питания карбюраторного двигателя:
1 — воздухоочиститель; 2 — карбюратор; 3 — впускной трубопровод; 4 — выпускной трубопро-
вод; 5 — нагнетательный топливопровод; 6 — топливный насос; 7 — фильтр тонкой очистки
топлива; 8 —- приемная труба; 9 — топливопровод; 10 — глушитель; 11 — трубопровод системы
выпуска; 12 — топливный бак; 13 и 14 — заливные горловины с крышкой; 15 и 16 — датчик
и указатель уровня топлива; 77 и 18 — штуцер и магистраль перепуска топлива
234
Системы карбюратора
Принцип работы карбюратора поясняет упрощенная схема (рис.
5.15), включающая в себя входной патрубок 7, диффузор 8, смеси-
тельную камеру 9, дроссельную заслонку 10, поплавковую камеру
1 с поплавком 2 и игольчатым клапаном 3, топливный жиклер
5 и трубку распылителя 6. При неработающем двигателе АЛ=4...
...8 мм для предотвращения вытекания топлива из распылителя при
наклонном положении. Балансировочная трубка 4 соединяет попла-
вковую камеру с входным патрубком 7 и реже непосредственно
с атмосферой. Сообщение поплавковой камеры с входным патруб-
ком предотвращает обогащение смеси при повышении сопротив-
ления воздухоочистителя в процессе эксплуатации двигателя. Так
как давление в поплавковой камере всегда при работе двигателя
больше, чем в диффузоре, то под действием перепада этих давле-
ний топливо из распылителя 6 эжектируется в поток воздуха.
Количество ТВС, подаваемой в цилиндры двигателя, регулиру-
ется дроссельной заслонкой, состав смеси при этом изменяется
автоматически.
Зависимость состава смеси от разрежения в диффузоре (ЛРд)
называют характеристикой карбюратора.
Для того чтобы характеристика
карбюратора в наибольшей степени
приближалась к наивыгоднейшей (см.
5.1), он оснащается рядом систем.
Главная система. Автоматическое
изменение а в соответствии с наивыго-
днейшей характеристикой дозирования
называют корректированием (компен-
сацией) состава смеси. Оно осуществ-
ляется главной дозирующей системой.
В подавляющем большинстве карбю-
раторов главная система работает с ко-
мпенсацией состава смеси путем пони-
жения разрежения у топливного жик-
лера. Она помимо главного топливно-
го жиклера 16 имеет колодец с эмуль-
сионной трубкой 15 и воздушный жик-
лер 14, через который колодец сообща-
ется с атмосферой или с входным пат-
рубком (рис. 5.16, а).
Система начинает работать, когда
значение Лра будет достаточно, что-
бы поднять в распылителе топливо
на высоту АЛ, т. е. при Ара>^hp7g
Рис. 5.15. Схема элементарно-
го карбюратора:
1 — поплавковая камера; 2 — по-
плавок; 3 — игольчатый клапан;
4 — балансировочная трубка; 5 —
топливный жиклер; 6 — распыли-
тель; 7 — входной патрубок; 8 —
диффузор; 9 —- смесительная каме-
ра; 10 — дроссельная заслонка
235
Рис. 5.16. Схема (а) и характеристика (6) главной системы карбюратора с понижени-
ем разрежения у жиклера:
1 — дроссельная заслонка; 2, 3 а 4 — отверстия системы холостого хода; 5 — винт регулировки
качества смеси; 6, 8 и 9 — каналы системы холостого хода; 7 — топливный жиклер холостого
хода; 10 — воздушный жиклер холостого хода; 11 — предохранительный клапан; 12 — входной
патрубок; 13 — воздушная заслонка; 14 — воздушный жиклер; 15 — эмульсионная трубка; 16 —
главный топливный жиклер; 17 — винт регулировки количества смеси
(рис. 5.16, б). Пока Ард <(Л+AA)pTg, давление воздуха в колодце
равно атмосферному. При этом из распылителя, а значит и из
колодца, топлива вытекает больше, чем поступает через топлив-
ный жиклер 16, следовательно, уровень в колодце понижается.
Когда он опустится до верхнего радиального отверстия в трубке
15 (Ард=Ар^), вместе с топливом в распылитель начнет из колодца
поступать небольшое количество воздуха. Этот воздух переме-
шивается с топливом и образует эмульсию, поэтому кар-
бюраторы с такой главной системой называют эмульсионными.
Воздушный жиклер 14 ограничивает поступление эмульсирующе-
го воздуха в колодец, и в нем появляется разрежение Ар,. Истече-
ние топлива из жиклера теперь происходит под действием перепада
/;pTg+Ap,.
По мере роста Ард уровень топлива в колодце (и в эмульсионной
трубке 75) понижается, открываются новые отверстия в стенке
эмульсионной трубки, при этом разрежение Ар, также увеличивает-
ся, но медленнее, а так как истечение топлива из главного жиклера
определяется в этом случае именно величиной Ар„ то расход топ-
лива возрастает в меньшей степени, т. е. смесь обедняется. Таким
образом, обеднение состава смеси достигается при такой главной
системе не за счет добавления к смеси эмульсирующего воздуха
(оно весьма мало по сравнению с общим расходом воздуха), а пу-
тем понижения перепада давления, под действием которого проис-
236
ходит истечение топлива через жиклер 16. Необходимой степени
обеднения смеси в соответствии с наивыгоднейшей характеристикой
достигают выбором определенного сочетания размеров жиклеров
14 и 16, а также высоты Л.
Система холостого хода. Истечение топлива из главной системы
начинается, когда Дрд=80...120 Па, однако на режимах холостого
хода величина Лрд намного меньше. Поэтому на холостом ходу
питание двигателя осуществляется при помощи системы холостого
хода.
Эта система (рис. 5.16, с) обычно связана с главной, и к жиклеру
холостого хода 7 топливо поступает, пройдя через главный жиклер
16. Затем по каналам 8 и 9 оно попадает в канал 6, смешиваясь
с воздухом, подсасываемым через воздушный жиклер 10. Канал
6 заканчивается отверстиями 2, 3 и 4. Отверстие 4 располагается
выше кромки дроссельной заслонки, и через него к топливу подме-
шивается еще некоторое количество воздуха; к выходным отверсти-
ям 3 и 2 поступает эмульсия. Винтом 5 регулируют количество
эмульсии и тем самым воздействуют на состав смеси (обычно на
холостом ходу а=0,85...1,0). Положение дроссельной заслонки 1 ре-
гулируют винтом 17, оно влияет на количество смеси и на частоту
вращения на режиме холостого хода. Подбирая положение винтов
5 и 17, можно добиться устойчивой работы двигателя с малой
частотой вращения. При этом следует действовать очень осторожно
и избегать излишнего обогащения смеси, чтобы концентрация СО
и СН в отработавших газах не превышала соответствующих норм
(см. 8.3.2).
Когда заслонка 1 начнет открываться, то отверстие 4 окажется
в зоне высоких разрежений и через него в смесительную камеру
также будет поступать эмульсия, чем и обеспечивается плавный
переход к работе двигателя при малых нагрузках. После еще боль-
шего открытия дроссельной заслонки вступает в работу главная
система. Однако подача топлива через систему холостого хода
продолжается, пока нагрузка не возрастет приблизительно до 40%
и более от полной. В результате взаимодействия двух этих систем
удается получить благоприятную характеристику карбюратора на
малых и средних нагрузках.
Экономайзер принудительного холостого хода. При торможении
автомобиля двигателем последний работает с закрытой дроссель-
ной заслонкой и повышенной частотой вращения, получая для этого
энергию от трансмиссии автомобиля. Такой режим называется
принудительным холостым ходом. При отсутствии специальных
устройств на этом режиме выделяется большое количество токсич-
ных веществ и возрастает расход масла.
Экономайзер принудительного холостого хода отключает
подачу топлива через систему холостого хода, для чего исполь-
237
зуется электромагнитный клапан 7, перекрывающий подачу
эмульсии к выходным отверстиям системы холостого хода (см.
рис. 5.20).
Пусковое устройство. При пуске двигателя коленчатый вал вра-
щается с малой частотой (50...100 мин-1) и подача топлива систе-
мой холостого хода недостаточна ввиду малых разрежений в ее
каналах. При холодном пуске значительное количество плохо рас-
пыленного топлива выпадает в пленку, а испаряются лишь самые
легкие его фракции. Смесь оказывается сильно обедненной парами
топлива, и пуск двигателей затрудняется. Надежный пуск холодного
двигателя обеспечивается при помощи устройства, которое чаще
всего представляет собой воздушную заслонку 13, расположенную
во входном патрубке карбюратора 12 (рис. 5.16, а). Приводы засло-
нок 13 и 1 кинематически связаны между собой, и когда при пус-
ке воздушная заслонка закрывается, то дроссельная, наоборот,
несколько приоткрывается и вблизи распылителя главной системы
создается разрежение, достаточное для подачи через нее топлива.
Для надежного пуска холодного двигателя смесь необходимо обо-
гатить до а=0,1...0,4.
