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. Электрогидравлическая форсунка:
а — ЭМК — закрыт; б — ЭМК — открыт; 1 — пружина управляющего ЭМК; 2 — электромаг-
нит; 3 — якорь ЭМК; 4 — подвод топлива от аккумулятора; 5 — шарик ЭМК; 6 — жиклер
слива из камеры гидрозапираяия; 7 — жиклер наполнения камеры гидрозапирания; 8 — камера
гидрозапирания; 9 — поршень; 10 — пружина иглы распылителя; 11 — игла распылителя
ЭМК закрывается, в камере гидрозапирания 8 давление топлива
растет, игла вновь садится на седло и впрыскивание топлива
прекращается. При неработающем дизеле, когда давление топ-
лива в аккумуляторе незначительно, игла 11 прижимается к седлу
в основном пружиной 10.
Таким образом, длительность впрыскивания определяется вре-
менем подачи на ЭМК управляющего импульса, а величина цик-
ловой подачи определяется продолжительностью управляющего
импульса и давлением в аккумуляторе. Высокие энергетические
и частотные показатели ЭМК ЭГФ и тщательно подобранные
сочетания конструктивных параметров ЭГФ позволяют управлять
характеристикой впрыскивания топлива, в частности, осуществ-
лять предварительное предвпрыскивание топлива для снижения
выбросов NOX и уровня шума, дополнительное (после основного)
269
впрыскивание с целью обеспечения работы восстановительного ней-
трализатора и многократное впрыскивание, позволяющее обеспе-
чить повышение индикаторного КПД и снижение выброса частиц
(см. 3.4 и 8.3). Возможно также индивидуальное адаптивное регули-
рование подачи топлива по цилиндрам в соответствии с их текущим
техническим состоянием (см. 10.3). Перечисленные возможности
гибкого управления процессом впрыскивания топлива обеспечива-
ют перспективы широкого применения АТС высокого давления на
автомобильных дизелях.
К недостаткам АТС высокого давления следует отнести необ-
ходимость более надежных уплотнений магистрали высокого давле-
ния, поскольку они в отличие от ТС непосредственного действия
находятся под постоянным воздействием высокого давления топ-
лива.
5.2.5. ХАРАКТЕРИСТИКИ ТОПЛ ИВ ОН О ДАЧИ И ИХ
КОРРЕКТИРОВАНИЕ
Характеристики топливоподачи. Различают нагрузочную и скоро-
стную характеристики топливоподачи. Нагрузочная характеристи-
ка — это зависимость цикловой подачи от активного хода плун-
жера или от положения дозирующего золотника роторного рас-
пределительного насоса (см. рис. 5.31) при постоянной частоте
вращения вала топливного насоса. В большинстве случаев такая
характеристика представляет собой линейную зависимость. Для
АТС высокого давления нагрузочной характеристикой называют
зависимость цикловой подачи от продолжительности управляюще-
го импульса при постоянном давлении в аккумуляторе.
Скоростной характеристикой топливоподачи называют зависи-
мость цикловой подачи от частоты вращения вала насоса при
постоянном активном ходе плунжера (рис. 5.38). При коррек-
тировании внешней скоростной характеристики топливоподачи ак-
тивный ход плунжера может меняться. Понятие скоростной харак-
теристики для АТС высокого давления теряет смысл, так как цик-
ловая подача зависит только от продолжительности управляющего
импульса и давления в аккумуляторе.
Цикловая подача топливного насоса с дозированием отсечкой
заметно увеличивается с ростом частоты вращения вала насоса. Это
особенно проявляется при малых активных ходах плунжера (рис.
5.38). Основное влияние на протекание Vn=f(nt) при использовании
в ТНВД дозирования отсечкой оказывает дросселирование топ-
лива в окнах втулки плунжера (см. 7, 7, рис. 5.24) или в радиаль-
ных каналах дозатора одноплунжерного распределительного
ТНВД (см. 7, рис. 5.30). При частично открытых окнах (каналах)
давление над плунжером и, следовательно, нагнетание топлива
270
поддерживается вследствие того, что объемная скорость плунжера
сопоставима с объемной скоростью вытекания топлива через окна
(каналы). Чем больше скорость плунжера, тем больше дополни-
тельного топлива подаст он вследствие дросселирования в окнах
гильзы (каналах дозатора). Относительное количество топлива,
поданного вследствие дросселирования, возрастет с уменьшением
активного хода плунжера. Поэтому рост цикловой подачи с увели-
чением частоты вращения особенно заметен при малых активных
ходах плунжера.
Корректирование скоростных характеристик топливоподачи. При
использовании ТНВД с дозированием отсечкой увеличение цик-
ловой подачи с ростом частоты вращения коленчатого вала может
неблагоприятно сказаться на устойчивости режима работы дизеля
(см. 10.2). Чтобы повысить устойчивость частичных режимов дизе-
ля, применяют корректирующий нагнетательный клапан (см. рис.
5.27, б). При дозировании дросселированием на всасывании (см.
рис. 5.31) корректировать частичные скоростные характеристики
топливоподачи не требуется, так как с ростом частоты вращения
время наполнения уменьшается и цикловая подача падает.
Конструкция корректирующего клапана отличается наличием
дополнительного отверстия 5 (см. рис. 5.27, б). С уменьшением
частоты вращения увеличивается время нагнетания и больше топ-
лива успевает дополнительно перетечь через отверстие 5 из над-
плунжерного объема в объем штуцера насоса. В результате цик-
ловая подача с уменьшением частоты вращения падает с меньшей
интенсивностью. Особенно заметно действие корректирующего от-
верстия на малых активных ходах плунжера. В этом случае раз-
грузочный поясок не выходит из седла и по мере снижения частоты
вращения подъем клапана и, следовательно, его разгружающее
действие уменьшаются.
Рис. 5.38. Скоростные характеристики
топливоподачи при четырех различных
положениях рейки:
^ахт (О > ^ахт (2) -> ^ахт (3) > Лахт (4)
Рис. 5.39. Корректирование внешней
скоростной характеристики топливо-
подачи
271
Важное значение имеет корректирование внешней скоростной
характеристики топливоподачи. Внешней скоростной характеристи-
кой топливоподачи называют зависимость цикловой подачи от ча-
стоты вращения при постоянном и соответствующем максимальной
нагрузке положении органа управления регулятором. Корректиро-
вание достигается дополнительными устройствами, воздейству-
ющими на рейку (дозатор) ТНВД и, следовательно, на активный
ход плунжера. Для обеспечения необходимого запаса крутящего
момента осуществляют прямую коррекцию внешней скоростной
характеристики на участке от режима номинальной мощности до
режима максимального крутящего момента (АВ на рис. 5.39), за-
ключающуюся в увеличении активного хода плунжера с уменьшени-
ем частоты вращения (см. 10.2, рис. 10.9). Повышенный выброс
дыма на режимах малых частот и больших нагрузок приводит
к необходимости обратной коррекции — уменьшения цикловой
подачи на участке CD (рис. 5.39).
Ограничение (упор) хода рейки (дозатора, дозирующего зо-
лотника) и связанная с ним максимальная цикловая подача
изменяются также при помощи корректоров давления наддува,
абсолютного атмосферного давления и высотного корректора
(соответственно J, 2 и 3 на рис. 5.39). Наиболее гибкое и эффек-
тивное корректирование внешней скоростной характеристики
осуществляется при помощи перспективных электронных систем
управления.
ГЛАВА 6
СИСТЕМЫ НАДДУВА
Для наддува автотракторных двигателей применяют приводной
нагнетатель (ПН) (см. рис. 1.9) и турбокомпрессор (ТКР) (см. рис.
1.10). Возможно использование ПН в качестве одной, а ТКР — дру-
гой ступени в комбинированной системе наддува.
В случае турбонаддува в связи с установкой турбины на пути
движения газа повышается работа выталкивания, однако, по-
скольку для привода ТКР используется энергия ОГ, это позволяет
улучшить топливную экономичность по сравнению с ПН. Пре-
имуществами ТКР перед ПН являются также большая компакт-
ность системы наддува, большее давление наддува на средних
и высоких частотах вращения, что позволяет повысить степень
форсирования двигателя наддувом, а также меньший уровень
шума. В то же время ПН, имея жесткую связь с коленчатым
валом, обеспечивает более высокое давление наддува на малых
частотах вращения, что улучшает динамические качества транс-
портных средств и уменьшает выбросы сажи дизелями на малых
частотах вращения и при разгоне. Только ПН на всех режимах
работы двигателя обеспечивает давление на впуске в цилиндр боль-
шее, чем на выпуске, а это необходимо для осуществления продувки
двухтактных двигателей.
Приводной нагнетатель применяется в основном на двухтактных
дизелях. В последнее время ПН также применяют на бензиновых
двигателях легковых автомобилей (например, на автомобилях
Mercedes). Для повышения экономичности двигателя ПН обычно
отключается на малых нагрузках.
В целом ТКР в силу перечисленных достоинств значительно
шире используют для наддува автотракторных двигателей. Поэто-
му далее будут подробно рассмотрены системы наддува с исполь-
зованием ТКР.
18 — 4664
273
6.1. СИСТЕМЫ НАДДУВА
С ТУРБОКОМПРЕССОРОМ
6.1.1. СПОСОБЫ ПОДВОДА ГАЗА К ТУРБИНЕ
Различают три вида систем наддува по способу подвода газа от
цилиндров к турбине.
1. Изобарная система с близким к постоянному давлением газа
перед турбиной. В этой системе газы из всех цилиндров выходят
в общий выпускной коллектор большого объема, в котором пуль-
сации давления в значительной степени сглаживаются (см. рис. 6.1).
При расширении газов, вытекающих из цилиндра в этот объем,
часть располагаемой работы теряется, способствуя повышению
внутренней энергии. Достоинством системы является то, что в ста-
ционарном потоке газа турбина работает с высоким КПД.
2. Импульсная система с турбиной, работающей в пульсиру-
ющем потоке газа. Здесь газы подводятся к турбине от нескольких
групп цилиндров, объединенных общим участком трубопровода
(рис. 6.2). При этом обычно используют турбину с парциальным
подводом газа, т. е. когда газы от каждой группы цилиндров
подводятся к части окружности колеса. В одну группу объединяют-
ся цилиндры с достаточно большим интервалом работы (обычно
два-три цилиндра), с тем чтобы их фазы впуска по возможности не
перекрывались. Сечение и длину выпускного коллектора стараются
сделать минимальными для наиболее полного использования энер-
гии ОГ в турбине. При этом в выпускном коллекторе создаются
пульсации давления, обеспечивающие при правильном выборе фаз
газораспределения и конструкции выпускного коллектора низкий
уровень противодавления в ходе такта выпуска из каждого цилинд-
ра, что уменьшает работу выталкивания. Для улучшения продувки
желательно, чтобы минимум противодавления в выпускном коллек-
торе приходился на период перекрытия клапанов. Работа импульс-
ной турбины получается больше, чем изобарной, при одинаковых
условиях, поскольку потери энергии газа при его перетекании из
цилиндра к турбине меньше, а располагаемый теплоперепад (сумма
Рис. 6.1. Изобарная система наддува
Рис. 6.2. Импульсная система наддува
с турбиной с парциальным подводом
газа
274
Рис. 6.3. Система с расположением преобразователя импульсов:
а, б — в выпускном коллекторе; в — в корпусе турбины; 1 — корпус турбины; 2 — рабочее
колесо
за цикл мгновенных располагаемых работ газа) — больше. При
импульсном наддуве сниижается КПД турбины, поскольку в связи
с пульсациями давления на входе в турбину, а следовательно,
и скорости газа на выходе из ее соплового аппарата, в широких
пределах меняется угол входа потока газа на лопатки рабочего
колеса. Потери же энергии минимальны лишь при определенном
угле входа (так называемом безударном входе). КПД снижается
и за счет перетекания газа между секторами турбины с парциаль-
ным подводом газа, поскольку давление в них различно и постоян-
но меняется в течение цикла.
Изобарные системы более эффективны на больших частотах
вращения и при больших давлениях в выпускном коллекторе (при
высокой степени форсирования турбонаддувом), когда пульсации
давления сглаживаются, а импульсные системы — при малых ча-
стотах вращения и сравнительно низких давлениях в выпускном
коллекторе (обычно 0,16 МПа и ниже).
3. Система с преобразователями импульсов (рис. 6.3) является
промежуточной и сочетает выгоды от пульсаций давления в выпуск-
ном коллекторе (уменьшение работы выталкивания и улучшение
продувки цилиндра) с выигрышем от уменьшения пульсаций давле-
ния перед турбиной, что повышает ее КПД.
6.1.2. ОХЛАЖДЕНИЕ НАДДУВОЧНОГО ВОЗДУХА
При сжатии в компрессоре температура воздуха возрастает тем
больше, чем выше степень повышения давления и ниже КПД комп-
рессора, и для автотракторных двигателей увеличение температуры
обычно составляет 70... 180 °C. Промежуточное охлаждение надду-
вочного воздуха между компрессором и впускным коллектором
двигателя способствует повышению массового наполнения цилинд-
ров, что используется для увеличения мощности, улучшения топ-
ливной экономичности, уменьшения тепловой напряженности дета-
лей и снижения температуры газа перед турбиной.
На рис. 6.4 представлены схемы воздухо-воздушного и жидкост-
но-воздушного охладителей наддувочного воздуха (ОНВ). Воздухо-
воздушный OHB устанавливается обычно перед масляным и жид-
костным радиаторами двигателя. Охлаждение наддувочного воз-
духа происходит за счет обдувания ОНВ встречным и создаваемым
вентилятором потоками воздуха.
В жидкостно-воздушном ОНВ используется жидкость из систе-
мы охлаждения двигателя. При этом может устанавливаться допол-
нительный жидкостный насос, а может использоваться и основной
жидкостный насос системы охлаждения.
Теплообмен от горячего воздуха к охлаждающей жидкости про-
исходит интенсивнее, чем к охлаждающему воздуху, поэтому жид-
костно-воздушный ОНВ более компактен, а кроме того, он обес-
печивает меньшую зависимость температуры наддувочного воздуха
от температуры окружающего воздуха. Воздухо-воздушный ОНВ
обеспечивает более глубокое охлаждение, так как температура ат-
мосферного воздуха ниже температуры жидкости из системы охла-
ждения.
Степень снижения температуры наддувочного воздуха (74—74)
оценивается коэффициентом эффективности ОНВ
'охл
т;-тк
ТохЛ
где Т'„ Тт — соответственно температуры воздуха на выходе из
компрессора и холодильника; 74™ — температура охлаждающего
агента.
Для воздухо-воздушного ОНВ в широком диапазоне режимов
работы Д,™=0,64...0,77, а для жидкостно-воздушного 74™=0,45...
...0,48.
Совершенство ОНВ оценивается также величиной потерь давле-
ния на преодоление гидравлических сопротивлений Дрохл- На номи-
Рис. 6.4. Система охлаждения воздуха:
а — воздухо-воздушная; б — жидкостно-воздушная; 1 — ТКР; 2 — двигатель; 3 — воздушный
охладитель; 4 — масляный радиатор двигателя; 5 — жидкостный радиатор двигателя; б — жид-
костный охладитель; 7 — жидкостный насос
276
нальном режиме для воздухо-воздушного ОНВ Дрохл=0,003...
...0,005 МПа, а для жидкостно-воздушного Дром=0,002...0,004 МПа.
Воздухо-воздушные охладители используют при невысоких сте-
пенях форсирования турбонаддувом и при наличии встречного по-
тока воздуха, что, как правило, относится к автомобилям, а жид-
костно-воздушные чаще устанавливают на тракторах и строитель-
ной технике, где применяют более высокие степени форсирования
турбонаддувом.
6.1.3. РЕГУЛИРОВАНИЕ ТУРБОНАДДУВА
В силу различия характеристик поршневых и лопаточных машин
при увеличении частоты вращения двигателя частота вращения
ротора ТКР возрастает в степени 1,3...1,5, а это приводит к получе-
нию недостаточной величины давления наддува на малых частотах
вращения и чрезмерно высокого на больших. В результате на малых
частотах вращения из-за недостатка воздуха снижается мощность,
а у дизелей при отсутствии антикорректора подачи топлива по
давлению наддува ухудшается экономичность и возрастают выбро-
сы сажи. На высоких частотах вращения при высоком давлении
наддува из-за увеличения потерь на трение и газообмен также
ухудшается экономичность и возрастают максимальные давления
сгорания, что может привести к поломке двигателя. Кроме того,
поскольку у транспортных двигателей ТКР, как правило, настраива-
ется на промежуточную частоту вращения, на крайних частотах
вращения его КПД снижается, что дополнительно ухудшает эконо-
мичность на этих режимах.
Чтобы обеспечить более благоприятное изменение давления над-
дува и высокую экономичность двигателя в широком диапазоне
рабочих режимов, применяют регулирование турбонаддува, при
котором различными методами достигают увеличения давления
наддува на малых частотах вращения и (или) уменьшения на боль-
ших. Желательно также снижать давление наддува на малых на-
грузках. Необходимость регулирования турбонаддува возрастает
с увеличением диапазона частоты вращения двигателя и степени его
форсирования турбонаддувом.
Регулирование может быть внешним и внутренним. Внешнее
регулирование осуществляется вне ТКР. Это может быть дроссели-
рование воздуха или газа на входе и (или) выходе из компрессора
и турбины (дросселирование позволяет ограничить давление над-
дува, но при этом заметно ухудшается экономичность). Можно
настраивать ТКР на номинальный режим работы двигателя, а на
малых частотах вращения и нагрузках искусственно подкручивать
ротор (ротор — колеса компрессора и турбины, соединенные ва-
лом) либо струей масла, подающегося на специальную турбину,
277
либо при помощи электродвигателя, причем вращающиеся элемен-
ты электродвигателя могут размещаться непосредственно на валу
ТКР. Также можно подкручивать ротор путем подачи топлива
и воздуха в дополнительную камеру сгорания перед турбиной (си-
стема «Гипербар»). Система «Гипербар» применяется при очень
высокой степени форсирования дизеля турбонаддувом, когда для
обеспечения прочности приходится значительно снижать степень
сжатия. Это делает невозможным пуск и работу двигателя на
малых нагрузках без дополнительной камеры сгорания. Все спосо-
бы подкрутки ротора могут использоваться не только на стаци-
онарном режиме работы двигателя, но и для ускорения разгона
ТКР и, соответственно, сокращения времени разгона автомобиля.
На режимах работы двигателя, где используются такие методы
регулирования, ухудшается его экономичность.
Еще один способ внешнего регулирования заключается в на-
стройке ТКР на малую или среднюю частоту вращения и перепуске
части газа, минуя турбину, на высоких частотах вращения. Послед-
ний способ регулирования (рис. 6.5) применяется наиболее широко.
Перепуск газа конструктивно прост, надежен, не приводит к ухудше-
нию экономичности двигателя на режимах, не требующих регули-
рования (при закрытом перепускном клапане). В то же время при
открытии перепускного клапана не удается в полной мере достичь
наилучших показателей экономичности, поскольку при этом теряет-
ся энергия части ОГ, движущихся в обход турбины.
Потерь энергии газа можно избежать при использовании внут-
реннего регулирования, основанного на использовании подвижных
элементов в проточных частях компрессора и турбины. Наиболее
эффективна установка поворотных лопаток в направляющем ап-
парате турбины (рис. 6.6, а, б). При повороте лопаток из максималь-
Рис. 6.5. Схема перепуска газов:
1 — цилиндр; 2 — мембрана; 3 — пружина; 4 — перепускной клапан; 5 — турбина;
б — компрессор
278
Рис. 6.6. Методы внутреннего регулирования турбины:
а, б — поворотные лопатки в направляющем аппарате турбины; в — подвод газов к колесу по
одному или двум каналам; г — поворотные заслонки на выходе из подводящего патрубка
турбины; д — поворотный диск с язычком; е, ж — изменение проходного сечения направ-
ляющего аппарата турбины
но открытого (рис. 6.6, а) в максимально закрытое (рис. 6.6, б)
положение сечение А для подвода газа к колесу турбины уменьша-
ется, скорость поступления газа в колесо возрастает, а угол входа
газа на лопатки колеса а приближается к прямому. Все это приво-
дит к увеличению частоты вращения ротора ТКР. Недостаток этого
способа заключается в том, что он может успешно применяться
в ТКР, имеющих достаточно большие диаметры колес, которые не
всегда могут использоваться для наддува основной массы автомо-
бильных и тракторных двигателей.