Автоматический предохранительный клапан 11 служит для пред-
отвращения переобогащения смеси сразу после пуска, когда расход
воздуха резко возрастает. Управление заслонкой 13, как правило,
осуществляется вручную, и после пуска двигателя ее необходимо
постепенно приоткрывать. Такое управление воздушной заслонкой
весьма несовершенно, поэтому на двигателях дорогих автомобилей
применяют систему пуска и прогрева с автоматическим управле-
нием (например, используя биметаллические пружины и другие
термочувствительные устройства), что позволяет значительно пони-
зить токсичность ОГ на режимах пуска и прогрева.
Устройства обогащения смеси. Чтобы при полностью открытой
дроссельной заслонке двигатель развил максимальную мощность,
смесь необходимо обогащать (см. кривую ВС на рис. 5.1) до
<*„=0,85...0,95. Эту функцию выполняют устройства обогащения
смеси — экономайзер и эконостат.
На рис. 5.17, а приведена схема экономайзера с механическим
приводом. Клапан 1 перекрывает доступ топлива из поплавковой
камеры к жиклеру 2 экономайзера, и только когда положение
дроссельной заслонки приближается к полному открытию, клапан
1 освобождает доступ топлива к жиклеру 2. Следовательно, на
режимах полной и близкой к ней нагрузок топливо в распылитель
3 поступает через два жиклера: главный 4 и экономайзера 2 (подача
через него доходит до 15...20% от общего количества топлива).
Своевременное открытие клапана 1 обеспечивается соответству-
ющей кинематической связью его привода с приводом дроссельной
заслонки.
238
6)
Рис. 5.17. Схемы экономайзера и ускорительного насоса:
а — экономайзер: 1 — клапан; 2 — жиклер экономайзера; 3 — распылитель; 4 — главный топ-
ливный жиклер; б — ускорительный насос: 1 — входной патрубок; 2 — жиклер ускорительного
насоса; 3 — распылитель; 4 — нагнетательный клапан; 5 — пластина; б — пружина; 7 — пор-
шень; 8 — клапан; 9 — рычаг; 10 — дроссельная заслонка
Эконостат предотвращает переобеднение смеси главной систе-
мой при высоких расходах воздуха, он имеет распылитель, установ-
ленный значительно выше диффузора (см. рис. 5.20). Топливо к не-
му подводится через трубчатый жиклер 16, опущенный в поплав-
ковую камеру. Только на режимах с большим расходом воздуха
около распылителя эконостата создается достаточное разрежение
и через него поступает топливо.
Ускорительный насос. В случае резкого открывания дроссельной
заслонки смесь, поступающая в цилиндры, может временно обед-
ниться вследствие заполнения каналов главной системы топливом,
а также интенсивного его выпадения в пленку. Смесеобразование
в период быстрого разгона происходит в условиях переходного
теплового режима во впускной системе, поэтому на него оказывает
влияние так называемая тепловая инерция впускного трубопровода.
По этим причинам состав смеси, поступающей в цилиндры, может
выйти за пределы воспламеняемости, что вызывает пропуски восп-
ламенения в отдельных циклах и двигатель будет работать с «про-
валами», т. е. с замедленным повышением нагрузки и частоты
вращения вала.
Для предотвращения подобных нарушений работы карбюратор
снабжают ускорительным насосом (рис. 5.17, б), который чаще
всего имеет механический привод от рычага 9, укрепленного на
оси дроссельной заслонки 10. Когда дроссельная заслонка закрыта,
поршень 7 насоса находится вверху и полость под ним заполнена
топливом. При резком открытии заслонки 10 пластина 5 сжимает
пружину 6. Под ее воздействием поршень опускается вниз и вы-
тесняет топливо через нагнетательный клапан 4 и распылитель
3 с жиклером 2 в зону входного патрубка 1 карбюратора. Пружина
239
6 способствует некоторому затягиванию впрыскивания топлива во
времени. Если заслонка 10 открывается медленно, то топливо при
плавном опускании поршня 7 обтекает клапан 8 и поступает обрат-
но в поплавковую камеру. При движении поршня 7 вверх нагнета-
тельный клапан 4 закрыт, а клапан 8 открыт и топливо поступает
в полость под поршнем. Ускорительный насос 3 мембранного типа
показан на рис. 5.20.
Многокамерные карбюраторы
Диффузор однокамерного карбюратора даже при малых рас-
ходах воздуха должен обеспечить, во-первых, тонкодисперсное рас-
пыливание топлива, а во-вторых, возможно лучшее наполнение
цилиндров на режиме полного дросселя. В соответствии с пер-
вым требованием предпочтительнее уменьшать проходное сечение
диффузора, а в соответствии со вторым — его необходимо увеличи-
вать.
Указанное противоречие в значительной мере снимается исполь-
зованием многокамерных карбюраторов с последовательным от-
крытием дроссельных заслонок (рис. 5.18). Конструктивно они
представляют собой объединенные общей поплавковой камерой две
смесительные камеры с различными или одинаковыми проходными
сечениями диффузоров и приводом дроссельных заслонок, обес-
печивающим при малых и средних расходах воздуха питание двига-
теля только через первичную камеру I, а при больших расходах
воздуха — двумя камерами одновременно.
Открытие дроссельной заслонки вторичной камеры сопровожда-
ется поступлением во впускной трубопровод дополнительной массы
воздуха. Так как начало истечения топлива из распылителя главной
системы вторичной камеры несколько отстает во времени от начала
открытия дроссельной заслонки, включение вторичной камеры мо-
жет сопровождаться провалом в работе двигателя, вызываемым
переобеднением смеси. Для стыковки характеристик главных систем
обеих камер и устранения провалов используется переходная систе-
ма (рис. 5.18). Выходное отверстие А переходной системы рас-
положено над кромкой закрытого дросселя. Как только в начале
открытия дроссельной заслонки вторичной камеры отверстие пере-
ходной системы оказывается напротив кромки дросселя, т. е. в зоне
высоких разрежений, из него начинается истечение бензина. При
дальнейшем открытии дроссельной заслонки в работу включается
главная система вторичной камеры.
Первичная камера имеет все системы, характерные для одно-
камерного карбюратора, а вторичная — главную и переходную,
а также устройства обогащения смеси и ускорительную систему.
240
Рис. 5.18. Принципиальная схема двухкамерного карбюратора
с последовательным открытием дроссельных заслонок:
/ и II — первичная и вторичная камеры
Привод дроссельной заслонки вторичной камеры может быть
механическим или пневматическим.
В первом случае вторичная камера часто имеет более богатую
регулировку и, по существу, служит экономайзерным устройством.
Если же первичная камера имеет экономайзер, то вторичная камера
в этом случае имеет обедненные регулировки и эконостат.
При механическом приводе дроссельной заслонки вторичной
камеры начало ее открытия соответствует вполне определенному
углу (45...60°) поворота дросселя первичной камеры. Это является
недостатком, так как для достижения качественного распиливания
топлива, поступающего из главной системы вторичной камеры, ее
дроссель должен открываться при малых частотах вращения позже,
а при больших — раньше.
Этого можно добиться использованием пневматического при-
вода, который обеспечивает вступление в работу вторичной камеры
при определенном разрежении (расходе воздуха) в первичной ка-
мере.
Например, в карбюраторе «Озон» надмембранное пространство
механизма привода дроссельной заслонки связано каналом с боль-
шими диффузорами обеих камер (рис. 5.19). Мембрана 1 соединяет-
ся с заслонкой 8 вторичной камеры системой рычагов 5, б и 13.
Результирующее разрежение над мембраной определяется проход-
ными сечениями воздушных жиклеров 3 и 4. С увеличением частоты
вращения коленчатого вала имеет место возрастание разрежения
в надмембранном пространстве. После достижения в диффузоре
первичной камеры определенного разрежения дроссельная заслонка
вторичной камеры начинает открываться благодаря перемещению
вверх мембраны, преодолевающей сопротивление пружины 2. При
понижении разрежения пружина возвращает мембрану и дроссель
вторичной камеры в исходное положение.
Дроссельная заслонка вторичной камеры обычно начинает от-
крываться по внешней скоростной характеристике при 1400...
16 - 4664
241
2-
1
Рис. 5.19. Пневматический привод дроссельной заслонки вторичной камеры:
1 — мембрана; 2 — пружина; 3 и 4 — жиклеры пневмопривода; 5 и 6 — промежуточный и ос-
новной рычаги привода дроссельной заслонки 8; 7 — пружина; 8 и 10 — дроссельные заслонки
вторичной и первичной камер; 9 — блокирующий рычаг; 11 — поводок приводного рычага;
12 — возвратная пружина; 13 — шток пневмопривода
...1600 мин-1, а при частоте вращения менее 1400 мин-1 карбю-
ратор работает, как однокамерный.
При количестве цилиндров восемь и более применяют двухка-
мерные карбюраторы с параллельным включением камер, при этом
каждая из них имеет одинаковую конструкцию и питает свою
группу цилиндров. Дроссельные заслонки этих карбюраторов от-
крываются синхронно. Такие карбюраторы позволяют улучшить
равномерность распределения смеси по цилиндрам.
Четырехкамерный карбюратор представляет собой два парал-
лельно работающих двухкамерных карбюратора с последователь-
ным открытием дроссельных заслонок, конструктивно объединен-
ных в едином корпусе.
Конструктивная схема карбюратора. Устройство карбюраторов
отличается сложностью и разнообразием конструктивных схем.