Для небольших ТКР предложены различные способы изменения
минимального сечения подводящей улитки турбины FTO. С умень-
шением F-ю увеличивается скорость входа газа на лопатки колеса
турбины, что ведет к повышению частоты вращения и соответствен-
но росту давления наддува. Однако при этом происходит повыше-
ние противодавления газа в выпускном коллекторе, что приво-
дит к увеличению работы выталкивания. На малых частотах вра-
щения выгодно уменьшать Fm, поскольку работа выталкивания
на этом режиме мала, а на больших частотах вращения и малых
нагрузках — увеличивать.
279
На рис. 6.6, виг показаны турбины со ступенчатыми спосо-
бами регулирования минимального сечения подводящей улитки FTO.
На рис. 6.6, в при открытой заслонке газ подводится к колесу по
обоим каналам (F^^Y а при закрытой — только по одному каналу
(Л-птт). На 6.6, г величина .FTnn,„T достигается, когда обе заслонки
открыты, a FTOmin — когда закрыты. Бесступенчатое регулирование
показано на рис. 6.6, д. Здесь уменьшение Flo обеспечивается
путем поворота диска с язычком. На рис. 6.6, е и ж представлен
способ регулирования площади проходного сечения направляюще-
го аппарата турбины на входе газов в колесо. Когда регулирующая
вставка, выполненная в виде колпака, перемещается влево (рис. 6.6,
е), площадь проходного сечения для подвода газов к колесу увели-
чивается, и турбина начинает вращаться медленнее, а когда переме-
щается вправо (рис. 6.6, ж) — площадь уменьшается и турбина
начинает вращаться быстрее.
Широкому применению внутреннего регулирования препятству-
ют конструктивная сложность и недостаточная надежность работы
подвижных элементов в условиях высоких температур и сажеот-
ложения, которые имеют место в турбине дизеля. Кроме того,
наличие в проточных частях компрессора и турбины дополнитель-
ных поворотных элементов приводит к уменьшению их КПД на
всех режимах работы. Диапазон изменения Fm при способах регули-
рования, представленных на рис. 6.6, в — д, невелик и составляет
20—30%.
Способ регулирования, представленный на рис. 6.6, е, ж, прак-
тически не имеет названных выше недостатков, и уже применяется
для серийно выпускаемых ТКР.
6.2. СОВМЕСТНАЯ РАБОТА ДВИГАТЕЛЯ
С АГРЕГАТАМИ НАДДУВА
Особенность совместной работы поршневого двигателя с тур-
бокомпрессором (ТКР) заключается в том, что показатели работы
двигателя зависят от параметров ТКР (компрессора и турбины),
а показатели работы ТКР — от параметров двигателя.
Например, расход воздуха (топливовоздушной смеси) через дви-
гатель GB и температура отработавших газов Тог зависят от давле-
ния и температуры воздуха на впуске рв и Т„ определяемых ТКР.
В то же время показатели работы ТКР помимо его геометрических
параметров зависят от условий работы, которые наряду с другими
факторами также определяются величинами GB и Тог.
Условия совместной работы двигателя с ТКР определяются
теми параметрами двигателя, которые влияют на расход воз-
280
духа G„ и отработавших газов Go„ а также на температуру ОГ Тог.
Величины G„ и Gur зависят от основных геометрических разме-
ров двигателя: числа и рабочего объема цилиндров, степени
сжатия, числа и размеров впускных и выпускных клапанов,
размеров и формы впускного и выпускного коллектора, в част-
ности, типа системы наддува (импульсной, изобарной и др.),
а также от частоты вращения и. Температура Тог определяется
главным образом режимными параметрами: частотой вращения
двигателя, величиной цикловой подачи топлива или коэффициен-
том избытка воздуха, углом опережения зажигания (впрыскивания
топлива).
ТКР оказывает влияние на показатели совместной работы с дви-
гателем за счет создаваемых им давления и температуры воздуха на
выходе из компрессорар' и Г', а также противодавления на выпуске
из цилиндров двигателя рр. Показатели работы ТКР зависят от
диаметров, ширины, числа лопаток колес компрессора и турбины,
минимального проходного сечения корпуса турбины, профилирова-
ния основных элементов компрессора и турбины, конструкции под-
шипникового узла, общего газодинамического и технологического
совершенства ТКР. Чем больше КПД ТКР (произведение ади-
абатного КПД компрессора цтяп на эффективный КПД турбины >;тс),
тем выше отношение давлений на впуске и выпуске из цилиндров
двигателя, больше наполнение цилиндров свежим зарядом и мень-
ше потери на газообмен и, соответственно, лучше мощностные
и экономические показатели работы двигателя. Повышение ади-
абатного КПД компрессора г/гя„ также приводит к снижению тем-
пературы Т'я. Эффективность совместной работы двигателя с ТКР
определяется не только величиной но также и тем, насколько
удачно подобран ТКР для данного двигателя. В силу различии
гидравлических характеристик поршневых и лопаточных машин
удается подобрать оптимальный ТКР только для одного режима
работы двигателя, когда величина максимальна. Если частота
вращения и нагрузка двигателя отклоняются от режима настройки
ТКР, когда его КПД максимален, величина будет снижаться.
Поэтому у транспортных двигателей ТКР обычно настраивается на
режим полной нагрузки и частоту вращения в диапазоне от мак-
симального крутящего момента до номинальной мощности для
обеспечения достаточно высокого значения в области основных
режимов работы.
Режим совместной работы двигателя с ТКР реализуется при
одновременном выполнении следующих условий:
1. NT=NT (N* и NT — мощности компрессора и турбины)
4.ад ^кА/к.ад>
281
где Gk — секундный расход воздуха (смеси); Z, „„ — адиабатная ра-
бота сжатия 1 кг воздуха (топливовоздушной смеси) в компрессоре;
к
U=r^RT0(^-^-i),
К— 1
здесь к — показатель адиабаты для воздуха (смеси); R — газовая
постоянная для воздуха (смеси). В уравнении для То и опре-
деляются по параметрам заторможенного потока; NT=lTAaGrri„,
4.ад — располагаемая работа 1 кг газа при его адиабатном расшире-
нии в турбине;
М / 1 \
Д-.ад^Т “RlTrl 1 (к -IVk, )’
к\ — 1 \ лр *"*•/
здесь ki — показатель адиабаты для выпускных газов; Rj — их
газовая постоянная; Тт — температура газов перед турбиной; лт —
степень понижения давления в турбине, равная рт/р2; Рт — среднее
давление в выпускном коллекторе (перед турбиной); р2 — давление
за турбиной, р2=Ро+а2, а2 — перепад давления на участке выпуск-
ной системы от турбины до окружающей среды на номинальном
режиме; GT — секундный расход газов; t]n — эффективный КПД
турбины, учитывающий механический КПД турбокомпрессо-
ра (принято механические потери в ТКР относить к турбине).
В уравнении /т, Тт и ят определяются по параметрам заторможен-
ного потока.
2. «*=«! Это условие выполняется потому, что колеса комп-
рессора и турбины установлены на одном валу.
3. GT=Gjt+GTOn+(?yr (GTon — секундный расход топлива, Gyr —
расход на утечки).
Такое соотношение справедливо для двигателей, в компрессоре
которых сжимается воздух. Если в компрессоре сжимается топливо-
воздушная смесь, то Gt = Gk—Gy[. Можно приближенно принять
G, = Gk.
Данное условие может быть дополнено с целью учета изменения
расхода воздуха и ОГ за счет возможного перепуска воздуха после
компрессора и перед турбиной.
4. Рх=Х, Т1=Т'1, рвг=рт и Тог =Тт- Это условие говорит о равен-
стве давлений и температур воздуха (смеси) на выходе из компрес-
сора и на входе в двигатель, а также давления и температуры ОГ на
выходе из двигателя и входе в турбину. В случае применения
охладителя наддувочного воздуха (ОНВ) учитывается уменьшение
температуры воздуха на входе в двигатель Тк по сравнению с тем-
282
пературой на выходе из компрессора Т'ъ в зависимости от эффектив-
ности ОНВ Диш и уменьшение давления воздуха на входе в двига-
тель по сравнению с давлением на выходе из компрессора X в
зависимости от потери давления воздуха в ОНВ (ДРХ).
Условия 1, 3 и 4 справедливы, если не учитываются волновые
инерционные явления, а также потери во впускном и выпускном
коллекторах.
В случае использования вместе с ТКР силовой турбины (СТ),
расположенной последовательно с турбиной ТКР, перечисленные
выше условия совместной работы двигателя с ТКР дополняются
условиями равенства расхода ОГ через турбины ТКР и СТ GT=GCT
и равенства давлений и температуры отработавших газов на выходе
из турбины ТКР и входе в СТ рт.вых=Рст и Тт.вых=Гст. Частота
вращения СТ определяется частотой вращения двигателя и пере-
даточным числом редуктора привода СТ с учетом величины про-
скальзывания в гидромуфте привода СТ, которая может устанав-
ливаться для сглаживания крутильных колебаний, передаваемых от
коленчатого вала на вал СТ.
При установке на двигатель приводного нагнетателя (ПН) усло-
вия совместной работы определяются равенством расхода воздуха
(смеси) через двигатель и ПН GB=GIIH, а также равенством давления
и температуры воздуха на выходе из ПН и входе в двигатель (с
учетом возможности их снижения при установке ОНВ) Рпн=А
и Tm=TK. Частота вращения ротора ПН определяется частотой
вращения двигателя и передаточным числом привода ПН.
При моделировании совместной работы двигателя с ТКР ис-
пользуется метод последовательных приближений, когда для каж-
дого режима работы вначале ориентировочно задается ряд показа-
телей: частота вращения ротора ТКР, давление и температура
наддувочного воздуха, противодавление перед турбиной, среднее
давление механических потерь и другие показатели, которые далее
уточняются.
На рис. 6.7 представлены точки совместной работы двига-
теля с ТКР по внешней скоростной характеристике, нанесенные на
характеристику компрессора, при трех значениях минимального
сечения подводящей улитки турбины Fto1<Fto2<Fto3. Как видно из
рисунка, оптимальная линия совместной работы (2) получается при
минимальном сечении подводящей улитки турбины Рто2. При
уменьшении минимального сечения подводящей улитки (FTO1) линия
совместной работы (7) сдвигается влево и опасно приближается
к границе помпажа. При этом также возрастает степень повышения
давления воздуха в компрессоре и, соответственно, повышается
давление наддува рк. Чрезмерное повышение давления наддува
вызывает ухудшение мощностных и экономических показателей
283
",
1,8
1,6
1,5
1,4
1,3
1,2
1,1
i;
0,04 0,08 0,12 0,16 0,2
GK, кг/с
Рис. 6.7. Линии совместной работы двигателя с ТКР по внешней
скоростной характеристике при трех значениях минимального
сечения поводящей улитки турбины FTO:
1 — FTO меньше оптимальной; 2 — оптимальная величина Гто; 3 — FTO
больше оптимальной; 4 — граница помпажа; — степень повышения
давления в компрессоре; Gx— расход воздуха через компрессор; UK—
окружная скорость на внешнем диаметре колеса компрессора; Чглд —
адиабатный КПД компрессора
двигателя и повышение нагрузок на детали. Также может воз-
растать до опасного значения окружная скорость на внешнем диа-
метре колеса компрессора 17к. При увеличении минимального сече-
ния подводящей улитки (FTo3) линия совместной работы (5) сдвига-
ется вправо и попадает в область низких КПД компрессора. В этом
случае снижается степень повышения давления воздуха в компрес-
соре и давление наддува р„ что также вызывает ухудшение
мощностных и экономических показателей двигателя, а у дизеля
приводит к увеличению выбросов сажи.
ГЛАВА 7
ПРИМЕНЕНИЕ В ДВИГАТЕЛЯХ
ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
ГАЗОВЫХ И ДРУГИХ ТОПЛИВ
НЕНЕФТЯНОГО ПРОИСХОЖДЕНИЯ
7.1. ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ
Разведанных запасов нефти при существующем уровне ее потре-
бления (в прямом виде и в виде топлив, полученных переработкой
нефти) по оценкам различных экспертов может хватить на период
от 40 до 60 лет. Поэтому поиск моторных топлив ненефтяного
происхождения, которые успешно заменили бы традиционные бен-
зин и дизельное топливо, стал задачей мирового масштаба. Сегодня
все технически развитые страны заняты поиском путей, с помощью
которых с наименьшими затратами и с максимальным эффектом
можно было бы решить проблему обеспечения моторным топливом
автомобильного транспорта в ближайшем будущем.
В качестве альтернативных топлив сегодня рассматриваются
растительные топлива, получаемые из рапса, сои, подсолнечника.
К возобновляемым источникам можно отнести также спирты
(этиловый С2Н5ОН и метиловый СН3ОН) и диметилэфир СН3ОСН3,
которые можно получить переработкой биомассы. Альтерна-
тивные топлива, относящиеся к возобновляемым источникам,
особенно привлекательны для стран с тропическим климатом
и в целом для стран с благоприятными условиями выращивания
биомассы.
В России разведанные запасы нефти составляют около 6% ми-
ровых, а природного газа — около 32% мировых. По тепловому
эквиваленту запасы природного газа более чем в 5 раз превышают
запасы нефти. Поэтому для России, во всяком случае на ближайшие
десятилетия, наиболее важным является применение в качестве
альтернативного топлива природного газа.
Определенные перспективы имеет также применение в качестве
альтернативных топлив для ДВС сжиженного пропан-бутанового
285
газа, основным преимуществом применения которого перед при-
родным газом является существенно меньшие масса и стоимость
баллонов для хранения топлива на борту автомобиля. Связано это
с тем, что в большинстве случаев природный газ хранится в сжатом
виде при давлении 200 бар (20 МПа), а сжиженный пропан-бутано-
вый — при давлении 16 бар (1,6 МПа). Возможно хранение природ-
ного газа на борту и в сжиженном виде. При этом, однако, конст-
рукция емкостей сложна и стоимость их вследствие необходимости
содержания жидкого природного газа при очень низкой температу-
ре ( — 172 °C) оказывается высокой.
В табл. 2.10 приведены в сравнении с дизельным топливом
и бензином свойства ряда альтернативных топлив.
В табл. 7.1 приведены количества отдельных компонентов про-
дуктов сгорания 1 кг топлива, их общие количества, а также процен-
ты содержания трехатомных газов, диоксида углерода и водяного
пара в теоретических продуктах сгорания стехиометрических смесей
топлив с воздухом.
Таблица 7.1
Продукт
Топливо со2 Н2О СОг+НгО n2 Г СО2, % Н2О, % трех- атомные газы, %
Дизельное 3,19 1,134 4,324 11,256 15,45 20,65 7,35 28
Бензин 3,135 1,305 4,44 11,1519 15,96 19,04 8,16 27,8
Пропан Бутан и из- 2,9957 1,647 4,6427 12,166 16,8 17,80 9,8 27,6
обутая 3,032 1,557 4,589 12,012 16,6 18,20 9,4 27,6
Метан 2,75 2,25 5 13,4 18,4 14,95 12,25 27,2
Метанол 1,375 1,125 2,5 5,02 7,52 18,30 14,9 33,2
Этанол 1,914 1,17 3,084 6,976 10,06 19 11,65 30,65
Диметилэфир Метиловый эфир рапсово- 1,914 1,17 3,084 6,976 10,06 19 11,65 30,65
го масла 2,82 1,08 3,9 9,72 13,62 20,7 7,93 28,6
Водород 0 9 9 26,78 35,78 0 25,15 25,15
Обращает внимание то, что удельная теплота сгорания стехи-
ометрической смеси различных топлив отличается в существенно
меньшей степени, чем удельная теплота сгорания топлив. Так,
максимальное отличие удельной теплоты сгорания топлив, от-
несенной к среднему значению, составляет 71,9%, а максималь-
ное отличие удельной теплоты сгорания стехиометрических сме-
сей применительно к внутреннему смесеобразованию составляет
лишь 18%.
Связано это прежде всего с наличием в ряде топлив кислорода,
принимающего участие в реакциях окисления, благодаря чему
286
у этих топлив (метанол, этанол, диметилэфир) меньше стехиомет-
рическое количество воздуха. Вторая причина — увеличение удель-
ной теплоты сгорания топлив в результате повышенного содержа-
ния в них водорода, сопровождающееся повышением 10. Подчеркну-
тые соображения важны при оценке удельных мощностных пока-
зателей двигателя на различных топливах. Наименьшую темпера-
туру самовоспламенения и наибольшее цетановое число имеет
диметилэфир, а наибольшая температура самовоспламенения ха-
рактерна для природного газа. Поэтому диметилэфир, естествен-
но, целесообразно применять в дизелях, а природный газ — в
двигателях с принудительным зажиганием. Это справедливо и в от-
ношении низкоцетановых топлив (спиртов и пропан-бутановых фра-
кций), так как их использование требует принятия решений, усло-
жняющих дизель.
Уместно также отметить, что для природного газа характерен
достаточно узкий диапазон взрывоопасности. Отношение макси-
мального взрывоопасного содержания топлива в воздухе к мини-
мальному составляет 3. Для всех остальных топлив, в том числе для
пропан-бутановых смесей, это отношение больше. К тому же при-
родный газ имеет минимальные значения кажущейся молекулярной
массы д и плотности р, причем значения этих параметров меньше,
чем у воздуха. Данными особенностями определяется в целом
малая взрывоопасность природного газа, в частности, по сравне-
нию со сжиженным (пропан-бутановым) газом и даже с бензином.
Осколочная взрывоопасность емкостей для хранения природного
газа устраняется при применении композитных баллонов и сущест-
венно уменьшается при хранении природного газа в адсорбирован-
ном виде, так как в этом случае давление в емкости составляет 35
бар (3,5 МПа).
В последней строке табл. 2.10 приведены значения теоретичес-
кого коэффициента молекулярного изменения д0 при внутреннем
смесеобразовании. Наибольшее значение д0 характерно для мета-
нола. Это связано с большим содержанием в метаноле кисло-
рода, который при горении переходит в газообразное состояние.
Вслед за метанолом по величине До располагаются этанол и диме-
тилэфир. Высокие значения до при прочих равных условиях могут
способствовать достижению больших значений среднего давления
цикла.
Из табл. 7.1 следует, что наибольшее содержание трехатомных
газов характерно для метанола, этанола и диметилэфира. Содержа-
ние трехатомных газов, как показано выше, оказывает влияние на
теплоемкость продуктов сгорания. Большее содержание трехатом-
ных газов может оказать отрицательное влияние на экономичность
и эффективность соответствующих циклов.
При сгорании водорода диоксид углерода, естественно, не об-
разуется. Из других топлив минимальное содержание диоксида
287
углерода обеспечивается при сгорании природного газа. По сравне-
нию с продуктами сгорания дизельного топлива содержание СО2
в продуктах сгорания природного газа меньше почти на 28%. Это
может рассматриваться как одно из важных положительных качеств
природного газа.
Из рассмотрения теплофизических свойств следует, что наиболее
целесообразно применять:
• природный газ — в двигателях с принудительным зажиганием;
• диметилэфир — в дизелях;
• спирты — как в двигателях с принудительным зажиганием,
так и в дизелях, хотя в последнем случае это сопряжено с усложне-
нием двигателя.
7.2. ПРИМЕНЕНИЕ ТОПЛИВ РАСТИТЕЛЬНОГО
ПРОИСХОЖДЕНИЯ
К топливам растительного происхождения относятся рапсовое,
соевое, пальмовое, подсолнечное масла и их эфиры. В качестве
примера топлив растительного происхождения рассмотрим приме-
нение метилового эфира рапсового масла (МЭРМ). В странах с уме-
ренным климатом с 1 га рапса получается 1000 кг метилового
эфира.
Как следует из табл. 2.10, метиловый спирт рапсового масла
имеет удельную теплоту сгорания топлива меньшую, чем дизельное
топливо, благодаря содержанию в нем кислорода. Из-за участия
последнего в реакциях окисления удельная теплота сгорания смеси
МЭРМ с воздухом близка к удельной теплоте сгорания дизельного
топлива. Мало отличается между собой также теоретический коэф-
фициент молекулярного изменения при внутреннем смесеобразова-
нии. И по другим моторным свойствам можно отметить эту бли-
зость. Так, ЦЧ равно 48...56, плотность — 0,882 кг/л, кинематичес-
кая вязкость — 6,5...8 мм2/с при 20 °C. Существенно отличается
фрикционный состав. В МЭРМ содержатся в основном тяжелые
фракции, выкипающие при температуре 330...354 °C. Уместно от-
метить также, что в МЭРМ содержатся небольшие количества
метана и глицерина (менее 1% по массе) и фосфора (менее 0,005%
по массе).
Рассматривая теоретический состав продуктов сгорания (табл.
7.1), можно отметить, что содержание трехатомных газов и водя-
ного пара в % по массе выпускных газов лишь незначительно выше,
чем в случае дизельного топлива.
Для проверки влияния теплофизических свойств МЭРМ на пока-
затели цикла проведены сравнительные расчеты циклов на номи-
нальном режиме работы дизеля КамАЗ без наддува. Все исходные
данные, за исключением состава топлива, приняты одинаковыми.
288
В табл. 7.2 приведены результаты расчетного анализа циклов при
использовании дизельного топлива и метилового эфира рапсового
масла. Методика и программа расчетного анализа циклов приведе-
ны в кн. 3.
Таблица 7.2
Топливо ^О.ВОСПЛ» Град, до ВМТ Вг/См^К) Грез, К Qw, Д» Сц. Дж Pz. МПа Ж™ МПаДрад «в4 Pi, МПа m
Дизельное 7 372 1197 424 2526 7,245 0,59 2015 0,885 0,474
МЭРМ 7 372 1187 419 2508 7,2 0,59 1996 0,879 0,474
Примечание. 6олоаш — опережение воспламенения относительно ВМТ; ц, — среднее за
цикл значение коэффициента теплоотдачи; Тра — средняя за цикл результирующая по теплооб-
мену температура рабочего тела; Qw — количество теплоты, теряемое в среду охлаждения;
— количество теплоты, выделившееся при сгорании топлива в цилиндре.
Из расчетов циклов следует, что при оптимальной организации
процессов смесеобразования и тепловыделения на метиловом эфире
рапсового масла можно получить показатели, которые не уступают
полученным при использовании дизельного топлива. При опытах
с МЭРМ эти результаты подтвердились. Можно лишь ожидать
несколько худших пусковых качеств дизеля при запуске из холод-
ного состояния, особенно при отрицательных температурах, в связи
с высокими температурами выкипания фракций, а также больших
отложений на деталях.
7.3. ПРИМЕНЕНИЕ СПИРТОВ
Доля трехатомных газов и теплота парообразования при
использовании метанола выше по сравнению с традиционными
топливами, что может отрицательно влиять на показатели дви-
гателя, но при этом будет выше теоретический коэффициент мо-
лекулярного изменения, что, напротив, может влиять на показатели
положительно.
В табл. 7.3 приведены результаты расчетного анализа циклов
четырехтактного дизеля с S/D = 120/120 без наддува при и=2200
мин-1 и использовании параметров дизельного топлива и мета-
нола. Одинаковым принято количество подводимой теплоты. Учи-
тывались затраты теплоты на испарение топлива в предположении,
что топливо испаряется в процессе горения. Следует отметить, что
при одинаковом количестве подводимой теплоты коэффициент из-
бытка воздуха в случае дизельного топлива выше примерно на
3,5%. Для выявления влияния отмеченных выше различий в свойст-
вах топлив на показатели циклов характер тепловыделения принят
19 - 4664 289
в обоих случаях одинаковым. Поэтому одинаковым оказался оп-
тимальный угол опережения воспламенения.
Таблица 7.3
Топливо ^о.воспл» град до ВМТ “т.ср» Грез. К Дж Pz. МПа ЙШпа» МПг^град я Г и Pi. МПа т
Дизельное 6 368 1184,4 414 7,053 0,58 2023,6 0,8807 0,472
Метанол 6 373 1111,8 386 7,051 0,58 1896 0,8622 0,4621
При анализе результатов расчетов следует учесть, что в случае
использования метанола в процессе горения к заряду добавляется
большее количество продуктов, так как для обеспечения одинаково-
го подвода теплоты масса сгорающего и добавляемого к заряду
метанола почти в 2,3 раза больше массы сгорающего и добавля-
емого к заряду дизельного топлива. Именно этим, большей тепло-
емкостью продуктов сгорания (из-за отмеченной выше большей
доли трехатомных газов и особенно водяного пара) и большей
теплотой парообразования, объясняются существенно меньшие те-
мпературы заряда при применении метанола. Несколько больше
при сгорании метанола значения газовой постоянной. Преобладает,
однако, влияние меньших значений температуры, и в целом правая
часть уравнения состояния при сгорании метанола имеет меньшие
значения. Поэтому при равных значениях объема заряда в цилиндре
меньше и давление в процессе расширения, что является причиной
меньших значений работы расширения, работы и КПД цикла. Раз-
личия в pi и однако, не превышают 2%.
В целом можно заключить, что рассмотренные различия в свой-
ствах топлив не в пользу метанола. Однако в случае организации
достаточно близких по длительности и характеру процессов тепло-
выделения индикаторные показатели на обоих топливах могут быть
практически одинаковыми. Этому способствует меньшее поверх-
ностное натяжение и большая испаряемость метанола по сравнению
с дизельным топливом. Сказанное нашло подтверждение в резуль-
татах ряда опытов по применению метанола при внутреннем смесе-
образовании.
В случае внешнего смесеобразования, учитывая большую тепло-
ту испарения метанола, применяют управляемый испаритель, в ко-
тором для испарения используется, как правило, теплота жидкости,
охлаждающей двигатель. В цилиндры поступает газообразная
смесь, воспламеняемая от искры. Так как молекулярная масса мета-
нола примерно в 3,5 раза меньше, чем у бензина, при внешнем
смесеобразовании коэффициент наполнения двигателя воздухом
в случае применения метанола несколько снижается. Это, однако,
290
можно компенсировать повышением степени сжатия, учитывая вы-
сокое октановое число метанола (см. табл. 2.10).
Применение спиртов и, в частности, метанола в дизелях требует
специальных мер для обеспечения воспламенения топлива, имеюще-
го цетановое число, равное 3...5. Воспламенение обеспечивается
либо при помощи запальной порции дизельного топлива, или при
помощи искры. В первом случае может применяться топливная
система, состоящая из двух насосов (причем насос для подачи
метанола переразмерен для подачи больших объемных порций
топлива с низкой удельной теплотой сгорания), подающих топливо
в цилиндр через форсунку специальной конструкции. В этом случае
эмульсия двух топлив приготовляется непосредственно в форсунке
или топливопроводе с остаточными свободными объемами (см.
5.2.2). Применяются также и специальные устройства для получения
дестабилизированных эмульсий, непосредственно используемых
в процессе впрыскивания уже через один насос. Метанол практичес-
ки не растворяется в дизельном топливе, а получение стабилизиро-
ванных эмульсий требует применения в достаточно больших коли-
чествах дорогих эмульгаторов.
Для воспламенения от искры используются специальные свечи,
которые при подходе поршня к ВМТ входят в проточку поршня.
Смесеобразование в этом случае пристеночное. Образующаяся
в пристеночной зоне смесь направленным движением заряда подво-
дится к свече, в которой в подобранный момент времени возникает
искра. При этом применяются многоискровые системы зажигания.
Возникающий достаточно мощный энергетический очаг способству-
ет сгоранию всей образующейся и подводимой к очагу вихрем
смеси.
Метанол, обладая малым цетановым числом, т. е. малой склон-
ностью к объемному самовоспламенению, в то же время склонен
к калильному зажиганию. Калильная свеча выступает в камеру
сгорания. На нее направляется одна из впрыскиваемых в камеру
сгорания струй. Топливовоздушная смесь воспламеняется от рас-
каленной поверхности спирали, вызывая последующее воспламене-
ние всей смеси, подводимой к зоне воспламенения вихревым движе-
нием заряда. После определенного периода работы электрическое
напряжение на калильной свече, особенно при высоких нагрузках,
снимается, так как при правильном подборе конструкции и выступа-
ния в камеру спирали она остается раскаленной благодаря теплопе-
реносу к ней от горящей смеси.
Уместно отметить, что недостаточная вязкость метанола тре-
бует добавления в него небольших количеств касторового масла
(1...2% по массе), чтобы избежать повышенных взносов деталей
топливной системы. Также в топливной системе метанольного
двигателя из-за опасности электролитической коррозии нельзя
14*
291
применять пары металлов, таких, как алюминий — сталь, алюми-
ний — латунь, цинк — латунь. Рекомендуется избегать сплавов, со-
держащих магний, сурьму, кадмий, свинец, цинк. Для основных
деталей топливной системы целесообразно использовать сталь,
алюминий и его сплавы (исключая применение стали и алюминия
в одном узле). Для мелких деталей возможно использование также
меди и ее сплавов. Ограничение применения меди связано в основ-
ном с каталитическим эффектом, оказываемым ею на окисление
топлива. Особенно хорошие результаты обеспечивают использова-
ние хромоникелевых и нержавеющих сталей. В ряде работ рекомен-
дуется применение анодирования алюминия, хромирование и нике-
лирование изделий из стали.
Повышенная упругость паров может быть причиной кавитаци-
онных износов. Поэтому рекомендуется увеличение давления под-
качки до 4...5 бар (0,4...0,5 МПа), применение дополнительных
электроприводных подкачивающих насосов, расположенных вблизи
топливных баков. В случае, если картеры двигателя и насоса соеди-
нены между собой, необходимо применять меры для предотвраще-
ния образования взрывоопасной смеси в картере.
Отмеченные мероприятия, естественно, удорожают двигатель.
Нельзя не отметить и токсичность метанола, которая требует опре-
деленной осторожности при его применении. У этилового спирта
токсичность меньше, поэтому его применение в двигателях более
целесообразно.
К преимуществам спиртов, кроме отмеченного выше свойства
получения из возобновляемых источников, являются:
1. Существенное, на порядок и более, снижение выброса твер-
дых частиц при использовании спирта для впрыскивания в ци-
линдр, даже в случае применения топливных систем, обеспечива-
ющих умеренные давления впрыскивания. Связано это с содежани-
ем в спиртах кислорода, малыми вязкостью и поверхностным натя-
жением, а также высокой испаряемостью (низкой температурой
кипения).
2. То обстоятельство, что топливо состоит из одного химичес-
кого соединения, и высокая испаряемость являются причиной ма-
лых отложений на деталях, что может способствовать повышению
надежности работы дизеля при высокой степени форсирования.
Этому способствуют меньшие температуры заряда, отмеченные при
рассмотрении табл. 7.2.
7.4. ПРИМЕНЕНИЕ ДИМЕТИЛЭФИРА
Из рассмотрения табл. 2.10 и 7.1 следует, что по проценту
трехатомных газов, теоретическому коэффициенту молекуляр-
ного изменения и теплоте парообразования диметилэфир зани-
292
мает промежуточное положение между дизельным топливом
и метанолом. В табл. 7.4 приведены результаты расчетов циклов
четырехтактного дизеля с S/D= 120/120 без наддува при л = 2200
мин1 и одинаковой подаче теплоты для обоих топлив. Учиты-
вались затраты теплоты на парообразовании в предположении,
что происходит оно одновременно со сгоранием. Продолжитель-
ность и характер тепловыделения приняты одинаковыми.
В табл. 7.4, так же как в табл. 7.2, не включены показатели
газообмена, так как они практически постоянны при изменении
сорта топлива.
Таблица-7.4
Топливо ^О.воспл» град до ВМТ ®т.ср» Гро, К Qw» Дж Сц» Дж Pz. МПа (ФЖтвг МПаДрад ^тах> К Рь МПа т
Дизельное 6 368 1184 414 2532 7,053 0,58 2023,6 0^807 0,472
ДМЭ 6 371 1151 401 2532 7,054 0,58 1965,4 Q8723 0,468
Сравнивая данные табл. 7.2 и 7.4, легко заметить, что различия
в показателях, связанные с отмеченными свойствами топлив, каче-
ственно одинаковы. Однако сами различия в показателях меньше,
так как меньше и различия в свойствах. Приведенные выше объясне-
ния различий в показателях цикла полностью сохраняют силу.
Отметим лишь, что различия в pt и t]t меньше 1%.
На основании данных табл. 2.10 ДМЭ может рассматриваться
как топливо, способное решить проблемы, возникающие при работе
дизеля:
1) радикальное исключение дымления благодаря высокому со-
держанию кислорода в топливе;
2) существенное снижение выбросов NOX благодаря высокому
цетановому числу и короткой задержке воспламенения при рацио-
нальном выборе процесса (камера сгорания, параметры впрыскива-
ния и распыливания, характер и интенсивность движения заряда);
3) радикальное снижение шумоизлучения от процесса горения
и обеспечение высоких пусковых свойств по причине, отмеченной
в п.2.
Отметим, что монотопливо ДМЭ с низкой температурой кипения
обеспечивает также исключительно малые отложения на деталях.
Малая токсичность дизелей без наддува при работе на ДМЭ
может продлить целесообразный период применения дизелей без
наддува на транспорте.
В то же время при применении ДМЭ сохраняются известные
преимущества дизелей:
293
Рис. 7.1. Схема топливной систе-
мы для двигателя, работающего
на диметилэфире:
1 — топливный бак; 2 — регуляторы
давления; 3 — подкачивающий топлив-
ный насос; 4 — фильтр; 5 — электроги-
дравлическая форсунка; 6 — ТНВД;
7 — холодильники; 8 — аккумулятор
• высокая экономичность, осо-
бенно при использовании непосред-
ственного впрыскивания;
• воспламенение от сжатия и ка-
чественное регулирование, являю-
щиеся наиболее надежным способом
инициирования горения;
• высокая надежность и долговеч-
ность, которая при работе на ДМЭ
может повыситься в результате мень-
шего попадания в смазочное масло
сажи.
Дополнительно отметим, что
благодаря низкой температуре кипе-
ния при применении ДМЭ можно
обеспечить высокие скорости смеше-
ния, не прибегая к высоким давлени-
ям впрыскивания. Содержание кислорода в топливе обеспечивает
более высокую «терпимость» процесса к перепуску выпускных газов
на впуск дизеля. Безопасность ДМЭ для окружающей среды и здо-
ровья людей подтверждается многолетним его использованием
в парфюмерной промышленности.
В то же время следует отметить, что низкая температура
кипения требует применения для хранения топлива баллонов
по типу тех, которые используются при работе на сжиженном
пропан-бутановом газе. Давление паров ДМЭ равно 5 бар при
20 °C.
Обычные топливные системы неприемлемы для впрыскивания
ДМЭ. Одной из перспективных топливных систем для впрыскива-
ния ДМЭ является аккумуляторная топливная система с электроги-
дравлическими форсунками (см. 5.5).
На рис. 7.1 показана упрощенная схема замкнутой системы
подачи ДМЭ. Как видно из рисунка, система не соединяется с ат-
мосферой. Это диктуется, как уже было отмечено, низкой тем-
пературой кипения ДМЭ. При условиях окружающей среды
ДМЭ — газ, который тяжелее воздуха. При утечках ДМЭ в атмос-
фере может образоваться взрывоопасная смесь.
7.5. ПРИМЕНЕНИЕ ГАЗООБРАЗНЫХ ТОПЛИВ
7.5.1. ПРИМЕНЕНИЕ ПРИРОДНОГО ГАЗА
До настоящего времени использование газовых двигателей неве-
лико. При малых масштабах производства экономически оправдано
не создание оригинальных конструкций, а конвертация жидкотоп-
ливных двигателей с обеспечением их максимальной унификации
с базовыми жидкотопливными двигателями.
В случае бензиновых двигателей для легковых автомобилей
наиболее часто применяется концепция би-топливного двигателя.
Хотя эта концепция имеет ряд бесспорных достоинств, однако при
ее принятии не используются в полной мере преимущества высоко-
го октанового числа природного газа.
В случае внешнего смесеобразования применение би-топливной
концепции связано с неизбежным снижением мощности. В табл. 7.5
приведены некоторые результаты компьютерного моделирования
параметров циклов стехиометрических бензиновых и газовых двига-
телей. Моделирование выполнено для случая центральной и рас-
пределенной подачи бензина. Учтено, что в случае центрального
впрыскивания подогрев свежего заряда меньше, так как часть под-
водимой теплоты затрачивается на испарение бензина.
Как видно из табл. 7.5, КПД цикла бензинового и газового
двигателя близки между собой, особенно в случе одинаковой тем-
пературы поступающей в цилиндры свежей смеси, несмотря на
заметные отличия в составе рабочего тела. Снижение КПД в газо-
вой версии не более 1%. Снижение среднего давления цикла много
больше и составляет 9,5... 10%, если сравнить с бензиновым двига-
телем, имеющим распределенную подачу топлива. Сниижение
среднего эффективного давления выше вследствие уменьшения ме-
ханического КПД. Если принять, что на номинальном режиме
среднее давление механических (внутренних) потерь составляет 25%
от среднего давления цикла бензинового двигателя pi5, можно запи-
сать для механического КПД газового двигателя:
»7м=1-
0,25pi6
Apts
0,25
1-----= 0,724.
0,9047
где А — отношение давления цикла в газовом двигателе к рп бен-
зинового двигателя.
Тогда расчетное среднее эффективное давление бензинового дви-
гателя 0,881 МПа. Для газовой модификации получим 0,769 МПа.
Следовательно, снижение мощности в газовом двигателе может
составить 12,7%.
295
Таблица 7.5
Параметры цикла Применяемое топливо и способ его подачи
Бензин (распределен- ное впрыски- вание) Газ (централь- ная по- дача) Бензин (распределен- ное впрыски- вание) Газ (централь- ная по- дача)
п, мин~1 4500 4500 5600 5600
а 1 1 1 1
ps, МПа 0,097 0,097 0,097 0,097
т„к 310 310 305 305
Qb, Дж 1316 1190 1314 1196
Gw, Дж 153 149 144 145
рь МПа 1,151 1,036 1,175 1,063
Ч, 0,371 0,369 0,369 0,367
Гр», к 1383 1383 1418 1439
^ср-масс» К 1319 1285 1364 1321
^т.ср> К 1137 1122 1166 1143
“т.ч>, Вт/(м2 К) 464 451 540 531
^рез^г.сра Вт/м 641712 623733 765720 762670
Чу 0,847 0,844 0,845 0,849
Снижение мощности связано:
с уменьшением подачи в цилиндры воздуха вследствие заметно
большего парциального объема природного газа по сравнению
с парциальным объемом бензина, даже если в последнем случае
предположить полное испарение бензина до поступления в цилиндр;
согласно результатам моделирования поступление воздуха в ци-
линдр газового двигателя на номинальном режиме меньше на
11,2% по сравнению с поступлением воздуха в цилиндры двигателя
с центральным впрыскиванием бензина;
с несколько меньшим значением удельной теплоты сгорания
газовоздушной смеси (примерно на 2% при содержании метана
около 99%);
с несколько меньшими КПД цикла вследствие большего содер-
жания в продуктах сгорания водяного пара, обладающего высокой
теплоемкостью;
со снижением механического КПД вследствие меньшего значе-
ния среднего давления цикла.
Для того чтобы избежать снижения мощности в случае газовой
модификации, необходимо отказаться от би-топливной системы
питания, применить более высокую степень сжатия и внутреннее
смесеобразование. Можно также использовать наддув в сочетании
296
с реализацией концепции «двигателя, работающего на бедных сме-
сях». Эти решения могут оказаться экономически оправданными
только в случае резкого повышения спроса на легковые автомобили
с газовыми двигателями.
Так как применение стехиометрических бензиновых двигателей
с трехкомпонентными нейтрализаторами обеспечивает резкое
уменьшение токсичных выбросов легковыми автомобилями, выб-
росы грузовыми автомобилями и автобусами, оснащенными дизе-
лями, могут стать важной проблемой, особенно для больших
городов.
Замена дизелей на двигатели, питаемые природным газом, мо-
жет способствовать улучшению экологической обстановки. Данную
проблему можно решить двумя путями:
1) заменой дизеля специально сконструированным газовым дви-
гателем с количественным регулированием и искровым зажиганием;
2) переводом (конвертацией) дизеля на питание природным га-
зом при помощи небольших доработок двигателя и использования,
как и в первом случае, количественного регулирования и искрового
зажигания.
Второй путь экономически выгодней первого. Выпуск конвер-
тированных двигателей заводами целесообразнее, так как стои-
мость его производства меньше стоимости производства дизеля
и тем более газодизеля. Доработку дизеля можно осуществлять
непосредственно в автомобильных и автобусных парках. Это, одна-
ко, связано с определенными затратами. Впрочем, при достаточно
большом пробеге и низкой (по сравнению с дизельным топливом)
стоимости природного газа за короткие сроки можно окупить рас-
ходы на переоборудование.