Рассмотрим в качестве примера схему карбюратора двигателя лег-
кового автомобиля ВАЗ-2108 (рис. 5.20).
Карбюратор — двухкамерный с механическим приводом дрос-
сельных заслонок. Заслонка вторичной камеры начинает открывать-
ся при 57° открытия заслонки первичной камеры, а конец открытия
обеих заслонок одновременный.
242
Рис. 5.20. Схема карбюратора двигателя ВАЗ 2108:
1 — воздушный жиклер главной дозирующей системы; 2 — поплавок; 3 — механизм ускори-
тельного насоса; 4 — место установки клапана разбалансировки поплавковой камеры; 5 — мем-
бранный механизм полуавтоматического пуска; 6 — электронный блок; 7 — электромагнитный
клапан с топливным жиклером системы XX; 8 — воздушный жиклер системы XX; 9 — нагнета-
тельный клапан ускорительного насоса; 10 — воздушный жиклер переходной системы; 11 — топ-
ливный жиклер переходной системы в виде трубки; 12 — штуцеры подвода и перепуска топлива;
13 — запорный клапан; 14 — пневмоэкономайзер; 15 — жиклер пневмоэкономайзера; 16 —
трубка топливного жиклера эконосгата; 17 — штуцер отвода картерных газов; 18 — топливный
жиклер ГДС; 19 — винт «количества» XX; 20 — винт «качества» XX; 21 — каналы для подогрева
смесительной камеры; 22 — трубка отбора вакуума к вакуумному корректору распределителя
зажигания
В крышке запрессованы два штуцера 12 для подвода бензина
в камеру с поплавком 2 и для его частичного перепуска в бензобак.
К крышке крепится также подпружиненный игольчатый запорный
клапан 13. Корпус карбюратора выполнен как одно целое с обеими
смесительными камерами. В каждом воздушном канале располага-
ется блок из двух диффузоров для увеличения скорости воздуха
и разрежения у выхода распылителя.
Главные дозирующие системы включают в себя топливные 18
и воздушные 1 жиклеры, через которые подводится воздух
к эмульсионным трубкам. Распылители выведены в центр малых
диффузоров. Топливный жиклер 11 переходной системы имеет
форму трубки с калиброванным отверстием внизу, он дозиру-
ет топливо совместно с воздушным жиклером 10. В смеситель-
ную камеру из переходной системы топливо поступает через два
отверстия.
Топливный жиклер системы холостого хода находится в элект-
ромагнитном клапане 7, который отключает подачу бензина на
принудительном холостом ходу. Через воздушный жиклер 8 к бен-
зину добавляется воздух, а эмульсия поступает в задроссельное
16-
243
пространство через отверстие, регулируемое винтом «качества» 20.
Переходные режимы обеспечиваются изменением количества
эмульсии, поступающей из системы холостого хода через верти-
кальную щель около дроссельной заслонки.
Количество смеси на холостом ходу регулируется винтом 19.
Электромагнитный клапан 7 управляется электронным блоком
6 и контактным датчиком положения дроссельной заслонки. Этот
клапан прекращает подачу топлива не только на принудительном
холостом ходу, но и при выключении зажигания, предотвращая
работу двигателя с самовоспламенением смеси.
Экономайзер 14 управляется мембранным клапаном, который
каналами соединен с задроссельным пространством вторичной ка-
меры. Количество дополнительного топлива дозируется жиклером
15, после прохождения которого оно поступает в главную систему
первичной камеры карбюратора.
К распылителю эконостата (вторишая камера) топливо по-
ступает через жиклер 16. Ускорительный насос 3 мембранного
типа с механическим приводом впрыскивает топливо в обе ка-
меры карбюратора в щели между большими и малыми диф-
фузорами.
Воздушная заслонка после пуска двигателя приоткрывается
мембранным механизмом 5, а в дальнейшем по мере прогрева
двигателя ее открывают вручную. Для облегчения пуска горячего
двигателя используется разбалансировочный клапан, который на
холостом ходу и после остановки двигателя сообщает поплавковую
камеру с атмосферой, куда удаляются пары бензина из этой камеры.
Смесительная камера подогревается жидкостью из системы
охлаждения двигателя (каналы 21}, это сделано для обогрева кана-
лов системы холостого хода.
Трубки 21 и 22 служат соответственно для вентиляции картера
и отбора разрежения для управления вакуум-корректором и ан-
титоксичными системами.
Карбюраторные системы сохранились лишь в двигателях уста-
ревших конструкций. Ведущие фирмы мира таких систем в новых
моделях двигателей не применяют.
5.1.3. СИСТЕМЫ ПОДАЧИ ГАЗА
Применение газовых топлив на автомобилях дает существенный
экономический эффект и значительно улучшает экологические пока-
затели (снижение выброса СО до двух раз, СН на 50—100% и NOX
на 20-30%).
Однако использование газовых топлив на 10...20% уменьшает
мощность двигателя, а большая масса и габариты топливной ап-
244
паратуры снижают эксплуатационные показатели автомобиля. При
работе на природном газе запас хода автомобиля снижается почти
вдвое, на 20% уменьшается грузоподъемность грузовых автомоби-
лей и объем багажника легковых автомобилей. При работе на
сжиженном газе и небольшом увеличении массы автомобиля его
запас хода остается таким же, как у бензинового варианта.
Перспективно применение криогенных баков для хранения при-
родного газа при t— —160 °C. Проблема заключается в снижении их
стоимости и обслуживания, а также в повышении надежности.
Особенности систем питания газовых двигателей связаны с фи-
зико-химическими свойствами сжиженных нефтяных и сжатых при-
родных газов.
Эти системы работают под значительным давлением, под кото-
рым газ находится в баллонах, поэтому в них нет никаких насосов
для подачи газа, но, с другой стороны, они имеют редукторы для
понижения давления газа и подогреватель для предотвращения
замерзания конденсата водяных паров. Как правило, системы пита-
ния газовых двигателей являются двухтопливными, поскольку в ка-
честве резервных имеют и систему питания бензином, что является
их отрицательным свойством, так как в таких двигателях неоп-
тимальна степень сжатия и соответственно ухудшена топливная
экономичность.
Система питания сжиженным газом
(пропан-бутан)
В баллоне 16 (рис. 5.21) газ находится в жидком и газообразном
(над поверхностью жидкой фазы) состояниях. Давление в баллоне
зависит от состава газа и его температуры и не превышает 1,6 МПа.
При запуске, когда температура жидкости в системе охлаждения
двигателя менее 60 °C, газ из баллона отбирается через расходный
вентиль газовой фазы 75, а вентиль жидкой фазы 18 при этом
закрыт. После прогрева охлаждающей жидкости до 60 °C вентили
75 и 18 переключаются.
Газ, пройдя магистральный вентиль 29, направляется по газо-
проводу высокого давления в подогреватель 72, где он в змеевике
нагревается и испаряется за счет теплоты жидкости из системы
охлаждения двигателя. Затем после фильтра 77 газ поступает
в двухступенчатый редуктор б с дозирующим экономайзерным
устройством 7, где его давление понижается почти до атмосфер-
ного. Расход газа и его давление на выходе из редуктора регулиру-
ются автоматически в зависимости от разрежения в диффузоре
и в задроссельном пространстве путем изменения положения кла-
панов, управляемых системой пружин и диафрагм. При остановке
двигателя редуктор автоматически прекращает подачу газа в дви-
гатель.
245
Рис. 5.21. Схема системы питания сжиженным газом:
1, 2 — регулировочные винты; 3, 5 — газопроводы; 4 — клапан второй ступени редуктора;
6 — газовый редуктор; 7 — дозирующее экономайзерное устройство; 8,10 — пружины; 9 — кла-
пан; 11 — магистральный фильтр; 12 — подогреватель; 13 — манометр давления газа в первой
ступени; 14 — указатель уровня газа в баллоне; 15 — расходный вентиль газовой фазы; 16 —
баллон; 17 — датчик указателя уровня; 18 — расходный вентиль жидкой фазы; 19 — напол-
нительный вентиль; 20 — бензиновый бак; 21 — фильтр; 22 — карбюратор; 23 — дроссельная
заслонка; 24 — обратный клапан; 25 — газовая форсунка; 26 — пружина второй ступени; 27 —
смеситель; 28 — бензонасос; 29 — магистральный вентиль; 30 — предохранительный клапан;
31 — вентиль контроля максимального наполнения бака
После второй ступени редуктора газ направляется в карбюра-
тор-смеситель: по газопроводу 3 в систему холостого хода и в до-
зирующее экономайзерное устройство 7, откуда по газопроводу
5 газ поступает к обратному клапану 24, а затем к форсунке 25.
На холостом ходу клапан экономайзера 9 и обратный клапан 24
закрыты. По мере открытия дроссельной заслонки под действием
разрежения в диффузоре открывается клапан 24 и начинается по-
дача газа через форсунку 25. При дальнейшем увеличении нагрузки
открывается клапан 9 и осуществляется дополнительная подача
газа через экономайзерное устройство. Устройства, аналогичного
насосу-ускорителю карбюратора, система не требует, так как редук-
тор обеспечивает разгоны без провалов.
Расход газа зависит от степени открытия клапанов и давления во
второй ступени редуктора.
Работу системы контролируют по показанию манометра 13,
установленного в кабине водителя.