Другой путь использования природного газа — применение
газодизельного процесса. В этом случае подача небольшой за-
пальной порции топлива (до 15%) обеспечивает воспламенение
бедной газовоздушной смеси. Основная часть теплоты вводится
с природным газом при использовании, как правило, внешнего
смесеобразования. Применяется качественное или смешанное ре-
гулирование. В случае качественного регулирования при уменьше-
нии нагрузки смесь в объемах между струями оказывается бедной
и сгорает не полностью. В продуктах сгорания обнаруживается
большое количество СН и СО. При смешанном регулировании
теряются в значительной степени преимущества качественного
регулирования. Производство газодизеля целесообразнее осуще-
ствлять на дизелестроительном заводе, причем стоимость его
производства, конечно, выше, чем базового дизеля. Конвертация
дизеля в газодизель в условиях эксплуатирующих или ремонтных
предприятий обходится дешевле, чем конвертация дизеля в газовый
двигатель с искровым зажиганием.
297
Конвертация в газодизель может быть осуществлена в короткие
сроки, так как все основные детали дизеля остаются без изменения,
добавляются лишь агрегаты, необходимые для хранения и подачи
природного газа. Применение газодизелей дает преимущество —
возможность быстрого перехода с одного вида топлива на другой.
Это особенно важно в тех регионах, где нет гарантированного
газоснабжения.
Однако надежность работы газодизеля, как правило, ниже, чем
дизеля. Это связано как с добавлением второй системы питания, так
и с возможностью коксования распылителей форсунок из-за сущест-
венного уменьшения охлаждающего эффекта потока топлива. Изве-
стно, что температура носка распылителя не должна превышать
180 °C. Малый поток топлива в дизеле имеет место в условиях
малых тепловых потоков, передаваемых от заряда в цилиндре
к распылителю. В газодизеле же малая подача топлива (запальной
порции) имеет место при высоких нагрузках и высоких передава-
емых к распылителю тепловых потоках. Использование двух парал-
лельных систем питания ведет к усложнению системы управления
двигателем, особенно при смешанном регулировании.
Газодизели обеспечивают при соответствующем их конструиро-
вании по сравнению с дизелем меньшие выбросы твердых частиц,
но больше оказывается в выпускных газах продуктов неполного
сгорания. Причины приведены выше.
Из сказанного ясно, что экологические показатели газодизеля по
сравнению с дизелем улучшаются не по всем вредным выбросам. Не
полностью замещается дизельное топливо газом. В эксплуатации,
особенно в городах, замещение происходит лишь на 40...70%. По-
этому для крупных городов и регионов с гарантированным газо-
снабжением использование газодизеля не имеет смысла.
При конвертации дизеля в чисто газовый двигатель с искровым
зажиганием и количественным регулированием осуществляется
полная замена дизельного топлива газовым. Существенно благо-
приятнее оказываются выбросы вредных веществ с выпускаемыми
газами. В образцах газовых двигателей с распределенной подачей
газа микропроцессорным управлением при assl достигнуты уже
нормы выбросов, намеченные к внедрению в Европе в 2008 г.
Создание ведущими фирмами мира газовых двигателей, удов-
летворяющих наиболее жестким нормам по вредным выбросам,
свидетельствует о предпочтительности этого способа конвертации.
При реализации способа можно использовать две концепции:
1) стехиометрического двигателя (ass 1,0);
2) двигателя, работающего на бедных смесях (а = 1,4... 1,6).
При простейшем способе конвертации дизеля в газовый двига-
тель без наддува необходимы небольшие доработки (доработка
298
поршней для снижения степени сжатия с 16...18 до 11...14; доработка
отверстий под форсунку в головке цилиндров с целью установления
свечи зажигания; установка распределителя вместо топливного на-
соса и установка во впускную систему простейшего смесителя
с дроссельной заслонкой). При этом реализуется центральная эжек-
ционная подача газа. На рис. 7.2 приведен неполный поперечный
разрез одного из конвертированных на питание природным газом
дизеля.
В случае использования микропроцессорного зажигания отпада-
ет необходимость в приводе распределителя. Доработки могут
быть выполнены не только на заводе, но и во внезаводских услови-
ях, так как они не затрагивают литых деталей.
Учитывая высокую степень сжатия в газовых двигателях, целесо-
образно использовать индивидуальные катушки на каждый ци-
линдр, устанавливаемые вблизи свечей зажигания и соединяемые
с ними короткими проводами высокого напряжения. Другой вари-
ант — установка катушек непосредственно на свечах зажигания.
Улучшение работы газовой версии двигателя обеспечивает це-
нтральная подача газа под давлением через клапан с регулируемым
сечением или через серию управляемых электромагнитных клапанов
с различными проходными сечениями. При непрерывной цент-
ральной подаче газа обеспечивается наиболее простым способом
Рис. 7.2. Поперечный разрез верхней части двигателя:
1 — головка цилиндров; 2 — кронштейн коромысел; 3 — свеча зажигания; 4 — распределитель
299
равномерная подача газа по цилиндрам и, при малом различии
значений коэффициента наполнения в различных цилиндрах — рав-
номерная подача смеси по качеству и количеству. При центральной
подаче газа больше оказывается время для образования гомогенной
газовоздушной смеси. Центральная подача газа, однако, имеет не-
достаток, выражающийся в определенной задержке изменения рабо-
ты цилиндров по отношению к моменту изменения дозы подава-
емого топлива. Распределенная подача газа по впускным патрубкам
обеспечивает лучшие динамические свойства работы двигателя и по
мере включения в тесты, используемые для проверки выполнения
норм по токсичности переходных и неустановившихся режимов,
может стать необходимостью. В частности, требуется применение
таких форм камеры сгорания, при которых обеспечивается повы-
шенная турбулизация смеси. Для реализации подачи газа в цилинд-
ры требуется изменение литья головки конвертируемого дизеля, что
не всегда экономически целесообразно. В последние годы идет
интенсивная разработка газовых двигателей с внутренним смесеоб-
разованием, качественным регулированием, не уступающих дизе-
лям по экономичности.
На рис. 7.3 приведена эжекционная схема питания V-образного
двигателя. В системе имеется экономайзер с механическим приво-
дом и два управляемых микропроцессором клапана. Клапан 3 слу-
жит для перепуска смеси, минус закрытую (прикрытую) при холос-
том ходе дроссельную заслонку. Клапан 10 обеспечивает необходи-
мый при холостом ходе состав смеси. В целом система обеспечивает
поддержание частоты вращения холостого хода при начальном
нагружении двигателя, например, при включении отопления, кон-
диционера, гидромуфты.
На рис. 7.4 приведена система управления газовым двигателем
с распределенной подачей газа. Такие системы применяются как
в двигателях без наддува, так и с наддувом. Система работает
в большой мере аналогично системе распределенной подачи бен-
зина. Понятно, что распределенная подача газа не обеспечивает тех
бесспорных преимуществ, которые связаны с ее применением в бен-
зиновых двигателях, где распределенная подача снимает проблему
неравномерного деления пленки и обеспечивает существенное повы-
шение равномерности распределения смеси по цилиндрам. При
недостаточно точном изготовлении клапанов и непостоянном по
времени давлении перед ними в газовом двигателе распределенная
подача газа может привести к более неравномерной работе цилинд-
ров по сравнению с центральной непрерывной подачей газа (эжекци-
онной или под давлением). Разработка быстродействующих газо-
вых электромагнитных клапанов с высокой точностью дозирования
представляет собой сложную задачу.
300
Рис. 7.3. Схема двигателя без наддува:
1 — двигатель; 2 — клапан с электромагнитным приводом; 3,10 — клапаны с электроприводом;
4 — смеситель; S — дроссельная заслонка; б — воздушный фильтр; 7 — газовая заслонка; 8 —
редуктор низкого давления; 9 — экономайзер
Существенному снижению концентрации вредных выбросов
с ОГ в случае газового двигателя способствует возможность ис-
пользования нейтрализаторов, не опасаясь за их надежную работу,
так как в случае, если приняты меры, предотвращающие попадание
масла в камеру сгорания, в выпускных газах газового двигателя
удельное содержание твердых частиц <0,05 г/(кВт ч).
Наряду с этим снижается шум работающего двигателя, что
объясняется меньшей скоростью нарастания двигателя при горении
(рис. 7.5).
Увеличивается срок службы и снижается расход смазочного
масла, так как в метановоздушной смеси отсутствуют жидкие ком-
поненты, которые при попадании на стенки цилиндра разжижают
масляную пленку.
Природный газ в сравнении с дизельным топливом имеет
несколько более низкое значение теплоты сгорания топливовоз-
душной смеси. При подаче газа через впускную систему заметно
уменьшается наполнение цилиндров воздухом, особенно в случае
эжекционной системы питания. В газовой модели ниже степень
сжатия и индикаторный КПД. По приведенным причинам для
получения тех же выходных параметров в двигателе
301
Скорость автомобиля
Напряжение
бортовой сети
Блок
управления
Силовой жгут
управления
Температура плавление воздуха во впускном коллекторе
Датчик положения
дроссельной заслонки ....
" Впускной
Электронный дозатор коллектор
)) Сигнальный
жгут
Драйвер системы
зажигания
Датчик темпера-
туры ОГ
Датчик темпера-
туры ДВС
Датчик фазы
Датчик
оборотов ДВС
Управляющий импульс открытия газовых форсунок
Температура и давление газа
Управляющий сигнал катушкам зажигания
mm
Свечи зажигания
Регулятор
давления газа
Газовые баллоны
Рис. 7.4. Схема системы управления газовым двигателем с распределенной подачей газа
Рис. 7.5. Индикаторная диаграмма
газового двигателя в сравнении
с диаграммой базового дизеля для
режима максимального крутящего
момента:
----дизель;---------газовый двига-
тель
без наддува при переходе на питание газом приходится существенно
снижать избыток воздуха. Это является причиной повышенных
выбросов оксидов азота. Наряду со снижением степени сжатия это
также является причиной меньшей экономичности газовой модели
в сравнении с дизелем и газодизелем. Различия в эксплуатационных
расходах топлива между газовым двигателем и дизелем не превы-
шают, как правило, 12...15%, а по сравнению с газодизелем, даже
имеющим смешанное регулирование или регулирование отключени-
ем цилиндров, 5... 10%. Если учесть более низкую стоимость при-
родного газа, полностью замещающего дизельное топливо в случае
чисто газового двигателя, то становится очевидным преимущество
газового двигателя по затратам на топливо.
Недостатком использования газового двигателя является не-
сколько большая, чем для газодизеля, вместимость баллонов для
газа. Соответственно возрастает масса этих емкостей. Заметно
ниже обычно пробег автомобиля или автобуса с газовым двига-
телем по сравнению с пробегом машин, оборудованных дизелями,
и тем более с полным пробегом машин, оборудованных газодизе-
лями, если использовать полные заправки газом и дизельным
топливом.
Как уже отмечалось, для сохранения при конвертации дизеля без
наддува в двигатель, питаемый природным газом, также без над-
дува, мощности и момента базового дизеля необходимо существен-
ное снижение коэффициента избытка воздуха на режимах полного
открытия дроссельной заслонки. Даже если на всех остальных
режимах газовый двигатель работает на бедных смесях, достижение
норм EURO-2, не говоря уже о нормах EURO-3, действующих
в Европе с 2000 г., оказывается затруднительным. Для обеспечения
норм возможны следующие пути.
1. Существенное обеднение смеси в газовой версии до а=
= 1,5... 1,6. Это неприемлемо, так как резко падают номинальная
мощность и максимальный крутящий момент.
зоз
2. Подача во впускной патрубок под давлением мелкодисперс-
ной воды. Это может обеспечить выполнение норм EURO-3 (при
подаче воды в количестве ~ 5% от количества свежей смеси). Одна-
ко для климатических условий России, особенно в случае безгараж-
ного хранения машины, этот способ также неприемлем ввиду тех-
нических трудностей обеспечения за короткий срок перед началом
движения таяния льда и подачи воды.
3. Рециркуляция, даже охлаждаемая неприемлема на режимах
полного дросселя, так как сопровождается существенным снижени-
ем мощности и момента.
4. Обеспечение работы газового двигателя на стехиометрической
смеси и применение трехкомпонентного нейтрализатора.
При этом обеспечиваются весьма низкие выбросы вредных ве-
ществ. Однако недопустимо высокой оказывается тепловая напря-
женность деталей газового двигателя. В табл. 7.6 приведены резуль-
таты расчетного анализа, подтверждающие сказанное.
Таблица 7.6
Параметры расчетного цикла Тип двигателя
стехио- метричес- кий на бедных смесях на бедных смесях с применени- ем наддува стехио- метричес- кий на бедных смесях на бедных смесях с применени- ем наддува
п, мин-1 2200 2200 2200 1400 1400 1400
а 1 1,6 1,6 1 1,6 1,6
рт, МПа 0,097 0,097 0,1333 0,097 0,097 0,135
Г«,к 312,3 312,2 314,8 313,9 313,9 316,5
Pi, МПа 1,041 0,753 1,04 1,058 0,755 1,058
Грез, К 1307 1042 1063 1256 1022 1031
7въш.ср> К 1120 839 848 1105 814 826
^Т.ср» К 993 767 780 984 750 764
“т ер, Вт/(М2 -К) 379 362 457 272 260 330
4i 0,412 0,461 0,466 0,412 0,453 0,46
д» 3433 2220 3027 3487 2263 3123
Qw> 527 352 446 588 403 511
Из табл. 7.6 следует, что при работе на бедной смеси по сравне-
нию со стехиометрической среднее индикаторное давление снижает-
ся примерно на 28%, а индикаторный КПД, напротив, возрастает
на 10...12%. Для обеспечения такого же индикаторного давления,
что и при стехиометрической смеси, в газовом двигателе, работа-
ющем с а=1,6, нужно применить наддув до />к=0,1335...0,135 с про-
межуточным охлаждением воздуха. Если, как это часто делается,
304
характеризовать уровень тепловых нагрузок результирующей по
теплообмену температурой Тра, то оказывается, что, несмотря на
применение наддува, тепловые нагрузки при бедной смеси оказы-
ваются ниже, чем на стехиометрической смеси. Заметно меньше
и относительные потери теплоты в среду охлаждения (на
13...15%). Уменьшение потерь теплоты в среду охлаждения и по-
вышение КПД цикла благодаря работе на бедных смесях являют-
ся причиной заметно более высокой экономичности цикла газово-
го двигателя, работающего с наддувом на бедной смеси (на
11,6...13%).
Следовательно, конвертация дизелей на питание природным
газом с реализацией концепции «двигателя, работящего на бедных
смесях» с наддувом и промежуточным охлаждением, является це-
лесообразной. При сохранении на всех скоростных режимах по
Рис. 7.6. Схема двигателя с наддувом:
1 — датчик частоты вращения; 2 — датчик температуры охлаждающей жидкости; 3 — пусковой
электромагнитный клапан; 4 — датчик положения дроссельной заслонки; 5 — регулятор подачи
газовоздушной смеси на холостом ходу; 6 — датчик температуры во впускном коллекторе;
7 — датчик давления во впускном коллекторе; 8 — регулятор подачи газа на холостом ходу;
9 — датчик давления газа; 10 — датчик температуры газа; 11 — газовый клапан; 12 — датчик
обратной связи положения газового клапана; 13 — шаговый двигатель привода газового клапана
ДШИ 200-2; 14 — датчик давления в выпускном коллекторе; 15 — датчик температуры в выпуск-
ном коллекторе; 16 — магистральный электромагнитный клапан; 17 — редуктор высокого дав-
ления; 18 — датчик обратной связи механизма управления клапанами перепуска; 19 — шаговый
двигатель привода управляющего механизма перепуска отработавших газов ДШИ 200-2; 20 —
датчик фазы; 21 — датчик абсолютного давления (измеряет давление окружающей среды);
22 — датчик кислорода; 23 — датчик температуры отработавших газов после нейтрализатора
20 - 4664
305
внешней характеристике а= 1,5...1,6 для обеспечения запаса крутя-
щего момента необходимо применять регулируемый наддув даже
при небольшом диапазоне частот вращения (например, 1000...2200
мин1, как в дизелях КамАЗ).
При этом подбираются турбины с существенно меньшим, чем
в базовом дизеле, минимальным сечением канала подвода га-
зов к колесу турбин, что обеспечивает необходимые значения
максимального момента в диапазоне малых частот вращения, а
при и > «шах прогрессивно открывается клапан перепуска газов, ми-
нуя турбины, или применяются другие способы регулирования
турбин.
На рис. 7.6 приведена схема V-образного газового двигателя
с двумя ТКР и одним охладителем наддувочного воздуха, на кото-
ром установлены датчики системы автоматического управления
двигателем. В этом случае применена центральная подача газа под
давлением через клапан с регулируемым проходным сечением.
7.5.2. ПРИМЕНЕНИЕ ВОДОРОДА
Водород в двигателях внутреннего сгорания используется пре-
имущественно в газообразном состоянии, так как его хранение
в жидком состоянии сопряжено с существенными техническими
трудностями ввиду низкой температуры кипения (—252,6 °C).
Применение водорода в двигателях с искровым зажиганием
возможно в чистом виде и в качестве присадки в смесях с бензином.
При использовании водорода в качестве присадки к бензину он
играет в силу своих органических свойств (высокий коэффициент
диффузии, малое расстояние от стенки гашения пламени) промоти-
рующую сгорание роль, заметно повышает детонационную способ-
ность двигателя.
При оптимальном изменении в функции нагрузки доли добавля-
емого к бензину водорода обеспечивается качественное регулирова-
ние двигателя.
Последнее, в принципе, возможно и при использовании в чистом
виде водородовоздушных смесей, так как водород обеспечивает
широкие пределы воспламенения смеси. Так, уже при нормальных
условиях верхний предел воспламенения соответствует а=0,15,
а нижний а= 10. При повышении температуры пределы воспламени-
мости расширяются. От давления они зависят мало.
Тем не менее применение водорода в чистом виде нецелесооб-
разно, так как чрезмерно велики скорости распространения пламе-
ни, особенно при смесях, близких к стехиометрической. Это имеет
следствием высокие скорости нарастания давления в цилиндре,
высокие значения максимальных давлений и температур заряда,
306
а следовательно, повышенные механические и тепловые нагрузки на
детали. Замечено также, что при стехиометрических водородовоз-
душных смесях детонация отсутствует лишь при сравнительно ма-
лых значениях степени сжатия. Кроме того, благодаря малой энер-
гии воспламенения (0,02 мДж вместо 0,25 мДж в случае бензина)
при работе на водородовоздушных смесях может наблюдаться
преждевременное воспламенение смеси от горячих поверхностей
и тлеющих частиц нагара.
В случае же применения бензоводородовоздушных смесей с по-
степенным повышением доли водорода в смеси по мере уменьшения
нагрузки преимущества применения водорода удается реализовать
без заметных нежелательных последствий при достаточно высоких
степенях сжатия.
При такой организации управления на режиме холостого хода
двигатель работает на водороде с а = 5...6.
Преимущества применения водорода сводятся к следующему:
1. Сырье, необходимое для получения водорода, имеется прак-
тически в неисчерпаемых количествах.
2. Повышается экономичность двигателя прежде всего благо-
даря применению качественного регулирования. Кроме того, повы-
шению экономичности может способствовать более полное и свое-
временное горение благодаря отмеченным выше свойствам: высо-
кой диффузионной активности, малому расстоянию от стенки гаше-
ния пламени. При применении низкооктановых топлив повышение
экономичности может обеспечить увеличение степени сжатия при
работе с оптимальными добавками водорода.
3. Радикальное снижение токсичности за счет уменьшения вы-
бросов продуктов неполного окисления. При работе на бедных
смесях малыми оказываются и выбросы оксидов азота. Как показа-
но в табл. 2.10, водород обладает высокой удельной теплотой
сгорания (27и=120 МДж/кг). Велико и теоретическое количество
воздуха, необходимое для полного сгорания 1 кг водорода. На
показатели двигателя может оказать влияние также то, что продук-
том сгорания водорода является водяной пар, теплоемкость кото-
рого имеет высокие значения.
В табл. 7.7 приведены некоторые результаты оценочного анали-
за показателей цикла двигателя при работе его на различных топ-
ливах, с различными способами смесеобразования и характеристи-
ками тепловыделения в случае применения водорода.
Основные размеры двигателя, условия окружающей среды, усло-
вия во впускном и выпускном коллекторах приняты одинаковыми.
Одинаковы при работе с искровым зажиганием на водороде и бен-
зине степени сжатия.
При внешнем смесеобразовании коэффициент наполнения опре-
делялся для смеси, поэтому значения коэффициента наполнения для
2(1'
307
всех вариантов очень близки. Это, однако, не означает, что в ци-
линдры поступает во всех вариантах близкое по массе коли-
чество смеси. Масса свежей смеси существенно различается. Мини-
мальна она при работе на водороде с а = 1,6 в случае внешнего
смесеобразования. Связано это, конечно, с тем, что через впускную
систему поступает меньше воздуха, имеющего значительно боль-
шую плотность по сравнению с водородом. Водород же при малой
своей плотности имеет большой парциальный объем, и именно по
этой причине через впускную систему в цилиндр проходит меньше
воздуха.
Таблица 7.7
Топливо Способ смесеобра- зования 4>г, град ПКВ т град ПКВ ДО вмт а Чч У Ргаз» МПа Qw, Дж Сця Дж е» Сд
Водород Внешнее 30 2 8 1.6 0,864 0,066 0,0252 362 2211 0,163
То же Тоже 30 2 6 1.0 0,868 0,055 0,0224 543 3169 0,171
» » 30 0,8 3 1.6 0,864 0,066 0,0252 362 2216 0,163
» » 20 0,3 -3 1,0 0,868 0,0632 0,0224 552 3226 0,171
» Внутрен- нее 20 0,3 -3 1.6 0,881 0,051 -0,032 395 3037 0,13
» Тоже 30 2 7 1,6 0,881 0,051 -0,032 389 3006 0,129
Бензин Внешнее 45 2 14 1,0 0,857 0,0483 -0,032 515 3676 0,14
Дизель- ное Внутрен- нее 60 1 7 1,6 0,885 0,035 -0,032 428 2556 0,167
Продолжение табл 7.7
Топливо Pz, МПа /ФХ МПа град ^ГПЯХ> к К Трс, к Ит-О» Вт м’К И, МПа 41 Масса свежей смеси, кг Удель- ная те- плота сгора- ния олесо, МДж кг № стро- ки
Водород 4,82 0,248 2338 873 1115 331 0,688 0,416 0,001106 2,1147 1
То же 5,55 0,318 2794 1125 1404 346 0,836 0,354 0,001 3,3484 2
» 4,8 0,302 2308 874 1115 331 0,689 0,416 0,001106 2,1147 3
» 6,01 0,966 2825 1121 1421 347 0,832 0,352 0,001 3,3484 4
» 6,29 0,95 2565 .— 1281 309 0,969 0,433 0,001398 2,1523 5
» 5,93 0,34 2516 -—. 1265 310 0,966 0,436 0,001398 2,1523 6
БенЛин 5,79 0,251 2632 1040 1332 3,62 1,071 0,39 0,00142 2,732 7
Дизель- ное 7,33 0,6 2016 — 1198 375 0,896 0,476 0,001404 1,8202 8
*ТТ — средняя температура газов в выпускном трубопроводе.
308
Среднее давление цикла зависит, естественно, как от удельной (на
1 кг) теплоты сгорания смеси, так и от ее поступающей в цилиндр за
цикл массы. Конечно, среднее давление цикла зависит от КПД превра-
щения теплоты в работу. Минимальный КПД получен при работе на
водороде с а=1. Это объясняется в основном большим содержанием
в продуктах сгорания водяного пара и наибольшими для рассматрива-
емых условий относительными потерями в среду охлаждения. При а = 1
и работе на бензине КПД заметно выше, так как в продуктах сгорания
значительно меньше водяных паров, обладающих наивысшей из всех
продуктов сгорания теплоемкостью. Менее интенсивное тепловыделе-
ние с достижением меньших температур (7"1ПЯХ, Т^,) и меньших от-
носительных потерь в среду охлаждения также способствует повыше-
нию КПД при работе на бензине. Следует подчеркнуть по результатам
анализа циклов при работе на водороде, что дальнейшая (по сравнению
со случаем (pz—30 град ПКВ и ли=2) интенсификация горения не
сопровождается повышением КПД, если в каждом случае оптимизиру-
ется момент начала воспламенения (см. строки 1, 3 и 2, 4 табл. 7.7). То
же получено и в случае внутреннего смесеобразования (см. строки
5 и 6 табл. 7.7). Естественно, максимальный КПД получен для дизеля
(е=17).
При а= 1 максимальное значение среднего давления цикла получено
при работе на бензине, хотя удельная теплота сгорания бензовоздушной
смеси на 18,5% меньше, чем водородовоздушной смеси. Объясняется
это существенно большим количеством свежей бензовоздушной смеси
и воздуха, поступивших в цилиндр, и большим КПД цикла. Большее
количество воздуха, поступающего в цилиндры при работе на бензине,
связано с существенно меньшим парциальным объемом паров бензина
по сравнению с объемом водорода, даже в предположении, что весь
бензин испаряется до поступления в цилиндр.
При обеднении водородовоздушной смеси, естественно, существенно
снижается среднее давление цикла и растет КПД.
Радикальным способом увеличения удельной работы цикла при
питании двигателя водородом является переход на внутреннее смесеоб-
разование. Это, конечно, в основном объясняется существенным увели-
чением количества воздуха, поступающего в цилиндр. Из проведенного
рассмотрения ясна нецелесообразность питания двигателя водородом
при внешнем смесеобразовании из-за существенного падения мощности
по сравнению с работой двигателя на бензине. Наиболее целесообразно
подавать оба топлива или, во всяком случае, водород в цилиндр,
причем по мере уменьшения нагрузки увеличивать долю теплоты,
вносимой в цилиндр с водородом, обеспечивать таким образом качест-
венное регулирование с переходом на режиме холостого хода на пита-
ние двигателя водородом.
309
Хранение водорода на борту автомобиля наиболее целесообразно
в виде металлогидридов (например, лантанникелевых и железоплатино-
вых).
Следует отметить, что стоимость производства водорода при всех
известных технологиях все еще высока. Несмотря на это, внимание
к нему с годами не ослабевает. Это объясняется приведенными выше
преимуществами применения водорода в качестве присадки к бензину.
Кроме того, водород, по мнению большинства экспертов, является
наиболее приемлемым энергоносителем для топливных элементов, ко-
торые по прогнозам могут потеснить на автомобилях двигатели внут-
реннего сгорания.
ГЛАВА 8
ЭКОЛОГИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
8.1. ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ
Современные масштабы выпуска поршневых ДВС и их исполь-
зование привели к тому, что стало значительным их воздействие на
окружающую среду. Условия существования жизни на Земле воз-
можны, как известно, в очень узких пределах изменения физических
и химических характеристик окружающей среды. Размеры выбросов
от ДВС таковы, что они существенно могут менять концентрации
химических веществ, входящих в состав воздуха, воды, почв, кото-
рые становятся опасными для жизни биологических существ и пре-
жде всего для человека.
Учение об экологических характеристиках ДВС следует пони-
мать как раздел промышленной экологии, который рассматривает
воздействие техники на природу. Это воздействие может быть от
единичного двигателя — локальное, или от всей совокупности экс-
плуатируемых ДВС совместно со всеми элементами инфраструк-
туры, обеспечивающей их эксплуатацию,— глобальное.
Оценки совокупного воздействия двигателя на окружающую
среду возможны. Автомобили и двигатели образуют транспортные
потоки, которые перемещаются по улично-дорожной сети. Выделив
участок территории, получим транспортный поток плотностью
Р ъв1.1юл или интенсивностью I авт./ч, для которого можно полу-
чить изменение характеристики множества автомобилей, которые
перемещаются по выделенной территории. Зная топливно-экономи-
ческую характеристику автомобиля (двигателя), можно найти рас-
ход топлива автомобильным потоком на выделенной территории.
По расходу топлива возможны оценки токсичных выбросов автомо-
бильным потоком, что и определяет его воздействие на окружа-
ющую среду. По данной схеме возможны оценки экологического
воздействия любого автомобильного потока на автомагистрали
или уличной сети.
311
К экологическим показателям ДВС следует отнести такие,
которые характеризуют прямое и косвенное воздействие на
окружающую среду. В соответствии со вторым законом тер-
модинамики ДВС всегда будет выбрасывать теплоту в окружа-
ющее пространство. Чем выше КПД двигателя, чем лучше его
топливная экономичность, тем выше его экологические ка-
чества.
Цикличность работы ДВС и процесс сгорания топлива пред-
полагают использование кислорода воздуха и химические превра-
щения веществ в цилиндре ДВС с образованием вредных веществ,
а затем их выброс в атмосферу.
Кроме тепловой ДВС выбрасывает в окружающее пространст-
во механическую энергию — акустическое излучение (вибрации и
шум).
Таким образом, совокупность показателей, характеризующих
тепловое и вещественное взаимодействие работающего ДВС с окру-
жающей средой; акустическое излучение (шум), вибрации; количест-
ва конструкционных и эксплуатационных материалов, расходуемых
при изготовлении и использовании ДВС; количества энергии, затра-
чиваемые при производстве и использовании двигателей и матери-
алов, следует понимать как определяющую качество экологической
чистоты ДВС.
Схема, приведенная на рис. 8.1, показывает в общем виде вза-
имодействие ДВС с окружающей средой.
Прежде всего следует отметить техногенное воздействие на
окружающую среду при создании двигателя. Начало его имеет
место при разведке и добыче полезных ископаемых, идущих на
изготовление конструкционных и эксплуатационных материалов,
затем собственно производство двигателей. Технологические про-
цессы изготовления также сопровождаются вредными выбросами,
которые концентрируются главным образом в пределах заводских
территорий. Оценка экологических качеств технологических процес-
сов изготовления (литье, ковка, механическая обработка, сборка)
и их сравнительный анализ — важная самостоятельная задача,
здесь же ограничимся самой общей характеристикой, каковой явля-
ется величина затрат энергии, которые имеют место при производ-
стве единицы материала (чугуна, стали, бензина) или собственно
двигателя.
Сведения о величине выбросов некоторых веществ при произ-
водстве основных конструкционных и эксплуатационных матери-
алов (металлов, пластмасс, резинотехнических изделий), топлив
и масел приведены в табл. 8.1. Все величины выбросов удельные,
т. е. они отнесены к единице массы материала. Данные, содержащи-
еся в табл. 8.1, позволяют делать сравнительные оценки совершен-
ства существующих и проектируемых конструкций ДВС, а также
312
Газооб-
разные
выбросы
Выбросы
теплоты
ДВС
Шум, вибрация
(нарушение норм)
Электромагнитные _
поля
Дискомфорт
Топливо
Масла______Жидкие
'Кислоты- выбросы
Щелочи
Антифриз
Металл_____Твердые
'бытовой | °™
' мусор
Вибродинамическое
воздействие
на опорную поверхность
Кислород воздуха
Питьевая вода
Обработка
материалов,
изготовле-
ние ДВС
Транспорт, Перера-
хранение,|с ~с"
распреде-
ление
Попутное газовое топливо
1 Пластмассы
Твердые I химия
отходы 1----
Дизтопливо
Бензин
Масла
Черные
металлы
Цветные
металлы
Истощение
ресурсов
Разведка, до-
быча, транс-
портировка
сырья
Полезные
ископаемые
ботка, обо-
гащение
Нефте-
Уголь
Нефть
Нефтепере-
работка
Битум
Выброыд
СН
ПАУ
РУДЫ
металлические
Выбросу
СО, ПАУ
Твердые _
отходы
Рис. 8.1. Схема, иллюстрирующая взаимодействие двигателя с окружающей средой
дать заключения о том, какова мера воздействия на окружающую
среду при производстве материалов для изготовления двигателя
и обеспечения его использования.
Таблица 8.1
Наименова- ние пока- зателей Конструкционные материалы Эксплуатационные материалы
сталь, чугун алю- миний медь свинец, сурьма пласт- массы резина бензин ТОПЛИВО дизель- ное мотор- ное масло
Выбросы вредных ве- ществ, г/кг: аэрозоли 548,6 3,82 9,24 9,12 4,85 5523,59 3,59 2,53 35,9
со2 1898,7 1705,2 764,4 676,2 3550 8607,02 695,5 489,6 6955
со 1542,8 15,08 83,53 69,45 8,75 2471,2 15,43 10,86 154,3
NOX 3,46 22,8 10,22 9,04 3,7 0,69 1,9 1,34 19,0
СН 8,61 0,17 0,08 0,07 85,7 152,01 8,92 6,28 89,2
SO 22,15 120,06 1122 194,0 61,0 437,68 21,81 15,36 218,1
Потреб- ление О2, м3/кг 2,59 2,9 1,3 1,15 5,0 14,7 1,498 1,054 14,981
Энерго- затраты, кВтч/кг 15,15 58,0 26,0 23,0 33,7 40,99 4,96 3,49 49,6
Естественно, при этом необходимо знать расходы материалов на
изготовление двигателя; для существующих двигателей сведения
о фактических расходах материалов известны. При проектировании
в первом приближении достаточно знать массу двигателя.
Размеры общих тепловых выбросов можно характеризовать
данными, приведенными на рис. 8.2. На рисунке дано общее коли-
чество энергии Ет, использованное человеком, а также общее коли-
чество автомобилей N„ эксплуатировавшихся в мире в 1950—2000 гг.
(рис. 8.2, б), и расход нефти, газа и угля (рис. 8.2, а). Естественно,
количество работающих поршневых двигателей существенно боль-
ше, чем количество автомобилей, так как следует учитывать мото-
технику, сельскохозяйственные и дорожно-строительные машины,
стационарные установки, суда и самолеты с поршневыми двига-
телями. В этом случае общее количество ДВС приближается
к 1 млрд.
Не будет грубой ошибкой считать, что вся тепловая энергия
сжигаемого в ДВС топлива выделяется в окружающую среду, что
приводит к ее подогреву.
314
a)
б)
Рис. 82. Энергопотребление (а) и количество автомобилей в мире (б)
Одновременно расходуется кислород воздуха, а также выбрасы-
ваются ОГ, большую долю в которых по массе составляет диоксид
углерода СО2. Диоксид углерода экологически опасен, так как в со-
вокупности с другими химическими веществами он препятствует
излучению теплоты земным шаром в окружающее пространство,
что приводит к появлению «парникового» эффекта — повышению
средней температуры атмосферы.
Снизить выбросы СО2 позволяет переход на использование в ка-
честве топлива природного сжатого газа. Снижение выбросов СО2
возможно также при осуществлении непосредственно на двигателе
конверсии природного газа с водяным паром и СО2, частично
извлекаемым из ОГ, с одновременным использованием их теплоты
и энергии, уходящей в охлаждающую среду, так как конверсионные
реакции являются эндотермическими. При такой реализации кон-
версии теплоиспользование в ДВС получается более высоким, так
как возникающий в результате конверсии синтезированный газ
имеет более высокую удельную теплоту сгорания, чем исходное
газовое топливо. Такие же положительные эффекты дает исполь-
зование по аналогичной схеме спиртового топлива — метанола.
Метанол можно получать, например, из биомассы, которая выра-
щивается для этих целей. При выращивании зеленой массы СО2
поглощается из атмосферы, а при снижении метанола в двигателе
СО2 выбрасывается в атмосферу. Поэтому в таком цикле не проис-
ходит увеличение концентрации СО2 в окружающей среде.
Следующим шагом по уменьшению выбросов СО2 является
использование водорода в качестве моторного топлива, при его
сжигании в ОГ двигателя СО2 отсутствует.
В ОГ содержится очень большое количество химических веществ
(до 300), из которых главное внимание уделяется так называемым
токсичным составляющим СО, СН, NO и саже (твердым частицам).
Токсичными называют вещества, оказывающие отравляющее дей-
ствие на организм человека и окружающую среду.
Очень часто вся проблема экологического совершенства ДВС
сводится к поиску способов снижения содержания этих токсичных
веществ в ОГ. Безусловно, они вредны и их выбросы нужно снизить,
но этим задача экологического совершенствования ДВС не исчер-
пывается. В ОГ содержатся также канцерогенные вещества ПАУ
(полициклические ароматические углеводороды), соединения серы
и свинца и множество других составляющих, которые по степени
токсичности опаснее, чем СО, СН и NOX (см. 8.3.2).
Помимо ОГ источниками токсичности двигателей являются так-
же картерные газы и испарение топлива в атмосферу. Наибольшее
выделение токсичных веществ в атмосферу происходит с ОГ, поэто-
му основное внимание уделяется уменьшению токсичности ОГ.
316
Концентрацию токсичных компонентов в сухих ОГ оценивают
в % (об.), миллионных долях по объему (млн-1) и реже в мг/л.
Диапазоны изменения количества токсичных компонентов в ОГ
приведены табл. 8.2.
Таблица 8.2
Компонент Единица величины* Дизель Двигатель с искро- вым зажиганием
СО % (об.) 0,01 ...0,5 0,1...8,0
СН млн-1 100...500 200...4000
со2 % (об.) 2...12 8...13
NOX млн3 500...3000 500...5000
Бензин-а-пирен мг/м3 0...10 0...25
Сажа мг/м3 0...20000 0...100
Оксиды серы мг/м3 0...0,015 0-0,003
Соединения свинца мг/м3 — 0...60
Альдегиды % (об.) 0,001-0,009 0-0,2
* млн 1 —миллионная доля по объему; 1 млн *=0,0001%.
Значимость отдельных компонентов (в порядке убывания) для
общей токсичности ОГ с учетом действующих норм на предельно
допустимые концентрации следующая: соединения свинца (Pb), NOX
ПАУ, СО и СН. В соответствии с действующими в Российской
Федерации нормами на предельнодопустимые концентрации (ПДК)
относительная токсичность ряда составляющих ОГ располагается
следующим образом: СО; NOX; CH; PbCH; С20Н12 (бенз-а-пи-
рен)= 1:40:1,25:22000:1250000.
8.2. АКУСТИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ ДВИГАТЕЛЕЙ
8.2.1. ОСНОВНЫЕ ОПРЕДЕЛЕНИЯ
Концентрация большого количества автомобилей, механизмов
и машин с ДВС на улицах, строительных площадках приводит
к повышенному шуму, мешает работе и отдыху людей. Шум вредно
действует прежде всего на органы слуха операторов машин с ДВС,
раздражает, действуя на нервную систему, снижает производитель-
ность труда, мешает восприятию полезных звуковых сигналов,
человеческой речи.
317
Наличие норм, а также правильная оценка шума на рабочем
месте служат основаниями для организации труда рабочих, со-
прикасающихся с работающими двигателями. Обычно нормируется
внешний и внутренний шум машины. Вполне определенно суще-
ствует тенденция к снижению допустимых величин шума машин,
что стимулирует создание новой техники, обладающей новым каче-
ством, которое должно быть заложено конструктором и сохранено
в эксплуатации,— пониженной способностью к излучению шума.
Общий уровень шума может служить показателем качества маши-
ны, культуры производства и применяемой технологии. Отдельные
характеристики шума двигателя используют в качестве диагности-
ческих параметров.
Под шумом двигателя внутреннего сгорания понимается аку-
стическое излучение, производимое им при работе. Шум двигателя
измеряют величиной уровня и спектром. Это характеристики шу-
ма ДВС в точке пространства. Двигатель как источник акустичес-
кого излучения характеризуют значением излучаемой акусти-
ческой мощности, ее спектром и диаграммой направленности
излучения.
Известно, что звуковое давление р в звуковой волне равно
разности давлений среды в присутствии и при отсутствии волны.
Уровнем шума называют двадцатикратный логарифм отноше-
ния звукового давления к пороговому значению р—2' 10“5 Н/м2.
Если предположить, что источник шума (двигатель) находится
в точке О (рис. 8.3) и излучает шум в окружающее пространство, то,
выделив полусферу 5 радиуса г и единичную площадку А на ней,
можно определить, что сила звука I — количество звуковой энер-
гии, прошедшее через единичную площадку, перпендикулярную
радиусу г, в единицу времени. Интенсивность звука выражают
в Вт/м2; она пропорциональна квадрату звукового давления, по-
этому уровень шума иногда определяют как десятичный лога-
рифм отношения интенсивности звука к пороговому значению 10 =
= 10“12 Вт/м2. Уровень шума выражают в децибелах, т. е.
L=lOlg(Z/Zo)=2Olg(p/po).