246
Давление газа в первой и второй ступенях регулируют, изменяя
натяжение пружин 8 и 26 соответственно. Регулировку на холостом
ходу осуществляют винтами 1 и 2, а также упорным винтом,
ограничивающим закрытие дроссельной заслонки 23.
Резервная система питания бензином предназначена для крат-
ковременной работы и обеспечивает получение от двигателя не
более 50% номинальной мощности.
Система питания сжатым природным газом
Системы подачи сжатого и сжиженного газа имеют много обще-
го. Баллоны 5 со сжатым (до 20 МПа) газом объединяют в две
батареи (рис. 5.22). После подогревателя 9, обогреваемого отрабо-
тавшими газами, и редуктора высокого давления 10 (рвых=0,8...
...1,20 МПа) газ (в основном метан) поступает в электромагнитный
клапан 4 с фильтром, выполняющий функцию запорно-дозирующе-
го устройства пусковой системы двигателя. Затем газ направляет-
ся в двухступенчатый редуктор низкого давления 3 (такой же, как
для сжиженного газа), который понижает давление почти до ат-
мосферного, дозирует подачу газа для приготовления смеси необ-
ходимого состава и отключает газовую магистраль при остановке
двигателя.
Устройство карбюратора-смесителя 12 и резервной системы
подачи бензина в основном такое же, как и при работе на сжи-
женном газе.
Рис. 5.22. Схема питания сжатым газом:
1 — трубка холостого хода; 2 — трубка для основной подачи газа; 3 — редуктор низкого
давления; 4 — электромагнитный клапан; 5 — баллон; 6 — расходный вентиль; 7 — вентиль
запровочный; 8 — предохранительный клапан; 9 — подогреватель; 10 — редуктор высокого дав-
ления; 11 — заслонка подогревателя; 12 — карбюратор-смеситель; 13 — бензиновый клапан-
фильтр; 14 — бензонасос
247
Для достижения требуемой точности дозирования и надежности
работы системы газ проходит тройную очистку: на входе в редуктор
высокого давления, в экономайзерном клапане и на входе в редук-
тор низкого давления.
Для контроля за состоянием системы в кабине водителя имеют-
ся два манометра: высокого давления, который показывает давле-
ние (запас) газа в баллонах, и низкого давления, характеризующего
правильность регулировки редуктора низкого давления.
5.2. ТОПЛИВНЫЕ СИСТЕМЫ ДИЗЕЛЕЙ
5.2.1. ОСНОВНЫЕ ФУНКЦИИ И ТИПЫ ТОПЛИВНЫХ
СИСТЕМ ДИЗЕЛЕЙ
Топливные системы (ТС) дизелей осуществляют хранение запаса
топлива и подачу его в цилиндры в соответствии с порядком их
работы. Основные требования к параметрам процесса впрыскива-
ния и распиливания топлива в дизелях изложены в 3.4.1. Кроме
того, ТС должна обеспечивать: надежный пуск дизеля, очистку
топлива от механических примесей и воды; стабильность парамет-
ров впрыскивания и распиливания как в течение срока эксплу-
атации, так и от изделия к изделию (при серийном производстве);
возможность прокачки ТС для удаления воздушно-паровых пробок.
К топливной системе относятся также все требования, предъявля-
емые к двигателю в целом.
Типы топливных систем. ТС дизелей принято делить на топлив-
ные системы непосредственного действия и аккумуляторные. Оба
типа топливных систем могут иметь как традиционные механичес-
кие устройства управления, так и электрические с электронным
управлением. Топливные системы непосредственного действия
в свою очередь делятся на системы разделенного типа, у которых
секции топливного насоса высокого давления (ТНВД) и форсунки
выполнены отдельно и соединяются топливопроводом высокого
давления, и насос-форсунки. ТС разделенного типа получили на-
ибольшее распространение. У насос-форсунок секция насоса и фор-
сунка выполнены в одном узле и топливопровод высокого давления
отсутствует. Современные аккумуляторные топливные системы
(АТС) можно разделить на АТС среднего и высокого давления.
В АТС среднего давления давление топлива в аккумуляторе с помо-
щью насос-форсунок с гидравлическим приводом и мультипликато-
ром (см. 5.5.4) повышается в 4...10 раз и впрыскивается в цилиндр
дизеля. В АТС высокого давления давление топлива в аккумуляторе
поддерживается на требуемом уровне давления впрыскивания
(40... 150 МПа и более) и с помощью электрогидравлических фор-
248
сунок впрыскивается в цилиндр дизеля (см. 5.5.4). В насто-
ящее время АТС высокого давления получают большое распрост-
ранение.
Схема топливной системы непосредственного действия разде-
ленного типа приведена на рис. 5.23. Топливо подается из бака
14 с помощью топливоподкачивающего насоса 12 по топливо-
проводам низкого давления через фильтры грубой 10 и тонкой
9 очистки в ТНВД 8 под давлением 0,05...0,15 МПа. С целью
надежного удаления выделившегося воздуха топливо в линии
низкого давления прокачивается через каналы низкого давления
ТНВД и избыток топлива сливается в бак по топливопроводу
15, а в ряде двигателей избыток топлива поступает либо на
вход топливоподкачивающего насоса 12, либо на вход фильтра
грубой очистки 10. Агрегаты линии высокого давления, вклю-
чающие в себя ТНВД 8, топливопровод высокого давления 7 и фо-
рсунку 6, обеспечивают дозирование и впрыскивание топлива в ци-
линдры дизеля под давлением 30... 150 МПа. Многоплунжерные
Рис. 5.23. Схема топливной системы разделенного типа:
1 — кран; 2 — приемный фильтр; 3 — сливной кран; 4 — заливная горловина; 5 — фильтр
заливной горловины; 6 — форсунка; 7 — топливопровод высокого давления; 8 — насос высоко-
го давления; 9 — фильтр тонкой очистки топлива; 10 — то же, грубой очистки; 11 — автомати-
ческий регулятор частоты вращения; 12 — топливоподкачивающий насос; 13 — муфта опереже-
ния впрыскивания топлива; 14 — топливный бак; 15 — отвод топлива в бак
249
ТНВД компонуются совместно с муфтой опережения впрыскивания
13, осуществляющей изменение угла опережения впрыскивания топ-
лива при изменении частоты вращения.
Особенности рабочих процессов топливной аппаратуры разделен-
ного типа. Топливной аппаратурой (ТА) называют основную часть
ТС, создающую высокое давление топлива и его подачу в цилиндр
дизеля: ТНВД, топливопровод высокого давления и форсунку. Рас-
смотрим работу секции многоплунжерного ТНВД с механическим
приводом плунжера и дозированием отсечкой. На рис. 5.24 стрел-
ками показаны направления движения плунжера 3, нагнетательного
клапана 5 и топлива в различные фазы работы секции. В начальный
период подъема плунжера 3 во втулке 2 происходит вытеснение
топлива из надплунжерной полости в каналы низкого давления,
находящиеся в корпусе насоса, через впускное окно 1 (рис. 5.24, а).
После перекрытия торцом плунжера впускного окна начинается
активный ход плунжера (hm, см. рис. 5.26). Под действием давления
топлива открывается нагнетательный клапан 5 и топливо подается
в объем штуцера 4 (рис. 5.24, б). Вследствие насосного действия
нагнетательного клапана 5 и поступления топлива в штуцер 4 на
входе в топливопровод высокого давления резко нарастает давле-
ние. Образовавшаяся волна давления перемещается по топливо-
проводу со скоростью звука в топливе. Подошедшая к форсунке
прямая волна вызывает нарастание давления топлива в корпусе
форсунки, происходит открытие иглы 8 форсунки (см. рис. 5.32),
и начинается впрыскивание топлива в цилиндр дизеля. Распилива-
ющие отверстия распылителя форсунки (см. рис. 5.33) имеют
небольшое проходное сечение, поэтому от форсунки происходит
Рис. 5.24. Схема работы (а...г) секции топливного насоса высокого давления
250
частичное отражение импульса давления, и формируются обратные
волны, которые перемещаются от форсунки к насосу. Наложение
прямых и обратных волн давления определяет сложный характер
колебаний давления в топливопроводе. Отражение обратной волны
от насоса после окончания активного хода плунжера может приве-
сти к тому, что когда образованная вследствие этого отражения
прямая волна вновь пойдет к форсунке, она может вторично от-
крыть запирающее устройство форсунки. В результате произойдет
нежелательное подвпрыскивание топлива (см. 3.4.1). Таким обра-
зом, в топливных системах разделенного типа при подаче топлива
имеет место волновой характер движения жидкости в линии нагне-
тания.
Окончание активного хода плунжера определяется тем, что от-
сечная кромка 8 открывает отсечное окно 7 (рис. 5.24, в). Этот
процесс называют отсечкой: топливо через отверстие б и окно
7 перетекает в линию низкого давления, давление в надплунжерной
полости быстро падает, и нагнетательный клапан под действием
пружины движется вниз (рис. 5.24, в). Чтобы не допустить подвп-
рыскивания, нагнетательный клапан выполнен с разгрузочным
пояском (объемом), имеющим высоту Л1О (см. рис. 5.24, а). Бла-
годаря насосному действию разгрузочного пояска клапана из объ-
ема штуцера 4 отсасывается часть топлива. Давление в штуцере
падает, и, как правило, происходит разрыв сплошности и выделение
паров топлива и растворенного в топливе воздуха. Это обеспечива-
ет демпфирование подошедшей к штуцеру насоса обратной волны,
что позволяет избежать ее отражения и, следовательно, подвпры-
скивания.