Звуковой мощностью W (в Вт) двигателя называют величину
JzJS', т. е. общее количество энергии, излучаемой двигателем
s
в окружающее пространство в виде звука и прошедшей через повер-
хность полусферы радиуса г в единицу времени.
318
Уровнем звуковой мощности называют
величину Lw = 101g ( W/ Wo), где Wo=
= 10~12 Вт. Уровень мощности связан со
средним по поверхности уровнем шума вы-
ражением
Lw=L+201gr+101gn- lOlgO,
где £1 — телесный угол, в который осуще-
ствляется излучение (если учесть, что ранее
принято допущение о том, что акустичес-
кое излучение двигателя происходит из це-
нтра О полусферы, то 101g£2«8); Ф—•
Рис. 8.3. Прохождение зву-
ка через единичную пло-
щадку
фактор направленности излучения, представляющий собой вели-
чину ptlplp, т. е. отношение квадрата звукового давления в произ-
вольной точке полусферы радиуса г к квадрату звукового давления,
осредненному по всем точкам измерения на поверхности 5. Обычно
измеряют в точке величину L с помощью шумомера при исполь-
зовании линейной частотной характеристики прибора.
В целях приближения числовых оценок шума к субъективному
восприятию часто применяют частотную характеристику А шумо-
мера, учитывающую особенности восприятия человеком звуков раз-
личной частоты. В этом случае полученную величину называют
уровнем звука, выраженным в дБ • А. Звуковая мощность вычисля-
ется по формуле РГ=10°’1£*_|2 Вт и с использованием приводимых
здесь определений и зависимостей. В работающем двигателе перво-
причиной возникновения акустического излучения будет осуществ-
ление рабочего процесса, связанное с подводом теплоты Qi рабоче-
му телу в цилиндре двигателя. Для сравнения качества конструкций
ДВС, заключающегося в способности преобразовать часть тепло-
вой энергии <21 в энергию звукового излучения, служит коэффи-
циент акустического излучения двигателя n„= W1Q\. Если у одного
из двигателей этот коэффициент выше, то следует считать, что его
конструкция акустически менее совершенна. Современные поршне-
вые ДВС, используемые в автомобилях и на дорожно-строительных
машинах, при работе на номинальном режиме излучают 2...3 Вт
звуковой мощности. В точках пространства вокруг работающего на
стенде двигателя на расстоянии 1 м от его поверхности возникают
уровни шума от 104 до 120 дБ.
Очень важной характеристикой шума является его спектр. Наш
орган слуха не одинаково реагирует на звуки с одной амплитудой, но
разной частоты. Спектр шума двигателя показывает распределение
энергии излучения по частотному диапазону. В спектрах шума
двигателей (рис. 8.4) присутствуют дискретные составляющие, кратные
319
Рис. 8.4. Шум дизеля в точке пространства около двигателя на расстоянии 1 м от его
боковой поверхности при л=2000 мин-1,/>е=0,5 МПа (2) и холостом ходе (2)
частоте вращения, количеству цилиндров, и сплошная область.
Октавные спектры звуковой мощности служат основной характеристи-
кой шума машины.
Акустическое излучение двигателя может существовать и в инф-
развуковой (до 20 Гц) области, однако чаще всего основная доля
звуковой энергии, излучаемой двигателем, концентрируется в об-
ласти преимущественно от 20 до 8000 Гц.
Полезной характеристикой шума является звуковая энергия,
излучаемая единицей поверхности двигателя. С ее помощью удобно
оценивать конструкцию двигателя и различные способы крепления
агрегатов на двигателе, конструкцию крышек, поддонов. В совре-
менных двигателях величина звуковой отдачи лежит в пределах
95...110 дБ А/м2.
Акустический баланс двигателя. Причинами возникновения звука
являются:
• взаимодействие колеблющегося тела со средой;
• «быстрое» выделение энергии в конечном объеме среды;
• подведение (отток) конечного количества вещества в опреде-
ленную конечную область среды;
• взаимодействие потока вещества с твердым телом.
Именно такие физические процессы одновременно или последо-
вательно возникают при осуществлении рабочего цикла. При этом
во всех случаях акустическое излучение будет следствием возмуще-
ния колебательной системы, распространения в ней колебаний и по-
следующего процесса излучения энергии колебаний в окружающее
пространство. Обратимся к рис. 8.5. На такте впуска из области
перед горловиной впускного патрубка будет происходить отток
вещества. Движущийся по впускному тракту свежий заряд будет
взаимодействовать со стенками, впускным клапаном и другими
элементами конструкции.
В результате на такте впуска возникает акустическое излучение,
которое называют шумом впуска. Излучаемая при этом звуковая
мощность обозначается И^п.
320
Рис. 8.5. Схема идеализации конструкции двигателя и возникновения акустического
излучения
При сжатии, сгорании и расширении происходит деформация
стенок камеры сгорания, что приводит к колебаниям наружных
стенок двигателя. Энергия колебаний стенок в виде звука излу-
чается в окружающее пространство. Помимо того подвод теплоты
к рабочему телу в цилиндре двигателя при сгорании также приводит
к появлению акустического излучения при сгорании И4г. Опрокиды-
вающий момент будет вызывать колебания двигателя на подвеске,
энергия которых JV в виде звука частично также будет излучаться
в окружающее пространство.
В механизмах двигателя при работе могут возникать удары
сопрягаемых деталей (клапан — седло), что приводит к шуму
Работа агрегатов, размещаемых на двигателе (вентилятор, топливо-
подающий насос и др.), приводит также к появлению шума И4г-
При выпуске происходит приток вещества в области, прилегающей
к выпускному патрубку; здесь выделится также какое-то количество
энергии. Это приводит к возникновению шума выпуска JVBun.
Если суммировать все перечисленные составляющие акустичес-
кой мощности, то получим уравнение акустического баланса двига-
теля «по рабочему циклу»:
Wa= Wcr+ JVn+ JVyj,+ JV„r,
21 -4664
321
содержащее главные составляющие шума двигателя. Возможны
другие разновидности уравнения акустического баланса. Действи-
тельно, во всех случаях акустическое излучение двигателя осуществ-
ляется горловинами впускного и выпускного трактов, а также всей
поверхностью двигателя. Опыт показывает, что элементы поверх-
ности двигателя излучают разные количества звуковой энергии.
Выделив на поверхности двигателя характерные зоны или поверх-
ности отдельных деталей (крышек, головок блока цилиндров, под-
дона, картера), а затем суммировав звуковую мощность, излуча-
емую всеми поверхностями, напишем уравнение акустического ба-
ланса двигателя «по поверхности»:
i-l
где Wt — акустическое излучение, осуществляемое i-м элементом
поверхности двигателя; т — количество элементов, на которое раз-
бита вся поверхность двигателя.
В зависимости от особенностей организации рабочего процесса
в конструкции двигателя 1 м2 его поверхности излучает удель-
ную звуковую мощность 90... 115 дБ. Часто акустическое излучение
участков поверхности двигателя, горловин трактов впуска и вы-
пуска отождествляют с действием простейших излучателей нулево-
го и первого порядка (из-за малости действием излучателей более
высоких порядков пренебрегают). Таким образом, существует
третья разновидность акустического баланса двигателя «по излуча-
телям», или
i-l j-\
где IF? — излучение нулевого порядка; к — количество излучателей
нулевого порядка; W1 — излучение первого порядка; I — количест-
во излучателей первого порядка.
Составление акустического баланса двигателя в различных мо-
дификациях дает возможность определить наиболее существенные
составляющие шума двигателя, указать причины возникновения,
изучить процесс формирования, найти наиболее рациональные пути
уменьшения шума двигателя.
8.2.2. ФИЗИКО-МАТЕМАТИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ ОБРАЗОВАНИЯ
ШУМА ДВИГАТЕЛЯ
Источники акустического излучения могут быть исследованы
с использованием простейших физических моделей, к которым мо-
гут быть сведены все источники шума двигателя. Основными эле-
322
ментами моделей являются среда, проводящая энергию колебаний,
а также колеблющаяся субстанция, являющаяся излучателем энер-
гии в окружающее пространство. Основное различие этих моделей
состоит в том, что в одном случае проводящая среда одновременно
является субстанцией, колебания которой и являются излучателем
звуковой энергии, а в другом — выделяется элемент конструкции
двигателя, который энергию колебаний практически не излучает,
а только передает ее другому элементу, являющемуся сильным
излучателем.
С использованием первой модели (рис. 8.6, а) решаются задачи,
связанные с изучением акустического излучения, производимого
корпусными деталями. Ко второй (рис. 8.6, б) сводится формализа-
ция задач, связанных с излучением звуковой энергии элементами
двигателя или его агрегатами в тех случаях, когда возмущение
передается на них через опорные связи. Согласно частотному мето-
ду акустическое излучение формально может быть описано как
результат перемножения трех частотно-зависимых комплексных ве-
личин:
SF(ico) П (ico) Z (ico) = р (ico)',
, <81>
р(ко)=-£р(0е
1 о
где SF(ico) — спектральная плотность силовых факторов, действу-
ющих на излучатель; П (ico) — передаточная функция колебатель-
ной системы излучателя; Z (ко) — коэффициент сопротивления из-
лучению; р (ico) — спектральная плотность звукового давления
в данной точке звукового поля; р (t) — изменение по времени звуко-
вого давления в измерительной волне.
Спектральная плотность силы SF(ico) получается как результат
прямого интегрального преобразования Фурье над действующей
силой F(t):
(О
SF(ico) — J F(t) е~'ш‘ dt.
о
В качестве пределов интегрирования могут быть взяты- время
начала действия силы to=0 и время окончания действия силы /.
Предполагается, что SF(ico) = 0, когда F(/)=0. Это условие может
отражать действительное развитие процесса или может быть ис-
кусственно внесено в условия решаемой задачи. Математическое
определение спектра функции требует осуществления интегриро-
вания в бесконечных пределах. Принимая во внимание линейность
21’
323
n(iw), К(ы)
П(ке>), К(а) т
V(a>)
Z(iw)
Wofcpft)
Рис. 8.6. Простейшие схемы (а, б) образования шума двигателя
спектрального преобразования, а также то обстоятельство, что
рабочие процессы двигателя и его агрегатов осуществляются в ко-
нечные промежутки времени, вне которых силовое воздействие
может быть положено равным нулю, замена бесконечных пределов
интегрирования конечными является правомерной. В конкретных
задачах анализу этого обстоятельства необходимо уделять внима-
ние, так же как и исследованиям вопросов сходимости, четности
(нечетности) подынтегральной функции и т. д.
Функция SF(ico) содержит сведения как об амплитудных, так
и о фазовых соотношениях в спектре. В большинстве технических
задач фазовая характеристика несущественна и оказывается доста-
точным иметь модуль спектра |Sf(ico)|. График этой величины часто
называют спектром функции F(t) и на основе его анализа выносят
суждение о свойствах функции F(f), в частности о ее способности
вызвать колебательное движение материальных тел и соответст-
вующее акустическое излучение. При этом основное значение имеют
величины спектральной плотности, энергия процесса и ее распреде-
ление по спектру. Величина спектральной плотности характеризует-
ся бесконечно малой амплитудой da=(l/n)Sr (ko)dco. Энергию про-
цесса оценивают величиной
Л=ХРИив)|2Л»= \F2(t)dt.
Это равенство называют теоремой Рэйли', энергия процесса
F(t) за время Д/ равна интегралу квадрата модуля спектра, вычис-
ленному в пределах от 0 до До. Следует отметить, что решение
технических задач часто связано с необходимостью определения
длительности силового импульса Д/ и ширины спектра Дсо. В этом
случае величина А будет представлять собой часть полной энергии
процесса, которая вычисляется по тем же зависимостям, но с соот-
ветствующей заменой пределов интегрирования на бесконечные.
При таком подходе можно показать, что Д/Дш=const, т. е. произ-
ведение длительности силового импульса воздействия на ширину
его спектра есть величина постоянная. Приводимые здесь опреде-
324
ления используются при исследовании сил, возникающих в двига-
теле при осуществлении рабочих процессов в его агрегатах. Они
же служат основой для формулирования условий осуществления
рабочих процессов, обеспечивающих минимальное акустическое
излучение. Самым общим положением будет условие (A/Aco)min=
=const, т. е. произведение длительности импульсной силы на ши-
рину ее спектра должно быть минимальным. Таким образом,
для уменьшения шума двигателя необходимо стремиться к таким
силовым воздействиям на детали, чтобы выполнялось условие
A/Aw-nnin.
Вторым сомножителем в произведении (8.1) является величина
П(ко) — функция передачи колебательной системы, представля-
ющая собой отношение отклика (спектр колебательной скорости)
к вызвавшему его возмущению, т. е. П (ico) = V(i(o)ISF(i(o). В общем
виде передаточная функция определяется только свойствами коле-
бательной системы: инерционными, упругими, диссипативными.
В некоторых задачах целесообразно использование понятия
обобщенной передаточной функции П*(йо), равной отношению
акустического отклика колебательной системы (спектра звукового
давления) к вызвавшему его силовому воздействию:
П* (ко) = р (ico)/SF(ia))=П (ico) Z (ico).
В этом случае функция П*(ко) описывает также способность
колебательной системы отдавать энергию колебаний в окружа-
ющую среду.
8.2.3. СНИЖЕНИЕ ШУМА ДВИГАТЕЛЕЙ
Теоретические предпосылки. Создание бесшумного двигателя не-
возможно, так же как невозможно построение вечного двигателя.
Однако вполне законна постановка задачи о конструировании ДВС,
обладающих минимально возможным акустическим излучением.
Для практической реализации заданной задачи следует рас-
смотреть прежде всего использования для этих целей виброизоля-
ции и вибропоглощения, звукоизоляции и звукопоглощения. Сово-
купность этих методов и средств при разумном их использовании
приводит к снижению шума двигателя. При конструировании
ДВС с целью снижения шума возможно и необходимо использо-
вать также такую организацию конструкции и рабочих процессов
ДВС, которые обеспечивали бы минимальное акустическое излу-
чение.
Виброизоляция (ВИ) и вибропоглощение (ВП). Передача звуко-
вой энергии от источника ее возникновения до элементов, которые
ее излучают, происходит всегда через детали двигателя.
325
Средства, применяемые в ДВС для снижения уровня звуковой
вибрации, могут воздействовать на количество излучаемой энер-
гии двумя путями: во-первых, препятствуя распространению энер-
гии колебательного движения по конструкции (виброизоляция),
во-вторых, поглощая энергию колебательного движения на пути
ее распространения (вибропоглощение). Колебательная энергия
в звуковом диапазоне частот передается по элементам конструк-
ции в виде упругих продольных, изгибных и сдвиговых волн.
В диапазоне рабочих нагрузок, характерных для элементов ДВС,
деформация пропорциональна действующим напряжениям (ли-
нейность процесса деформации). Свойства волн и их характери-
стики при распространении по простейшим элементам машиност-
роительных конструкций (стержням, пластинам) при различных
способах закрепления достаточно полно описаны в литературных
источниках. Остановимся здесь лишь на определении механи-
ческого сопротивления конструкции (импеданса). В ДВС и его
агрегатах очень широко распространено возбуждение конструк-
ции силой, приложенной в точке, по линии или по поверхности.
В такого рода задачах искомой величиной часто является мощ-
ность, передаваемая от источника возбуждения в конструкцию
и распространяющаяся по ней в виде вибрации. Величина колеба-
тельной мощности, воспринимаемая конструкцией, зависит от ее
механического сопротивления по отношению к возбуждающему
усилию.
Обычно механическое сопротивление (импеданс) конструкции на
частоте со равно
Zm=i [сот — KF/co]+HF-
Здесь принято, что возбуждаемая силой F вовлеченная в коле-
бательный процесс с амплитудой а конструкция массой т вследст-
вие инерционности противодействует возбуждению силой ат
(инерционное сопротивление). Одновременно возбуждаемая кон-
струкция обладает упругостью KF и соответствующим упругим
сопротивлением. Кроме того, конструкция обладает способностью
поглощать энергию колебаний; в этом случае сила противодейст-
вия прямо пропорциональна aRF (активное механическое сопротив-
ление).
Вещественная часть механического сопротивления представляет
собой активное механическое сопротивление, а мнимая — инерци-
онное и упругое.
Следует отметить, что мощность W, передаваемая источником
в возбуждаемую конструкцию, определяется средним во времени
значением вектора Fa (вектор Умова)
326
т
JF=~^F(t)adt.
о
Если сила F— гармоническая, то W—F2 (совф/2), где F— амп-
литудное значение силы; <р — сдвиг фазы между возбуждающей
силой F и колебательной скоростью точки приложения силы.
Из определений и простейших соотношений очевидно, что под
влиянием активной составляющей механического сопротивления
снижаются колебательная энергия, поступающая от источника
в возбуждаемую конструкцию, и сила, которая ее возбуждает. От-
метим лишь, что величина W тем меньше, чем <р ближе к ±л/2.
Равенство возможно при /1=0, т. е. при полном отсутствии погло-
щения энергии колебаний в возбуждаемой механической системе,
что практически невозможно.
При анализе виброизолирующих свойств конструкции ДВС, т. е.
при изучении распространения по нему вибрации, его принято
рассматривать как совокупность соединенных между собой в осо-
бом порядке пластин и стержней.
Наиболее широко распространено определение виброизоляции
(ВИ) соединения какого-либо препятствия в виде
BH=101g-^-,
И'црош
где И^дад — падающая энергия; И-'щ.ощ — прошедшая энергия.
Для монохроматической упругой волны, используя коэффициент
прохождения упругой волны t= И''прош/И''пад, можно получить
BH=10Ig^.
Вибропоглощение в колебательных системах принято характери-
зовать с помощью коэффициента потерь энергии r]=(oRjc.
При действии гармонической силы в простейшей колебательной
системе с массой tn, жесткостью с и внутренними потерями R за
полупериод будет рассеяна энергия
Во=0,5ло2с^.
Если учесть, что максимальная потенциальная энергия системы
Вп=га2/2, то коэффициент потерь г/= %/(этИц).
Напомним также, что декремент затухания колебаний rf=
= WojWn=n^, т. е. представляет собой отношение энергии, погло-
327
щаемой в системе, к максимальному значению потенциальной энер-
гии в системе.
Обычно на резонансе системы величина колебательного смеще-
ния обратно пропорциональна коэффициенту потерь. Вне резонанса
эти величины мало зависят одна от другой. Конструкция будет
обладать большими вибропоглощающими свойствами, если для ее
изготовления использовать материал с большим внутренним трени-
ем или применять специальные покрытия, обладающие более высо-
ким коэффициентом потерь.
Для одновременной характеристики двух качеств материала —
прочности и способности поглощать энергию колебаний — приме-
няют комплексный модуль Юнга Е=Е0(1 + 1т)).
Звукоизоляция (ЗИ) и звукопоглощение (ЗП). Под звукоизоляци-
ей понимается снижение уровня звука (шума), поступающего
к приемнику, вследствие отражения звуковых волн от препятствий
на пути передачи. Звукоизолирующий эффект возникает всегда
при прохождении звуковой волны через границу раздела двух раз-
ных сред. Чем больше энергия отражения волн, тем меньше энергия
прошедших и, следовательно, тем больше звукоизолирующая спо-
собность границы раздела сред. Чем больше часть звуковой энергии
поглощается преградой, тем больше ее звукопоглощающая способ-
ность.
Характеристиками звукоизолирующей способности преграды
служат разности уровней Д, и Lx по обе стороны от бесконечной
преграды и ЗИ=£0—Z,I=201g(po/p1). Величина ЗИ при нормальном
падении звука определяется только массой единицы поверхности
пластины и не зависит от других характеристик звукоизолирующей
преграды. Эту зависимость называют законом массы:
ЗИ=201g (comjpc).
Максимального снижения шума ДВС можно добиться лишь
в том случае, если в процессе разработки двигателя (его конструк-
ции и рабочего процесса) будут приняты соответствующие этому
решения.
Применение различных экранов, капотов и капсул связано со
значительными дополнительными затратами как в производстве,
так и в эксплуатации, а в ряде случаев и с ухудшением топливной
экономичности. Поэтому они, безусловно, более целесообразны
в том случае, если конструкция двигателя соответствует оптималь-
ным акустическим показателям и обеспечивает минимальное аку-
стическое излучение.
Термодинамические циклы, осуществляемые в ПДВС, включают
процесс сжатия, который определяет предельный по минимуму
акустического излучения спектр силы давления газов. Если для
328
определенности дальнейших сравнений принять ширину спектра до
частоты, соответствующей спектральной плотности 10“ 5 МПа с, то
ширина импульса силы (Гц) при прокручивании будет численно
равна четверти частоты вращения вала. Эта ширина спектра явля-
ется минимальной, и любое нарушение формы импульса, связанное
с подводом теплоты к рабочему телу, будет приводить к расшире-
нию спектра действующей силы, что можно оценить степенью
расширения спектра р:
Любое расширение спектра действующей силы всегда связано
с увеличением шума при сгорании. Из множества законов подвода
теплоты к РТ рациональными будут те, которые удовлетворяют
условию p-nnin. Такая совокупность законов подвода теплоты
существует всегда. Поиск такого множества применительно к дизе-
лю с полусферической камерой сгорания в поршне показал, что
возможно осуществление рабочих циклов с примерно одинаковой
экономичностью, но с существенно различными уровнями шума
при сгорании:
Д* дБ-А ............................ 105 100 95
gt ..................................... 176...178 178 180...181
При разработке ПДВС очень часто возникает необходимость
расчетных оценок спектров индикаторной диаграммы, передаточ-
ной функции и на этой основе акустической мощности, излучаемой
двигателем. Такие оценки называют акустическим расчетом двига-
теля. Расчетным путем можно получить все основные составля-
ющие акустического баланса двигателя. Естественно, при этом ис-
пользуются некие идеализированные представления о механизме
возникновения акустического излучения. Например, шум при про-
цессе сгорания является следствием воздействия импульсов давле-
ния в цилиндре на механическую колебательную систему, которой
является конструкция его корпусных элементом.
Акустический расчет ДВС включает в общем виде:
• расчет уровней и спектров индикаторных диаграмм на основе
моделирования рабочих процессов или возмущающего фактора;
• определение обобщенной акустической частной характеристи-
ки двигателя или звукопроводящей структуры;
• расчет уровней и спектров звуковой мощности по составля-
ющим акустического баланса двигателя.
Моделирование рабочего цикла может быть реализовано поша-
говым определением его параметров по углу поворота коленчатого
вала или с использованием аналитических функций, описывающих
329
различные участки индикаторной диаграммы (сжатие, сгорание,
расширение).
При моделировании передаточной функции наиболее общие ее
закономерности могут быть определены при представлении рас-
сматриваемого двигателя эквивалентной ци пинд рической оболоч-
кой, имеющей массу, площадь наружных поверхностей, длину, ко-
эффициент Пуассона, модуль Юнга и плотность материала такие
же, как у рассматриваемого двигателя. Искомая функция представ-
ляет собой отношение звуковой мощности акустического излучения
к квадрату силы давления газов.
В ряде случаев вместо цилиндрической оболочки принимают
совокупность оболочек, каждая из которых эквивалентна самосто-
ятельной колебательной системе, например картеру и блоку. При
таком подходе достаточно точно описывается передаточная функ-
ция двигателя, которая представляется суммой передаточных фун-
кций элементов блок-картера. При проведении акустических рас-
четов и составлении эквивалентных расчетных схем необходимы
сведения о некоторых характеристиках двигателя, в частности,
таких, как поверхность, длина, масса, физические константы. Ча-
ще всего для определения геометрических параметров и физиче-
ских констант, ими определяемых, используются проектные ре-
шения.
Иногда для этих целей применяют статистические данные. Су-
ществует достаточно большое количество работ, где приводятся
статистические зависимости массы от Ne, i, D, к= S/D, п, Е.
Сложнее решается вопрос с нахождением такой физической кон-
станты, как коэффициент потерь. Для его определения были прове-
дены многочисленные опыты, которые дали зависимость, приведен-
ную на рис. 8.7.
Отметим здесь, что полученные данные свидетельствуют о ре-
шающем влиянии на коэффициент потерь конструкционного тре-
ния между сопряженными элементами конструкции двигателя
Рис. 8.7. Зависимость коэффициента
потерь f] в конструкции двигателя от
частоты /:
х — двигатель 44 7,6/8 (ВАЗ-341); Д — дви-
гатель 44 8,2/7 (АЗЛК);---аппроксими-
рующая кривая
330
и малой зависимости его от величины внутренних потерь в мате-
риале.
Принципиально методически одинаково решаются задачи при
аналитических оценках шума, возникающего при механических
ударах в кривошипно-шатунном и газораспределительном меха-
низмах, работе топливоподающей системы в дизелях.
На рис. 8.8 представлены спектры индикаторных диаграмм, ко-
торые были получены на двигателях с различным смесеобразова-
нием и при различных известных способах воздействия на рабочий
процесс. При широкой вариации способов организации рабочего
Рис. 8.8. Спектры индикаторных диаграмм дизеля с различными камерами сгорания:
1— ре=0,675 МПа; 2— рс=0,411 МПа; 3— ре=0,532 МПа; 4 —ре=0,372 МПа; 5— ре=
=0,601 МПа; 6 — рс=0,412 МПа; 7 — рв=0,548 МПа; Я — ре=0,385 МПа
331
Рис. 8.9. Спектры индикаторных диа-
грамм двигателей КамАЗ при п=
=2200 мин-1:
1 — дизель КамАЗ; 2 — газовый двигатель
Рис. 8.10. Общие уровни звуковой мощ-
ности двигателя КамАЗ:
1 — дизель КамАЗ; 2 — газовый двигатель
процесса ширина спектров меняется в пределах 2...6 октав. Это
очень широкий диапазон.
В дизелях спектры индикаторных диаграмм шире, чем в двига-
телях с искровым зажиганием. Тенденция повышения степени
сжатия в бензиновых двигателях увеличивает ширину спектра
и шум при сгорании. Опыт показывает, что конвертирование
дизелей на газовое топливо является мощным средством сниже-
ния шума при сгорании.
Применение природного сжатого газа в качестве топлива в ди-
зеле КамАЗ (рис. 8.9) позволило получить рабочий процесс с ин-
дикаторной диаграммой, спектр которЬй на три октавы уже, чем
аналогичный спектр при традиционном рабочем процессе. Общий
шум двигателя при этом снизился на 6...10 дБ-А практически на
Рис. 8.11. Акустическая мощ-
ность двигателей КамАЗ:
1 — дизель КамАЗ; 2 — газовый
двигатель
всех скоростных и нагрузочных режи-
мах (рис. 8.10, 8.11). Это показывает,
что методы организации рабочего
процесса с использованием традици-
онных способов смесеобразования
в сочетании с рабочими процессами
на газовом топливе предоставляют
широкие возможности для обеспече-
ния норм по шуму в перспективных
ДВС при высокой топливной эконо-
мичности и выполнении требований
по токсическим характеристикам.
8.3. ТОКСИЧНОСТЬ ОТРАБОТАВШИХ ГАЗОВ
8.3.1. ОБРАЗОВАНИЕ ТОКСИЧНЫХ ВЕЩЕСТВ.
НОРМИРУЕМЫЕ ТОКСИЧНЫЕ ВЕЩЕСТВА
Сгорание топлива в цилиндрах ДВС сопровождается образо-
ванием большого количества различных токсичных веществ, ко-
торые состоят из продуктов неполного сгорания и термического
разложения углеводородов топлива, оксидов азота, соединений
серы и свинца.
Оксид углерода (СО) образуется во время сгорания при недо-
статке кислорода, в ходе холоднопламенных реакций в дизелях или
при диссоциации СО2 (главным образом в двигателях с искровым
зажиганием).
В ДсИЗ основное влияние на образование СО оказывает состав
смеси: чем она богаче, тем выше концентрация СО. В дизелях
образовавшийся СО окисляется затем до СО2, поэтому концент-
рация СО в отработавших газах невелика и зависит в основном от
качества процесса смесеобразования: чем оно лучше, тем меньше
образуется СО.
Симптомы отравления организма газом СО: головная боль,
сердцебиение, затруднение дыхания и тошнота. У водителей осла-
бляется внимание и замедляется реакция.
Углеводороды (СН) состоят из исходных или распавшихся моле-
кул топлива, которые не принимали участия в сгорании. Углеводо-
роды появляются в ОГ вследствие гашения пламени вблизи от-
носительно холодных стенок камеры сгорания, в «защемленных»
объемах, находящихся в вытеснителях и в зазоре между поршнем
и цилиндром над верхним компрессионным кольцом.
В дизелях углеводороды образуются в переобогащенных зонах,
где происходит пиролиз молекул топлива. Если в процессе расшире-
ния в эти зоны не поступит достаточное количество кислорода, то
СН окажется в составе ОГ. Углеводороды могут выбрасываться
в атмосферу вследствие пропусков воспламенения, негерметичности
выпускного клапана или системы вентиляции картера, а также из-за
испарения бензина в топливном баке и карбюраторе.
Количество различных индивидуальных углеводородов, входя-
щих в эту группу токсичных веществ, превышает 200.
Особое значение имеют выбросы бензола, толуола, полицик-
лических ароматических углеводородов (ПАУ) и в первую очередь
бенз-а-пирена (С2оН|2). Эта группа высокотоксичных веществ об-
разуется в результате пиролиза легких и средних фракций топлива
при температуре 600...700 К. Такие условия возникают во время
рабочего хода в цилиндре вблизи его холодных поверхностей при
наличии там недостатка кислорода. Количество ПАУ в ОГ тем
333
больше, чем выше концентрация в топливе бензола. ПАУ относится
к так называемым канцерогенным веществам, они не выводятся из
организма человека, а со временем накапливаются в нем, способст-
вуя образованию злокачественных опухолей.
Сажа и твердые частицы. Сажа представляет собой твердый
продукт, состоящий в основном из углерода. Кроме углерода в саже
содержится 1...3% (масс.) водорода.
Сажа образуется при температуре выше 1500 К в результате
объемного процесса термического разложения (пиролиза) при силь-
ном недостатке кислорода. Формально реакция пиролиза выража-
ется уравнением:
C„HmiinC+^H2
2
Начало образования сажи имеет место, когда а меньше 0,3...0,7
и зависит от температуры и давления газов, а также от вида
топлива. При одинаковом количестве атомов углерода по степени
увеличения склонности к образованию сажи углеводороды распола-
гаются следующим образом: парафины, олефины, ароматики.
При сгорании в двигателях с искровым зажиганием концент-
рационные пределы воспламенения смеси не совпадают с указан-
ными пределами начала образования сажи. Поэтому содержание
сажи в ОГ двигателей с искровым зажиганием незначительно.
При сгорании в дизелях к зонам пламени (а «1,0) с высокой
температурой примыкают зоны с богатой смесью, где при диф-
фузионном догорании и малом доступе кислорода создаются бла-
гоприятные для пиролиза условия. Большая часть частиц сажи
имеет размеры 0,4...5 мкм. Концентрация частиц сажи в ОГ зависит
и от выгорания ее в процессе расширения, когда к частицам
поступает кислород. Наличие сажи в ОГ обусловливает черный
дым на выпуске.
Сажа представляет собой механический загрязнитель носоглот-
ки и легких. Однако большая опасность связана со свойством сажи
накапливать на поверхности своих частиц канцерогенные вещества
и служить их переносчиком.
Сажа — не единственное твердое вещество, содержащееся в ОГ.
Другие твердые вещества образуются из содержащейся в дизтоп-
ливе серы, а также в виде аэрозолей масла и несгоревшего топлива.
Кроме того, в ОГ могут находиться продукты износа цилиндра. Все
вещества, которые оседают на специальном фильтре при прохожде-
нии через него ОГ, получили общее название — «частицы».
Содержание в ОГ продуктов неполного сгорания (СО, СН и са-
жи) нежелательно не только из-за их токсичности, но и потому, что
при неполном сгорании топлива недовыделяется часть теплоты,
а это обусловливает ухудшение экономических показателей двига-
теля.
334
Оксиды азота (NOX). Если температура в цилиндре превышает
2000 К, то азот и кислород воздуха вступают в химическое взаимо-
действие по цепному механизму:
N2 + О NO + N - 316 кДж/(К моль),
N+О2 NO + О +136 кДж/(К’моль).
Определяющей является верхняя реакция, скорость которой за-
висит от концентрации атомарного кислорода. При сгорании в ци-
линдрах ДВС образуется главным образом оксид азота NO (свыше
95% от количества всех оксидов азота). В двигателе с искровым
зажиганием окисление азота и образование NO происходят за фрон-
том пламени в зоне продуктов сгорания, где достигаются наивыс-
шие температуры. Образование NO сильно увеличивается с ростом
температуры газов и концентрации кислорода.
При сгорании в дизеле образование NO определяется локаль-
ным составом смеси и температуры. Наибольшее количество NO
образуется в тех зонах заряда дизеля, которые сгорают первыми
и имеют наибольшее время пребывания при температуре выше
2200 К.
С другой стороны, выход NO зависит от скорости охлаждения
продуктов сгорания. Установлено, что при а >1,0 в процессе рас-
ширения, когда температура газов в цилиндре уменьшается, концен-
трация оксида азота не снижается до равновесной, а остается на
уровне максимальной, т. е. имеет место так называемая «закалка».
При работе двигателя с искровым зажиганием при а < 1 «закалка»
не наблюдается. Вне цилиндра двигателя (в выпускной системе
и в атмосфере) NO окисляется до NO2 (диоксид азота), токсичность
которого значительно больше.
NO2 оказывает негативное воздействие на слизистые оболочки
глаз и носа, а также на нервную систему.
Ненормируемые токсичные вещества
Свинец и сера. Примерно 5О...7О% свинца, находящегося в бен-
зине, выходит вместе с ОГ в атмосферу в форме свинцовых солей,
т. е. в виде частиц диаметром меньше 1 мкм. Эти частицы проника-
ют в организм человека вместе с воздухом и через кожу. Соедине-
ния свинца очень ядовиты и не выводятся из организма, накаплива-
ясь в нем. Они негативно воздействуют на центральную нервную
систему, вызывая нервные и психические расстройства.
Сера, содержащаяся главным образом в дизельном топливе,
выбрасывается в атмосферу в форме диоксида SO2, который
очень вреден для растений и неблагоприятно воздействует на
335
дыхательные пути, а также вызывает раздражение глаз и носо-
глотки.
Присутствие в ОГ соединений свинца и серы делает невозмож-
ным использование нейтрализаторов (см. 8.3). Снижение выбросов
свинца, серы и их соединений обеспечивается ограничениями на со-
держание РЬ и S в топливе. Состав ОГ дизелей и двигателей
с искровым зажиганием заметно различается (см. табл. 8.2).
Озон, смог, кислотные дожди
и парниковый эффект
При наличии в атмосфере углеводородов (или их радикалов),
оксидов азота и оксида углерода при интенсивном ультрафиолето-
вом излучении солнца образуется озон Оз, являющийся сильнейшим
окислителем и вызывающий при соответствующей концентрации
ухудшение самочувствия людей.
При высоком содержании в малоподвижной и влажной атмос-
фере NO2, О3 и СН возникает туман коричневатого цвета, который
получил название «смог» (от англ, smoke — дым и fog — туман).
Смог является смесью жидких и газообразных компонентов, он
раздражает глаза и слизистые оболочки, ухудшает видимость на
дорогах.
В атмосфере диоксид серы и оксиды азота, взаимодействуя
с водяным паром, образуют кислоты, которые выпадают на землю
вместе с дождем («кислотный дождь») и наносят большой вред
растениям, зданиям и ускоряют процессы коррозии металлов.
В верхних слоях атмосферы располагается смесь газов, состо-
ящая на 60...90% из водяного пара. Эта смесь газов препятствует
отводу теплоты с инфракрасным излучением от поверхности нашей
планеты, повышая ее среднюю температуру на 33 °C (от —18 до
+ 15 °C). В увеличении средней температуры на поверхности Земли
и заключается «парниковый» эффект.
Из всех антропогенных парниковых газов главное значение име-
ет СО2. Поэтому снижение антропогенных выбросов СО2 стало
острой экологической проблемой.
8.3.2. НОРМИРОВАНИЕ ТОКСИЧНОСТИ ОТРАБОТАВШИХ ГАЗОВ
ДВИГАТЕЛЕЙ С ИСКРОВЫМ ЗАЖИГАНИЕМ
Основные пути снижения токсичности отработавших газов
Снижение токсичности ОГ до допустимых пределов представля-
ет собой сложную научно-техническую задачу, при решении кото-
рой большое значение имеет стоимость тех или иных мероприятий,
336
а также необходимость обеспечения сохранения высоких экономи-
ческих, энергетических и других показателей двигателей.
Исторически снижение токсичности ОГ осуществлялось в пер-
вую очередь путем совершенствования традиционных процессов
смесеобразования и сгорания при одновременной оптимизации
управления двигателем. Практика показала, что достичь при этом
уровня токсичности ОГ, требуемого законодательством разви-
тых стран, нельзя. Поэтому получил широкое применение второй
путь — нейтрализация ОГ в системе выпуска, при которой токсич-
ные газы (СО, СН и NOX), вышедшие из цилиндров двигателя,
нейтрализуются в системе выпуска до выброса их в атмосферу.
Использование этих двух путей не позволяет устранить выбросы
соединений свинца, SO2 и ПАУ до уровня, обеспечивающего непре-
вышение ПДК. Это вызывает необходимость использовать третий
путь — ограничивать содержание в топливе свинца, серы и арома-
тических углеводородов.
Четвертый путь снижения вредных выбросов с ОГ связан с улуч-
шением топливной экономичности двигателей (снижением рас-
хода углеводородного топлива) или с переходом к альтернатив-
ным топливам, в том числе не содержащим углерода (например,
водород).
Уменьшение токсичности ОГ достигается в результате законода-
тельного ограничения выброса вредных веществ. С этой целью
разработаны стандарты и правила, устанавливающие нормы на
допустимые выбросы СО, СН и NOX. Кроме того, для дизелей
установлены нормы на дымность ОГ. В последнее время от нор-
мирования дымности ОГ многие страны перешли к нормированию
частиц. С ростом автомобильного парка периодически вводятся все
более жесткие нормы. Для того чтобы заводы могли своевременно
разрабатывать мероприятия, требующиеся для выполнения законо-
дательных норм, они публикуются заблаговременно.
В настоящее время существуют разные стандарты, разрабо-
танные для США, Европы и Японии, представляющих собой
регионы с наиболее жестким нормированием выбросов. Наши
стандарты уже сейчас во многом идентичны Правилам № 83 и 49
ЕЭК ООН.
В РФ действует комплекс стандартов на токсичность ОГ двига-
телей с искровым зажиганием (рис. 8.12).
Первый вид испытаний — контроль в эксплуатационных услови-
ях производится работниками ГИБДД, санитарных служб или на
станциях технического обслуживания. Эти испытания отличаются
необходимой для массового использования простотой и выполня-
ются при помощи дешевых и небольших газоанализаторов.
22 - 4664
337
Рис. 8.12. Комплекс ставдартов на токсичность отработавших газов двигателей
с искровым зажиганием (в скобках указан соответствующий тип испытаний)
Второй вид испытаний (официальное утверждение, периодичес-
кие и инспекционные) требует специального дорогого и сложного
оборудования и газоанализаторов, он позволяет получить более
полную информацию о токсичности ОГ автомобиля.
В стандартах указываются, на какие автомобили они распрост-
раняются, методика, режимы и объем испытаний, требования к обо-
рудованию и точности измерений, порядок обработки результатов
измерений, а также нормы на предельно допустимые выбросы
вредных веществ.
Контроль токсичности отработавших газов
при эксплуатации автомобилей
В соответствии с ГОСТ 17.2.2.03 — 87 и ГОСТ Р 17.2.02.06 — 99
этот контроль осуществляется для всех автомобилей с массой не
менее 400 кг, оснащенных бензиновыми и газовыми двигателями.
На неподвижном автомобиле с прогретым двигателем проверя-
ется содержание СО и СН в ОГ на двух режимах холостого хода:
при минимальной частоте вращения, указанной предприятием-
изготовителем, и при повышенной частоте вращения в диапазоне
(3000 ±100) мин-1.
Предельно допустимое содержание СО и СН указано в ГОСТах.
338
Контроль токсичности отработавших газов
на стенде с беговыми барабанами
Испытания автомобиля по ГОСТ Р 41.83 — 99 проводят на
динамометрическом стенде с беговыми барабанами. Этот стан-
дарт распространяется на автомобили с полной массой от 400 до
3500 кг.