При движении плунжера вниз происходит наполнение надплун-
жерной полости через впускное окно 1 (рис. 5.24, г). При этом
нагнетательный клапан закрыт, что не позволяет топливу из ли-
нии высокого давления перетекать обратно в надплунжерную
полость и обеспечивает стабильное остаточное давление. Оста-
точным давлением принято называть давление, которое уста-
навливается в полостях штуцера ТНВД, топливопровода и фор-
сунки после окончания процесса впрыскивания топлива. Время
наполнения и проходное сечение впускного окна выбирают с та-
ким расчетом, чтобы обеспечить полное заполнение надплун-
жерной полости во всем диапазоне рабочих режимов топливной
системы.
5.2.2. ТОПЛИВНЫЕ НАСОСЫ ВЫСОКОГО ДАВЛЕНИЯ
Классификация топливных насосов высокого давления. Топлив-
ные насосы высокого давления (ТНВД) осуществляют дозирование
топлива в зависимости от положения дозирующего органа и нагне-
251
тают под давлением отмеренную порцию топлива к форсункам.
Топливные насосы различают по ряду признаков. По количеству
и компоновке секций ТНВД могут быть разделены на многоплунжер-
ные, индивидуальные (встроенные в блок цилиндров) и распредели-
тельного типа. В многоплунжерных и индивидуальных ТНВД каж-
дая секция обслуживает один цилиндр. В многоплунжерных ТНВД
(см. рис. 5.23, 5.25) несколько секций объединены в одном корпусе.
Индивидуальные насосы устанавливаются в отдельные гнезда
в блоке цилиндров и имеют привод от кулачков на распределитель-
ном валу ДВС (см. рис. 5.28). У насосов распределительного типа
секция подает топливо в несколько цилиндров. По способу привода
плунжера различают топливные насосы с жестким (механическим)
приводом и с гибким (газовым, гидравлическим или пружинным)
приводом.
ТНВД различают также по методам дозирования топлива. До-
зирование подаваемого в цилиндры топлива является ответствен-
ной функцией топливной системы, так как цикловая подача изменя-
ется в зависимости от режима работы в 6... 15 раз, а минимальная
величина может быть равна 5...7 мм3. В автотракторных дизелях
используют насосы с регулированием цикловой подачи отсечкой
(см. рис. 5.24, 5.30), дросселированием на впуске (см. рис. 5.31),
электромагнитными клапанами (ЭМК) и изменением хода плун-
жера. У топливных насосов с дросселированием на впуске цикловая
подача регулируется изменением наполнения топливом надплун-
жерного объема. Для этого в канале, подводящем топливо к впуск-
ному окну, установлено дросселирующее устройство. Такой способ
дозирования применяется, как правило, в роторных распредели-
тельных насосах, так как в многосекционных насосах при исполь-
зовании дросселирования возникают дополнительные сложности
в обеспечении идентичности наполнения надплунжерных объемов.
В ТНВД дозирование при помощи ЭМК используется в основном
в индивидуальных ТНВД (см. рис. 5.28); дозирование изменением
хода плунжера — в роторных ТНВД распределительного типа
с электронным управлением.
Распределительные насосы принято делить на две основные
группы: плунжерные (чаще одноплунжерные, см. рис. 5.29) и ро-
торные (см. рис. 5.31). Можно разделить также распределительные
насосы по схеме привода плунжеров: с внешним цилиндрическим
кулачковым профилем, с торцовым кулачковым профилем и с внут-
ренним цилиндрическим профилем. Первые две схемы используют
в плунжерных насосах, последнюю схему — в роторных.
Многоплунжерные ТНВД. Этот тип насосов высокого дав-
ления получил наибольшее распространение в автотракторных и те-
пловозных дизелях. По своему конструктивному выполнению мно-
гоплунжерные ТНВД подразделяют на два основных типа: с откры-
252
тым корпусом и люком и с закрытым корпусом (рис. 5.25). Закры-
тый корпус является более прочным и используется с целью обес-
печения высоких давлении впрыскивания топлива.
Плунжер 1 (рис. 5.25) топливного насоса совместно с толкателем
2 совершает возвратно-поступательное движение под воздействием
кулачка 3, расположенного на кулачковом валу ТНВД, и пружины
4. Изменение подачи топлива, как и в случае, проиллюстрирован-
ном на рис. 5.24, осуществляется поворотом плунжера, отсечная
кромка которого выполнена в виде винтовой линии. При повороте
плунжера изменяются активный ход плунжера й„т (рис. 5.26) и,
следовательно, количество подаваемого за цикл топлива (цикловая
подача). Изменение цикловой подачи осуществляется путем переме-
щения рейки б, которая при помощи зубчатой передачи и поворот-
ной втулки 5 поворачивает плунжер вокруг его оси. На рис. 5.26
приведены зависимость подъема плунжера Лп и его скорости сп от
угла поворота вала ТНВД. Управление цикловой подачей топлива
в большинстве конструкций ТНВД осуществляется изменением
фгга — угла геометрического конца наг-
нетания при постоянном фгнн — угле
геометрического начала нагнетания.
Начало впрыскивания топлива в ци-
линдр дизеля запаздывает относитель-
но <ргнн в основном вследствие того,
что прохождение волны давления по
топливопроводу от ТНВД до форсун-
ки требует времени, равного отноше-
нию длины топливопровода к скоро-
сти распространения импульса давле-
ния.
Втулка 7 плунжера (рис. 5.25) в от-
личие от втулки, приведенной на рис.
5.24, имеет более жесткую, фланцевую
конструкцию, рассчитанную на высо-
кие давления впрыскивания. Она выпо-
лнена за одно целое с фланцем для
крепления ее при помощи шпилек 10
к корпусу насоса. Нагнетательный кла-
пан 8 и штуцер 9 расположены во фла-
нцевой втулке 7.
Нагнетательные клапаны, устанав-
ливаемые в топливных насосах высоко-
го давления, отличаются разнообрази-
ем конструкции. Нагнетательный кла-
пан разделяет линию высокого и низ-
кого давления топливного насоса
Рис. 5.25. Многоплунжерный
топливный насос высокого да-
вления
253
Рис. 5.26. Зависимости ско-
рости и подъема плунже-
ра от угла поворота вала
ТНВД
в промежутках между впрыскиваниями,
тем самым исключается обратное перете-
кание топлива из линии высокого давле-
ния. Как было изложено выше, нагнета-
тельный клапан обеспечивает устранение
подвпрыскивания, а также поддерживает
стабильное остаточное давление. При по-
мощи нагнетательного клапана можно,
как будет показано далее, корректировать
скоростные характеристики подачи топ-
лива (см. рис. 5.38).
Нагнетательные клапаны объемного действия (рис. 5.27, а, б)
имеют в том или ином виде разгрузочный объем. Наибольшее
распространение получили клапаны грибкового типа (рис. 5.27, а,
б), имеющие в верхней части грибок 1 и разгрузочный объем
с высотой Л10, в нижней — перья 3 с четырьмя канавками для
прохода топлива (рис. 5.27, а) или трубчатую нижнюю часть
клапана с отверстием б (рис. 5.27, б). По мере опускания нагнета-
тельного клапана с момента, когда нижняя кромка разгружающе-
го пояска 2 войдет в направляющий канал седла 4 и до посадки
на седло в штуцере насоса освобождается полость, равная вели-
чине разгрузочного объема нагнетательного клапана. Это обес-
печивает устранение возможных подвпрыскиваний и стабилиза-
цию остаточного давления в линии высокого давления. При оста-
точном давлении, близком к атмосферному, топливо находится
в двухфазном состоянии. Газовая фаза, состоящая из паров топ-
лива и выделившегося из топлива воздуха, рассредоточивается по
линии высокого давления в виде мелких пузырьков. Заметное
влияние на рабочий процесс ТС газовая фаза оказывает при
остаточном давлении ниже атмосферного. В этих случаях объемы,
занимаемые пузырьками газовой фазы, называют остаточными
свободными объемами. Это влияние проявляется в основном
в увеличении запаздывания действительного начала впрыскива-
ния топлива относительно геометрического начала нагнетания
(начала АиТ).
Клапан объемного действия (рис. 5.27, б), имеющий отверстие
5 для прохода топлива мимо разгрузочного пояска, называется
корректирующим. Работа корректирующего клапана описана
в 5.2.5. Кроме клапанов объемного действия применяют нагнета-
тельные клапаны двойного действия. На рис. 5.27, в приведен
клапан двойного действия, состоящий из двух клапанов: основ-
ного 7 и обратного 8. При нагнетании топлива оба клапана,
прижатые друг к другу пружинами, поднимаются и пропускают
топливо из надплунжерной полости в штуцер насоса. После отсеч-
ки и посадки клапана 7 на седло обратный клапан 8 под давлением
254
Рис. 5.27. Конструкции нагнетательных клапанов:
а — грибкового типа; б — грибкового трубчатого; в — двойного; 1 — грибок; 2 — разгружа-
ющий поясок; 3 — хвостовик; 4 — седло; 5 — корректирующее отверстие; б — центральное
отверстие; 7 — основной клапан; 8 — обратный клапан; 9 — пружина обратного клапана
топлива в штуцере насоса открывается и перепускает часть топ-
лива в надплунжерную полость. Это позволяет уменьшить от-
ражение волн давления от насоса с целью устранения подвпрыски-
вании и обеспечивает заданное остаточное давление в линии высо-
кого давления, которое регулируется затяжкой пружины 9 обрат-
ного клапана.
Преимущества многоплунжерного ТНВД заключаются в про-
стоте и доведенности конструкции и сравнительно хорошей ком-
понуемости на дизеле. Недостатки такого ТНВД заключаются в не-
обходимости использования длинного топливопровода и муфты
опережения впрыскивания, находящейся на приводном конце кулач-
кового вала и, следовательно, под действием крутящего момента,
нагружающего эту муфту. Кроме того, с ужесточением норм выбро-
сов токсичных составляющих ОГ возникает необходимость более
гибкого управления углом опережения впрыскивания, а в ряде
случаев и давлением впрыскивания, и формой характеристики впры-
скивания.
В топливных системах с многоплунжерными ТНВД и элект-
ронным управлением изменение цикловой подачи может быть осу-
ществлено электрическими, электромагнитными и электрогидрав-
лическими исполнительными механизмами управления рейкой,
а изменение угла опережения впрыскивания (УОВ) -— гидравличес-
кими или гидромеханическими муфтами опережения впрыскивания.
Разработаны конструкции многоплунжерного ТНВД с электронным
управлением, оборудованные двумя рейками, одна из которых
управляет цикловой подачей, другая — УОВ.
Индивидуальные ТНВД. Индивидуальные, встроенные
в блок цилиндров ТНВД с клапанным управлением позволяют
обеспечить гибкое управление УОВ и цикловой подачей топлива
в зависимости от режима работы дизеля.
Топливная аппаратура (ТА) с индивидуальным ТНВД с эле-
ктромагнитным управляющим клапаном приведена на рис. 5.28.
255
Кулачок, приводящий в движение плунжер ТНВД, находится на
распределительном валу 7 дизеля. Секция б ТНВД встроена в блок
цилиндров 5 дизеля, форсунка 1 с распылителем 3 располагается
в головке 2 блока цилиндров. Секция б, как и в многоплунжерном
ТНВД (см. рис. 5.25), включает в себя толкатель с пружиной, гильзу
и плунжер, причем плунжер не имеет отверстия и фигурных выто-
чек. Начало и конец активного хода плунжера определяет электро-
магнитный клапан (ЭМК) 4. При открытом ЭМК плунжерная
полость соединяется с линией низкого давления. В этот период при
движении плунжера вниз осуществляется наполнение надплунжер-
ной полости, а при движении плунжера вверх — слив в линию
низкого давления. Начало активного хода плунжера осуществляется
закрытием ЭМК, конец — открытием ЭМК. Таким образом ре-
ализуется управление и цикловой подачей топлива и УОВ.
Короткий топливопровод и минимальный объем полости вы-
сокого давления позволяет уменьшить затраты энергии на сжатие
топлива, получить более высокие давления впрыскивания и умень-
шить диапазон регулирования угла геометрического начала нагне-
тания. Кроме того, исключается возможность подвпрыскивания,
отпадает необходимость в ряде деталей ТНВД (нагнетательный
клапан, рейка, поворотная втулка и т. д.) и уменьшается мощ-
ность, затрачиваемая на привод ТНВД. Основное преимущество
дозирования при помощи ЭМК заключается в возможности осуще-
ствления электронного управления УОВ и цикловой подачей топ-
Рис. 5.28. Индивидуальный (встроенный в блок цилиндров) ТНВД
256
лива и включения ТА в комплексную систему управления дизелем
(см. 10.3).
К недостаткам индивидуальных ТНВД с клапанным управлени-
ем следует отнести то обстоятельство, что изменение (р^ (см. рис.
5.26) влечет за собой и изменение скорости плунжера в период
активного хода и, следовательно, неуправляемое изменение давле-
ния и характеристики впрыскивания топлива.
Топливные насосы распределительного типа. Примене-
ние распределительных насосов позволяет значительно (в 1,5...2
раза) уменьшить металлоемкость, габариты насосов высокого дав-
ления, а также уменьшить количество дорогостоящих прецизион-
ных деталей. Не менее важное преимущество ТНВД распредели-
тельного типа заключается в меньших (по сравнению с многоплун-
жерным ТНВД) усилиях на управление цикловой подачей и УОВ,
что позволяет более просто осуществить электронное управление
этими двумя параметрами. К недостаткам ТНВД распределитель-
ного типа следует отнести сложность осуществления больших цик-
ловых подач и сверхвысоких давлений впрыскивания топлива, а так-
же повышенные требования к системе фильтрации топлива. Подав-
ляющее большинство дизелей легковых автомобилей имеет топлив-
ные насосы распределительного типа. Они применяются и на трак-
торах малой мощности. Особенно широко они используются в ди-
зелях с разделенными камерами сгорания.
В настоящее время среди распределительных насосов большее
распространение получили одноплунжерные насосы с торцовым
кулачковым профилем. У таких насосов ось приводного вала со-
впадает с осью плунжера и плунжер вращается с той же угловой
скоростью, что и приводной вал.
Топливоподкачивающий насос 2 (рис. 5.29) поддерживает в
корпусе распределительного ТНВД давление от 0,2 до 0,8 МПа.
Плунжер 7 совершает вращательное и возвратно-поступательное
двиижения при помощи приводного вала 1, четырех роликов
3 с закрепленными осями и движущейся заодно с плунжером
кулачковой шайбой 4, имеющей четыре выступа. При набегании
этих выступов на ролики кулачковая шайба и плунжер, преодолевая
сопротивление пружины 5, перемещаются вправо и совершают ход
нагнетания.
Рабочий цикл рассматриваемого насоса отличается от много-
плунжерного ТНВД не только тем, что один плунжер обслуживает
четыре форсунки, но и тем, что отсутствует перепуск топлива через
наполнительное окно.
Наполнение надплунжерной полости 3 (рис. 5.30) происходит
при движении плунжера 4 к НМТ (рис. 5.30, г) и при нахождении
его в НМТ (рис. 5.30, о). Топливо через впускное окно 1 и выточку
2 в плунжере попадает в надплунжерную полость. Вследствие
17-4664
257
Рис. 5.29. Распределительный одноплунжерный насос
с электронным управлением
вращательного движения плунжера при нахождении его в НМТ
наполнительное окно постепенно перекрывается, и, начиная с НМТ,
происходит активный ход плунжера (рис. 5.30, б). Топливо через
центральный канал и распределительный паз 5 плунжера поступает
в нагнетательный канал б и далее через нагнетательный клапан
и топливопровод к форсунке. Заканчивается активный ход плунжера
отсечкой топлива через радиальные каналы 7, ранее закрытые до-
затором 8 (рис. 5.30, в). Таким образом за х/4 поворота вала
привода насоса полностью завершается рабочий цикл подачи топ-
лива в один из четырех цилиндров.
Изменение цикловой подачи осуществляется перемещением до-
затора 8 (рис. 5.29 и 5.30) вдоль оси плунжера при помощи
эксцентрика б (рис. 5.29), установленного на валу поворотного
электромагнита 9, поворот которого контролируется датчиком 10.
При использовании механического автоматического регулятора,
работа которого рассмотрена ниже (см. 10.2, рис. 10.10), дозатор
перемещается при помощи рычага регулятора, расположенного
в верхней части корпуса насоса. Перемещение дозатора, например,
258
Рис. 5.30. Схема работы секции одноплунжерного распределительного насоса
вправо увеличивает активный ход и, следовательно, цикловую по-
дачу топлива.
Одноплунжерный распределительный ТНВД имеет встроен-
ный- автомат управления углом опережения впрыскивания (см.
рис. 5.29). Изменение УОВ осуществляется путем поворота блока
из четырех роликов 3 относительно вращающейся кулачковой
шайбы 4. Управление УОВ производится с помощью ЭМК 13,
изменяющего давление топлива в гидроцилиндре 12, поршень
17»
259
которого находится, с одной стороны, под действием давления
топлива, с другой — под действием пружины. Повышение, напри-
мер, давления в гидроцилиндре приводит к перемещению поршня
и связанного с ним через шток 11 блока роликов 3 в сторону
увеличения УОВ. Похожее устройство имеет автомат опережения
впрыскивания роторного распределительного насоса (рис. 5.31, в).
При отсутствии ЭМК поршень гидроцилиндра перемещается под
действием давления топлива в корпусе ТНВД, увеличивающегося
с ростом частоты вращения вала привода топливоподкачивающего
насоса 2 (рис. 5.29).
Роторные распределительные насосы отличаются от рассмот-
ренных плунжерных схемой привода плунжеров. Использование
вместо торцевого кулачкового профиля (рис. 5.29) внутреннего ци-
линдрического кулачкового профиля (рис. 5.31) позволяет избежать
проскальзывания ролика относительно кулачка и путем увеличения
количества плунжеров до двух (четырех) с одновременным умень-
шением их диаметра снизить контактные напряжения в соединении
ролик толкателя — кулачок. Ротор 1 (рис. 5.31), осуществляющий
распределение топлива, вращается во втулке 2, закрепленной в кор-
пусе насоса. Наполнение плунжерной полости (рис. 5.31, а) проис-
ходит вследствие того, что два плунжера 5 и два толкателя 7,
прижатые центробежными силами к неподвижной кулачковой шай-
бе 8, расходятся и топливо через впускное окно 3 попадает в над-
плунжерную полость. Затем под действием кулачковых выступов на
шайбе 8 плунжеры сходятся (рис. 5.31, б). В этот период впускные
окна закрыты и топливо через окно б поступает под давлением
к нагнетательному клапану и далее по топливопроводу к форсунке.
Дозирование топлива осуществляется дросселированием на впуске.
Изменение наполнения топливом надплунжерной полости и, следо-
Рис. 5.31. Схемы элементов роторного распределительного ТНВД:
а — процесс наполнения; 6 — процесс нагнетания;
в — схема автомата опережения впрыскивания
260
вательно, цикловой подачи осуществляется поворотом дозирующе-
го золотника 4 (рис. 5.31, а).
В роторном ТНВД также имеется встроенный в корпус ТНВД
автомат опережения впрыскивания топлива. Изменение УОВ осуще-
ствляется путем поворота кулачковой шайбы 8 (рис. 5.31, в). Давле-
ние топлива, создаваемое топливоподкачивающим насосом и кор-
ректируемое специальным клапаном, растет с увеличением частоты
вращения. Рост давления топлива в полости 12 гидроци-
линдра с увеличением частоты вращения позволяет преодолеть
сопротивление пружины 9 и переместить поршень 11 вправо. Пор-
шень с помощью штока 10 поворачивает кулачковую шайбу 8
в сторону увеличения УОВ. Падение давления в полости 12 приво-
дит к уменьшению УОВ. При использовании роторного ТНВД
с электронным управлением цикловой подачей и УОВ давлением
в гидроцилиндре автомата опережения впрыскивания управляет
ЭМК.
Недостатком рассмотренной схемы роторного ТНВД является
дозирование топлива путем дросселирования на впуске, которое не
всегда обеспечивает требуемую стабильность подачи топлива. Од-
нако развитие конструкций роторных распределительных насосов
путем использования электронного управления и ЭМК позволило
осуществить в насосах этого типа дозирование изменением хода
плунжера и клапанное дозирование.
5.2.3. ФОРСУНКИ
Через форсунку топливо поступает в цилиндр двигателя. Фор-
сунка осуществляет распиливание и распределение топлива по ка-
мере сгорания дизеля, предотвращает обратный прорыв газов из
цилиндра в форсунку и обеспечивает совместно с ТНВД заданные
давления и характеристику впрыскивания. Форсунки обычно клас-
сифицируют по виду управления, по способу запирания иглы (кла-
пана) и по типу распылителя.
Классификация форсунок. В автотракторных дизелях применяют
закрытые форсунки, проходное сечение которых в периоды между
впрыскиваниями топлива закрыто. Наибольшее распространение
получили форсунки с гидравлическим управлением и пружинным
запиранием иглы форсунки (рис. 5.32).
На рис. 5.32 приведена форсунка дизелей КамАЗ. Топливо из
топливопровода поступает через штуцер 1 и защитный фильтр
2 по каналу 3 в корпус распылителя 10, в результате чего в рас-
пылителе повышается давление топлива. Под действием давления
топлива игла 8, преодолевая силу пружины 5, поднимается и про-
пускает топливо к распыливающим отверстиям, через которые оно
попадает в цилиндр дизеля. Снижение давления топлива в форсунке
261
Рис. 5.32. Конструкция закрытой
форсунки с пружинным запира-
нием:
1 — штуцер; 2 — защитный фильтр;
3, 12 — подводящий и отводящий то-
пливные каналы; 4 — регулировочная
шайба; 5 — пружина; 6 — нижняя та-
релка пружины; 7 — проставка; 8 —
игла распылителя; 9 — стяжная гай-
ка; 10 — корпус распылителя; 11 —
корпус форсунки
в период отсечки приводит к опуска-
нию иглы под действием пружины
и закрытию форсунки. Регулирова-
ние давления открытия иглы (12...25
МПа) производят изменением пред-
варительной затяжки пружины при
помощи регулировочного винта или
регулировочных шайб 4. Топливо,
просочившееся через зазор между
иглой и корпусом распылителя, че-
рез отводящий канал 12 и топливо-
провод сливается в бак (см. рис.
5.23).
Пружинное запирание иглы мо-
жет осуществляться и двумя пружи-
нами с целью формирования ступен-
чатой характеристики впрыскива-
ния, позволяющей снизить выбросы
оксидов азота и уровень шума дизе-
ля (см. 3.4).
В случае гидравлического спосо-
ба запирания иглы вместо пружины
(или дополнительно к пружине) ис-
пользуется гидрозапорная жид-
кость, которая находится под опре-
деленным давлением в корпусе фор-
сунки и осуществляет прижатие иг-
лы к запорному конусу корпуса рас-
пылителя. Необходимость установ-
ки дополнительной гидросистемы
объясняет то обстоятельство, что,
несмотря на ряд преимуществ, гид-
розапорные форсунки в автотрак-
торных дизелях не получили широ-
кого применения. Исключение со-
ставляют аккумуляторные ТС с эле-
ктронным управлением, которые
рассмотрены ниже.
Кроме гидравлического управле-
ния в ТС автотракторных дизелей
используется электрогидравлическое
управление форсунками (см. 5.2.4).
По типу распылителя форсунки
принято делить на многоструйные,
штифтовые и клапанно-сопловые,
262
в которых запорным органом является не игла, а клапан. Клапанно-
сопловые форсунки в автотракторных дизелях не нашли примене-
ния.
Распылители форсунок. На рис. 5.33, а показана конструкция
закрытого многострунного распылителя, состоящего из корпуса
и иглы. Топливо, двигаясь в каналах распылителя, проходит через
два дросселирующих сечения: под иглой и в распиливающих
отверстиях. Многоструйные распылители применяют на дизелях
с неразделенными камерами сгорания. Количество распиливаю-
щих отверстий колеблется в зависимости от типа камеры от 1 до
10, а их диаметр — от 0,1 до 0,6 мм. Распылители современных
ДВС с целью снижения выброса углеводородов с ОГ имеют мини-
мальный объем полости между иглой и распиливающими отверсти-
ями (поз. 1 на рис. 5.33, а) или не имеют этого объема вообще (2 на
рис. 5.33, а).
Распылитель форсунки работает в наиболее тяжелых темпера-
турных условиях. Специальной системы охлаждения форсунок в ав-
тотракторных дизелях, как правило, не применяют. Необходимый
теплоотвод обеспечивается конструктивными мерами: уменьшени-
ем поверхности носка распылителя, контактирующего с горячими
газами, применением теплоизолирующих прокладок между опор-
ными поверхностями форсунки и головки цилиндров, иногда эк-
ранированием распылителя, а также отводом теплоты от форсунки
топливом, прокачиваемым через зазор между иглой и корпусом
распылителя и отправляемым затем в топливный бак.
Важной зависимостью, характеризующей распылитель, является
его гидравлическая характеристика. Гидравлическая характеристи-
ка распылителя представляет собой зависимость эффективного
Рис. 5.33. Распылители закрытых форсунок:
а — многострунный; б — штифтовой
263
проходного сечения распылителя от перемещения иглы: (д/)ф=/(у)-
По идентичности гидравлических характеристик эталонных и се-
рийных распылителей контролируют качество изготовления рас-
пылителей.
На величину влияют все последовательно расположенные
дросселирующие сечения. находится из условия равенства
расходов и общего перепада давлений при движении топлива
через распылитель. С учетом этого условия для расчета эффек-
тивного проходного сечения распылителя используется зависи-
мость
—=Е—L_
(д/)| О/7Э2
где д, и / -— коэффициент расхода и площадь i-ro дросселирующего
сечения.
Характеристика многоструйного распылителя (кривая 1 на рис.
5.34) определяется на начальном участке хода иглы проходным
сечением под конусом иглы. При положении иглы на упоре дрос-
селирует в основном проходное сечение распыливающих отверстий.
Максимальный подъем многоструйных распылителей минимизиру-
ют, он обычно составляет 0,2...0,3 мм.
Штифтовой распылитель (рис. 5.33, б) имеет на конце иглы
штифт, и топливо впрыскивается через кольцевую щель между
отверстием в корпусе распылителя и штифтом. Штифт состоит,
как правило, из верхней цилиндрической части и из нижней, состо-
ящей из конуса (3 на рис. 5.33, б) или двух усеченных конусов,
сложенных меньшими основаниями. Конструкция штифта опреде-
ляет, с одной стороны, геометрию распыленной топливной струи,
с другой — гидравлическую характеристику распылителя, участву-
ющую, в свою очередь, в формировании характеристики впрыскива-
ния. Штифтовые распылители используются в дизелях с разделен-
ными камерами сгорания. В случаях, когда штифтовая форсунка
устанавливается в предкамере, где основная доля топлива направ-
ляется навстречу потоку заряда, поступающему из цилиндра, ис-
пользуют распылитель с выполненным в штифте осевым отверсти-
ем (4 на рис. 5.33, б).
Гидравлические характеристики штифтовых распылителей
приведены на рис. 5.34 (кривые 2 и 3). Максимальный подъем
иглы у штифтовых распылителей устанавливается в пределах
0,4... 1,1 мм, площадь их проходного сечения обычно больше, чем
в соответствующих многоструйных распылителях. При работе
на частичных режимах игла, как правило, не доходит до упора,
автоматически изменяя величину эффективного проходного сече-
ния распылителя, что обеспечивает большую стабильность впры-
264
Рис. 5.34. Гидравлические характеристики распылителей:
1 — многоструйного; 2,3 — штифтовых
скивания. Характеристика 2 (рис. 5.34) соответствует распылителю
с увеличенной дросселирующей цилиндрической частью. Эти рас-
пылители обеспечивают хорошее распыливание на малых цикловых
подачах.
Преимущество штифтовых распылителей заключается в мень-
шей склонности к образованию кокса на поверхности, образующих
проходное сечение распылителя, что объясняется самоочисткой про-
ходного сечения вследствие движения штифта.
5.2.4. НАСОС-ФОРСУНКИ.
АККУМУЛЯТОРНЫЕ ТОПЛИВНЫЕ СИСТЕМЫ
Насос-форсунки с механическим приводом. Устранение топливо-
провода высокого давления и минимальный объем сжимаемого при
впрыскивании топлива позволяет с помощью насос-форсунок полу-
чить высокие давления впрыскивания (до 120...200 МПа).
Одной из причин, ограничивающих применение насос-форсунок
с механическим приводом и дозированием отсечкой, является усло-
жненная компоновка головки блока из-за увеличенных размеров
форсуночной части и необходимости дополнительного кулачкового
вала для привода насос-форсунок. Кроме того, существенно затруд-
няется работа регулятора частоты вращения, так как в связи с не-
идентичностью положения реек насос-форсунок перестановочное
усилие (сила, требуемая для перемещения реек) велико и нестабиль-
но в эксплуатации. Последнее затруднение устраняют путем перехо-
да на электромагнитные дозирующие клапаны с электронным упра-
влением.
Насос-форсунка с клапанным регулированием показана на рис.
5.35. Кулачок 1 через прижатый к нему пружиной толкатель 2 при-
водит в движение плунжер 3. При открытом ЭМК 7 топливо
вытесняется в линию низкого давления. Закрытие электромагнит-
ного клапана ЭМК 7 приводит к нагнетанию топлива плунжером
265
Рис. 5.35. Насос-форсунка с меха-
ническим приводом и электрон-
ным управлением дозированием
и углом опережения впрыскивания
с клапанным управлением
в цилиндр дизеля через распылитель
6 обычной конструкции в цилиндр,
причем топливо подается в цилиндр
дизеля только в тот период, когда
клапан, управляемый электромагни-
том, закрыт. Таким образом осуще-
ствляется регулирование цикловой
подачи и угла опережения впрыски-
вания.
При движении плунжера врерх
происходит наполнение подплун-
жерной полости топливом, подава-
емым через открытый ЭМК 7 из
линии низкого давления. Топливо,
просочившееся через соединение иг-
ла — корпус распылителя, идет на
слив через канал 5 в головке 4 блока
цилиндров.
Использование электронной си-
стемы управления и ЭМК позволи-
ло упростить конструкцию насос-
форсунки с механическим приводом
и встроить ее в комплексную систе-
му управления дизелем (см. 10.3).
В настоящее время такого типа на-
сос-форсунки получили широкое
применение.
Электрогид равлические насос-фо-
рсунки (ЭГНФ). Насос-форсунки
1 гидравлическим приводом плун-
жера, как правило, являются составной частью АТС среднего
давления, которая кроме топливоподкачивающего насоса имеет
насос среднего давления, поддерживающий в аккмуляторе дав-
ление 5...30 МПа. Обязательным узлом ЭГНФ является муль-
типликатор, состоящий из поршня, на который действует жид-
кость гидропривода (топливо, реже масло) под давлением, под-
держиваемым в аккумуляторе, и плунжера, осуществляюще-
го нагнетание топлива. За счет того, что площадь поршня в не-
сколько раз больше площади плунжера, давление впрыскивания
топлива достигает 200 МПа.
Отсутствие механического привода и возможность регулировать
давление в аккумуляторе обеспечивают возможность управлять не
только УОВ и цикловой подачей, но и давлением впрыскивания
топлива. По сравнению с насос-форсунками с механическим приво-
дом и клапанным упралением ЭГНФ отличаются более сложными
конструктивными решениями.
266
Аккумуляторные топливные системы высокого давления. Серий-
ный выпуск АТС, позволяющей управлять не только цикловой
подачей и УОВ, но и давлением, и формой характеристики впрыски-
вания, впервые был осуществлен в 1997 г. на основе совместно
разработанной фирмами Bosch и Fiat АТС типа Common Rail.
Начавшееся широкое распространение АТС такого типа стало воз-
можным благодаря созданию исполнительных устройств с высо-
кими энергетическими и частотными показателями — быстродейст-
вующих клапанов и других механизмов с электромагнитным приво-
дом, а также с разрабатываемым в настоящее время пьезоэлект-
рическим приводом, имеющим некоторые преимущества перед эле-
ктромагнитным приводом.
Схема АТС высокого давления с электронным управлением
типа Common Rail приведена на рис. 5.36. Топливо из бака 1 через
фильтр 2 подается топливоподкачивающим насосом 3 под да-
влением 0,5...0,8 МПа в ТНВД 4, объединенный с регулятором
давления 5. По топливопроводам высокого давления 7 топливо
подается в аккумулятор 8 и затем в электрогидравлические фо-
рсунки (ЭГФ) 9, которые осуществляют впрыскивание топлива
в цилиндры дизеля.
Магистраль низкого давления при помощи топливопроводов
6 не только соединяет бак с ТНВД, но и обеспечивает слив
топлива в бак из регулятора давления 5 и из ЭГФ 9. Магистраль
высокого давления (позиции 4, 5, 7, 8, 9) представляет собой
Рис. 5.36. Схема аккумуляторной топливной системы высокого давления:
1 — топливный бак; 2 — фильтр; 3 — топливоподкачивающий насос; 4 — ТНВД; 5 — регулятор
давления; 6 — топливопроводы низкого давления; 7 — топливопроводы высокого давления;
8 — аккумулятор; 9 — ЭГФ; 10 — датчики; 11 — блок управления
267
систему, позволяющую при помощи электронного управления регу-
лировать расход топлива и УОВ, а также давление топлива в акку-
муляторе 8 и ЭГФ и, следовательно, давление впрыскивания топ-
лива в пределах от 40 до 150 МПа и более, а также формировать
характеристику впрыскивания.
Система управления (СУ) АТС включает в себя микропро-
цессорный блок управления 11, который, используя информацию,
получаемую от датчиков 10, управляет исполнительными устрой-
ствами — ЭМК, расположенными в ТНВД на впуске и вы-
пуске каждой секции, в регуляторе давления и в ЭГФ. Комплекс
датчиков включает датчики: давления в аккумуляторе, часто-
ты и положения коленчатого вала, такта дизеля и положения
педали акселератора; кроме того, он может включать датчики:
давления воздуха, температуры воздуха, температуры топлива
и другие датчики, позволяющие включить систему управления
АТС в комплексную систему микропроцессорного управления
ДВС (см. 10.3).
Управление производительностью ТНВД и давлением топлива
в аккумуляторе обеспечивается СУ АТС следующими способами:
путем выключения одной секции (из трех или четырех секций
ТНВД) при помощи ЭМК на впуске в секцию, путем дросселиро-
вания ЭМК на впуске в секции или путем слива топлива в бак
с использованием ЭМК регулятора давления 5.
Схема ЭГФ приведена на рис. 5.37. При выключенном электро-
магните 2 управляющего ЭМК пружина 1 прижимает якорь
4 ЭМК к шарику 5, закрывая слив топлива из камеры гидрозапи-
рания 8 (рис. 5.37, а). В этом случае топливо, поступившее через
вход 3 от аккумулятора, находится под давлением, равным давле-
нию в аккумуляторе как в распылителе, действуя снизу на иглу 11,
так и в камере гидрозапирания 8, действуя сверху на поршень 9.
Поскольку площадь поршня 9 больше площади иглы 11, на кото-
рую действует давление топлива, игла 11 прижата к седлу и закры-
вает проходное сечение распылителя.
При подаче электрического управляющего импульса на элект-
ромагнит 2 якорь 4 с шариком 5 поднимаются, открывая проход-
ное сечение ЭМК, и топливо через жиклер слива 6 сливается через
вертикальный канал (над пружиной 1) и топливопроводы низкого
давления в топливный бак (см. рис. 5.36). Поскольку проходное
сечение жиклера наполнения 7 существенно меньше проходного
сечения жиклера слива 6, давление в камере гидрозапирания 8 па-
дает, и игла под действием давления аккумулятора преодолевает
силу от давления топлива, действующую сверху на поршень,
и силу пружины 10 иглы распылителя, поднимается и происходит
впрыскивание топлива (рис. 5.37, 6). При прекращении электричес-
кого управляющего импульса проходное сечение управляющего
268
Рис. 5.37. Электрогидравлическа