Стенд позволяет реализовать заданную программу движения
(заданное изменение скорости в зависимости от времени) в соответ-
ствии с принятым ездовым циклом путем воздействия на орган
управления двигателем (дроссельную заслонку или рейку топлив-
ного насоса высокого давления). При этом тормозное (нагружа-
ющее) устройство стенда с беговыми барабанами должно обеспечи-
вать нагружение двигателя в соответствии с массой автомобиля.
Имитация инерционных нагрузок при разгоне и торможении авто-
мобилей обеспечивается выбором соответствующих сменных инер-
ционных масс.
Рис. 8.13. Автомобиль на беговых барабанах (а) и пробоотборник постоянного
объема (б):
1 — фильтр; 2 — пробоотборный насос; 3 — вентиль; 4 — расходомер; 5 — манометр; б — ро-
тационный насос; 7 — датчик температуры; Я — теплообменник; 9 — центробежный фильтр;
10 — смеситель
22*
339
Отбор ОГ для их анализа осуществляется при помощи пробо-
отборника постоянного объема (ППО). ППО предназначен для
смешивания ОГ с атмосферным воздухом и измерения общего
объемного расхода смеси ОГ и разбавляющего воздуха. Этот рас-
ход остается неизменным независимо от режима движения автомо-
биля, что обеспечивается калиброванным ротационным насосом
6 (рис. 8.13) или критическими соплами.
Степень разбавления ОГ должна быть такой, чтобы ни на одном
режиме движения по ездовому циклу не происходило конденсации
паров в емкостях для сбора разбавленных газов.
Часть воздуха, добавляемого к ОГ, а также разбавленные ОГ
отбираются для анализа через фильтры 7, пробоотборные насосы 2,
вентили 3 и расходомеры 4 в эластичные емкости. При этом мас-
совый расход разбавленных ОГ, отбираемых для анализа, должен
быть на всех режимах прямо пропорционален их суммарному мас-
совому расходу.
Так как состав разбавляющего воздуха и воздуха, поступающего
в двигатель, один и тот же, то анализ этого воздуха позволяет
исключить из выбросов СО, СН и NOX с ОГ ту их часть, которая
поступила в цилиндры из атмосферы.
Теплообменник 8 поддерживает температуру смеси ОГ с возду-
хом перед измерительным устройством в пределах +6 град от
заданной регулятором (на схеме не показан) величины.
Анализ СО и СО2 проводится недисперсным инфракрасным
газоанализатором, СН — ионизационно-пламенным, NOX — хеми-
люминесцентным.
Отбор проб для анализа СН по требованиям стандарта ор-
ганизуется так, чтобы исключить конденсацию СН на пути от точки
отбора до газоанализатора (при отборе всей пробы в одну емкость).
Обработка результатов испытаний по уравнениям, приведенным
в стандарте, позволяет получить величины выбросов СО, СН и NOX
в г/испытание или г/км.
По ГОСТ Р 41.89 — 99 после запуска двигателя четыре раза
повторяется показанный на рис. 8.14 так называемый городской
цикл (тест ЕСЕ), продолжающийся в общей сложности 780 с.
Рис. 8.14. Европейский ездовой цикл (тест ECE+EUDC)
340
Высокоскоростная часть (тест EUDC) выполняется сразу же
после четырех городских циклов. По ГОСТ Р 41.83 — 99 нормы на
выброс СО, СН и сумму СН и NOX в г/км для автомобилей с
полной массой до 3500 кг не зависят от рабочего объема двигателя
(табл. 8.3).
Таблица 8.3
Стандарт Год вве- дения Тип двигателя Норма выброса
со, г/км CH+NOX, г/км Части- цы, г/исп. Испа- рения, г/исп.
Евро II 1996 Бензиновый Дизель 2,2 1,0 0,5 0,7 0,08 2
Евро III 2000 Бензиновый и га- зовый Дизель 2,3 0,64 0,2+0,15 0,56 0,05 2
Евро IV 2005 Бензиновый и га- зовый Дизель 1Д 0,5 0,1+0,08 0,3 0,025 2
Стендовые испытания двигателя по 13-режимному циклу
В РФ этим испытаниям в соответствии с ГОСТ Р 51832 — 2001
подвергаются при официальном утверждении, периодических и ин-
спекционных испытаниях двигатели с искровым зажиганием (бен-
зиновые и газовые), используемые для автомобилей с полной мас-
сой более 3,5 т и автобусов с количеством мест более 12.
Стандарт предусматривает определение удельных выбросов
СО, СН и NOX с ОГ двигателя, установленного на тормозном
стенде, при выполнении тринадцати заданных установившихся ре-
жимов (см. рис. 8.27).
Анализ ОГ на содержание СО, СН, NOX и СО2 должен выпол-
няться при помощи быстродействующих газоанализаторов непре-
рывного действия непосредственно в процессе испытаний. При ис-
пытаниях должны измеряться: частота вращения коленчатого вала,
разрежение во впускной системе, атмосферное давление, расход
топлива, температура окружающего воздуха и крутящий момент
двигателя. По уравнениям, приведенным в ГОСТ Р 51832 — 2001,
по экспериментально замеренным величинам определяются удель-
ные выбросы СО, СН и NOX в г/(кВт-ч) или г/(л.с. -ч).
341
Другие виды испытании
Контроль отсутствия выброса картерных газов (ГОСТ Р
41.83 — 99, испытание типа III) на практике проводится редко.
ГОСТ Р 41.83 — 99 предусматривает контроль выброса углеводо-
родов с испарениями бензина (испытания типа IV). С 2003 г. для
новых моделей легковых автомобилей вводится пятый тип испыта-
ний, которые требуется проводить при температуре окружающего
воздуха —7 °C, они состоят из четырех городских циклов (тест
ЕСЕ). Допустимый выброс СН не должен превышать 1,8 г/км,
а СО — 15 г/км. Этот тип испытаний вводится с целью снижения
выбросов СН и СО при запуске холодного двигателя и его прогреве.
Испытания типа VI — ресурсные.
8.3.3. СНИЖЕНИЕ ТОКСИЧНОСТИ ОТРАБОТАВШИХ ГАЗОВ
ДВИГАТЕЛЕЙ С ИСКРОВЫМ ЗАЖИГАНИЕМ
Для снижения токсичности ОГ используется большое количест-
во различных мероприятий, включая применение специальных ан-
титоксичных устройств и целых систем. Выбор той или иной стра-
тегии зависит от уровня токсичности ОГ, который требуется обес-
печить.
Совершенствование систем топливоподачи
и зажигания
Определяющее влияние на состав ОГ оказывает состав смеси
(рис. 8.15). Возрастание концентрации в ОГ таких компонентов, как
СО и СН, по мере обогащения смеси объясняется увеличением
дефицита кислорода. С другой стороны, на очень бедных смесях
концентрация СН увеличивается из-за появляющихся пропусков
воспламенения.
Концентрация NOX по мере обеднения смеси до а» 1,05 воз-
растает вследствие увеличения количества О2 в ОГ и температуры
в процессе сгорания. При дальнейшем обеднении смеси определя-
ющее значение приобретает снижение температуры сгорания.
С другой стороны, угол опережения зажигания <роз также сильно
влияет на выброс NOX и СН (рис. 8.16).
Это влияние связано с тем, что при увеличении <роз возрастает
температура процесса сгорания, а вместе с ней и количество образу-
ющихся NOX. С уменьшением <роз сгорание все больше переносится
на линию расширения, возрастает температура ОГ в конце процесса
расширения и в системе выпуска, что обеспечивает более полное
окисление СН.
342
Рис. 8.15. Влияние а на состав от-
работавших газов
Рис. 8.16. Влияние <роэ на выброс
NOX в СН
Поэтому на начальном этапе борьбы за снижение токсичности
ОГ использовался главным образом комплекс мероприятий, напра-
вленных на увеличение полноты сгорания топлива путем оптимиза-
ции дозирования горючей смеси и более надежного и стабильного ее
поджигания.
Определенный вклад в снижение токсичности ОГ двигателей
с искровым зажиганием внесло использование сжатого и сжижен-
ного газов. В этом смысле сжиженный газ менее эффективен, так
как уменьшение токсичности ОГ достигается главным образом
в результате сжигания более бедных смесей, чем при работе на
бензине.
Перевод двигателей на питание сжатым природным газом дает
более заметный экологический эффект из-за значительного отличия
элементного состава природного газа и бензина. Например, при
испытаниях в среднем регистрируется выброс СО в два раза, СН на
15...40%, a NOX на 15% меньше норм по ГОСТ Р 41.83 — 99.
Одновременно при работе на сжатом газе регистрируется меньший
выброс СО2 и отсутствие в ОГ тяжелых углеводородов.
Резервы снижения токсичности ОГ двигателей с искровым зажи-
ганием указанными выше способами к настоящему времени прак-
тически исчерпаны, и это потребовало разработки и применения
специальных мероприятий.
343
Рециркуляция отработавших газов
Рециркуляция осуществляется посредством перепуска отрабо-
тавших газов из системы выпуска во впускную систему (рис. 8.17).
В двигателях с переменными фазами газораспределения при раннем
открытии впускного или раннем закрытии выпускного клапана
больше отработавших газов остается в цилиндре, благодаря чему
обеспечивается так называемая «внутренняя рециркуляция». В ре-
зультате этого возрастает масса рабочей смеси (с соответствующим
увеличением ее теплоемкости), что обусловливает уменьшение тем-
пературы сгорания, а значит, и уменьшение образования оксида
азота. Следовательно, рециркуляция ОГ используется для уменьше-
ния выбросов NOX.
При рециркуляции несколько уменьшаются насосные потери
в процессе впуска, что создает предпосылки для улучшения топлив-
ной экономичности двигателя. Кроме того, при рециркуляции сни-
жаются потери на диссоциацию и теплоотдачу, а термический КПД
цикла возрастает (из-за снижения теплоемкости вследствие умень-
шения температуры и соответствующего увеличения показателя
адиабаты продуктов сгорания).
С другой стороны, по мере увеличения рециркуляции ОГ затяги-
вается процесс тепловыделения, усиливается непроизводимость по-
следовательных циклов и возрастает выброс СН.
Вследствие совместного действия перечисленных факторов с ро-
стом рециркуляции ОГ экономичность двигателя сначала несколько
улучшается, а затем ухудшается, что и ограничивает целесообраз-
ную степень рециркуляции 7^:
Рис. 8.17. Схема системы рециркуляции отработавших газов:
1 — электронный блок управления; 2 — датчик положения дроссельной заслонки; 3 — клапан
рециркуляции с электроприводом; 4 — Л-зонд; 5 — нейтрализатор
344
Rc=----—-----100,
MX+MB+MR
где MR, Mt, Mb — масса рециркули-
рующих газов, топлива и воздуха
соответственно.
Практика показала, что при 7^=
= 15...20% уменьшение выброса NOX
может достигать 60...80% (рис. 8.18).
Ухудшение топливной экономич-
ности наблюдается обычно при
7?c>10%. При этом в двигателях
с быстрым сгоранием увеличение
ge начинается при больших значени-
ях Д;.
Рис. 8.18. Влияние степени рецир-
куляции Rc на выброс NOX и СН
Чтобы избежать большого уве-
личения ge и выброса СН, обычно
Ис не превышает 20%.
В зависимости от нагрузки двигателя оптимальную степень
рециркуляции необходимо изменять: с увеличением нагрузки воз-
растает максимальная температура цикла и обедняется горючая
смесь, поэтому Лс следует увеличивать. При полном открытии
дроссельной заслонки рециркуляция ОГ не позволит получить мак-
симальную мощность, поэтому целесообразно на этих режимах
обеспечить Л^=0.
Изменение Д. в зависимости от нагрузки осуществляется специ-
альным клапаном рециркуляции с пневмоприводом.
Подачу ОГ во впускной трубопровод организуют таким об-
разом, чтобы обеспечить равномерное их распределение по всем
цилиндрам двигателя. В более совершенных системах рециркуляции
используется электропривод клапана, что позволяет реализовать
более выгодный закон изменения Лс в зависимости от режима
работы двигателя.
Большое значение придается работе системы на переходных
режимах. Время открытия и закрытия клапана не превышает
20... 100 мс, что способствует значительному снижению выбросов
NOX при испытаниях по ездовым циклам.
Нейтрализация отработавших газов
Устройства, предназначенные для обработки ОГ в выпускной
системе двигателя, называются нейтрализаторами.
Окислительные каталитические нейтрализаторы. Эти нейтрализа-
торы служат для окисления СО и СН, они эффективно работают
345
при температуре 300...800 °C. При более высокой температуре и осо-
бенно при использовании этилированного бензина наступает быст-
рая дезактивация нейтрализатора. В качестве катализаторов ис-
пользуют платину и палладий. Окислительные нейтрализаторы при
а< 1 требуют применения специальных воздушных насосов, а также
оставляют нерешенной проблему выбросов NOX.
Трехкомпонентные каталитические нейтрализаторы. Для нейтра-
лизации NO используются реакции его восстановления до азота
N2 и аммиака NH3. В качестве восстановителей используются нахо-
дящиеся в ОГ СО, СН и Н2. При работе двигателя на стехиомет-
рической смеси основным продуктом восстановления NO является
N2, а на богатых смесях больше образуется NH3.
Для снижения стоимости нейтрализатора применяют триме-
таллический катализатор: платина, палладий, родий в соотноше-
нии 1:16:1 или 1:28:1. На один нейтрализатор расходуется от 1,5
до 3 г платины. Применение этилированного бензина при исполь-
зовании системы с трехкомпонентным нейтрализатором недопу-
стимо.
При восстановлении NO одновременно происходит окисление
СО и СН. Такой нейтрализатор называется трехкомпонентным
или бифункциональным, т. е. восстановительным и окислитель-
ным.
Степень каталитического превращения различных газов в ней-
трализаторе оценивают коэффициентом преобразования
100%
Рис. 8.19. Зона эффективной ра-
боты трехкомпонентного ней-
трализатора
где К — коэффициент преобразова-
ния f-го компонента; CiBX, С1ша —
концентрация этого компонента на
входе и на выходе из нейтрализато-
ра соответственно.
Наибольшая величина К, (рис.
8.19) одновременно по трем норми-
руемым компонентам (j^«0,9) до-
стигается при работе двигателя на
слегка обогащенной смеси (а=0,98...
...0,99), так как в этом случае количе-
ство кислорода, освобождающегося
при восстановлении NO, оказывает-
ся достаточным для окисления Н2,
СО и СН. Вблизи стехиометриче-
346
Рис. 8.20. Схема управления топливоподачей по сигналу 2-зонда:
1 — электронный блох управления; 2 — трехкомпонентный нейтрализатор; 3 — 2-зовд; 4 — эле-
ктромагнитная форсунка; 5 — измеритель расхода воздуха
ской смеси коэффициенты преобразования изменяются очень резко,
поэтому для эффективной работы нейтрализатора требуется обес-
печить поддержание состава смеси (а~ 1) с высокой точностью, что
удается достичь только путем использования систем впрыскивания
топлива с электронным управлением с отрицательной обратной
связью (рис. 8.20).
Длительность впрыскивания задается электронным блоком
управления 1 в зависимости от сигналов измерителей расхода воз-
духа и частоты вращения, а также от сигнала кислородного датчика
(2-зонд). На режимах пуска и прогрева длительность впрыскивания
корректируется в зависимости от температурного состояния двига-
теля и температуры воздуха.
При переходе состава смеси через
стехиометрическое значение в область
обедненных смесей напряжение на выхо-
де кислородного датчика резко снижает-
ся от 700...1000 до 50...100 мВ (рис. 8.21).
Характеристика 2-зонда позволяет опре-
делить стехиометрический состав сме-
си с погрешностью не более ±0,5%.
Наиболее эффективная работа 2-
зоцда происходит при t= 850...900 °C.
При температуре свыше 900 °C даже
400
200
и, мВ
800
600
0,8 1,0 1,1 1,2 а
Рис. 8.21. Характеристика
циркониевого 2-зонда при
347
кратковременная работа может вызвать начало разрушения защит-
ного слоя электродов. Обычно 2-зонд устанавливают или на выходе
из выпускного коллектора, или в начале приемной трубы.
Снижение выброса СН при пуске и прогреве двигателя
При пуске холодного двигателя каталитический нейтрализатор
не функционирует, так как температура в нем недостаточно высока,
кроме того, двигатель в это время работает на обогащенных смесях
и в ОГ нет кислорода, необходимого для окисления СН в нейтрали-
заторе. Токсичность ОГ на режимах пуска и прогрева регла-
ментирует ГОСТ Р 41.89 — 99 (тип V), испытания проводятся при
-7 °C.
Поэтому все большее значение приобретает использование раз-
личных методов ускоренного прогрева нейтрализатора, а также
подачи воздуха в поток ОГ до нейтрализатора с помощью специ-
ального насоса с электрическим приводом.
Ускоренный прогрев нейтрализатора достигается путем его
установки ближе к двигателю, термоизоляцией системы выпуска
между выпускным клапаном и нейтрализатором, электрическим
подогревом нейтрализатора, подогревом нейтрализатора путем
сжигания перед ним топлива в специальной горелке (рис. 8.22),
уменьшением опережения зажигания или подачей и сжиганием не-
которого количества топлива на такте расширения с целью увеличе-
ния температуры ОГ.
Так как 2-зонд начинает работать примерно при Г=300 °C, то все
чаще применяют его электрический подогрев. В некоторых случаях
используется стартовый нейтрализатор (рис. 8.23), который имеет
меньшие размеры, чем основной, и устанавливается перед ним
или параллельно. В последнем случае весь поток ОГ направляется
Рис. 8.22. Система с пламенным подогревом нейтрализатора:
1 — форсунка; 2 — нейтрализатор; 3 — свеча для поджигания; 4 — воздушный насос
348
Рис. 8.23. Система со стартовым нейтрализатором:
1 — двигатель; 2 — стартовый нейтрализатор; 3 — глушитель; 4 — основной нейтрализатор;
5 — Л-зонд; б — заслонка
в стартовый нейтрализатор, который быстро прогревается, а затем
поток ОГ специальной заслонкой направляется в основной нейтра-
лизатор. Роль пусковых режимов в тесте Евро III и особенно Евро
IV резко возрастает, поэтому борьба с выбросами СН и СО на этих
режимах становится очень актуальной (интенсификация движения
заряда и обеднение смеси, увеличение энергии искры, адсорбция СН
и т. п.).
Новые топлива
Определенные перспективы связаны с улучшением свойств бен-
зина, оказывающих влияние на токсичность ОГ. Это относится
к уменьшению содержания в бензине свинца, серы и ароматических
углеводородов (для снижения выброса канцерогенных веществ).
Сравнительные испытания автомобилей при использовании двух
бензинов — стандартного и модифицированного (1/3 ароматики
заменена эфиром) — показали, что при использовании послед-
него снизились выбросы: СН на 10%, СО на 20% и NOX на 33%, во
много раз уменьшились выбросы свинца, серы и канцерогенных
веществ.
Опыты НАМИ показали, что добавка к бензину 15% метанола
(СНзОН) снижает выброс вредных веществ на 25...30%, а при работе
на одном метаноле это снижение доходит до 50%.
Существенная трудность при использовании метанола заключа-
ется в его ядовитости и большой коррозионной агрессивности
относительно металлов, резины и пластмасс.
Полное исключение из состава ОГ СО, СО2 и СН может быть
получено при использовании в качестве моторного топлива водо-
рода. При этом хотя на слегка обедненных смесях из-за высо-
ких температур сгорания Н2 образуется большее количество
NOx(NOxm„=5000...5500 млн-1), чем при работе на бензине, испы-
349
тания по тесту ЕСЕ показывают уменьшение выбросов NOX по
сравнению с работой на бензине (из-за использования значительно
более бедных водородовоздушных смесей).
В настоящее время стоимость водорода велика, кроме того,
перевод двигателя на питание водородом сопровождается пониже-
нием максимальной мощности, появлением так называемых обрат-
ных вспышек (воспламенение и сгорание смеси во впускной систе-
ме), появлением «водородной хрупкости» в поверхностных слоях
металлов при их насыщении водородом. Большие трудности встре-
чаются при организации хранения газообразного Н2 на борту авто-
мобиля (из-за очень малой объемной теплоты сгорания газообраз-
ного водорода) или жидкого Н2 в криогенных баках, а также при
производстве, транспортировке и хранении Н2. Реальное исполь-
зование Н2 для автомобильных двигателей начнется скорее всего
путем добавки его к бензину.
Использование бедных смесей и расслоенных зарядов
Управление интенсивностью движения заряда в цилиндре в со-
четании с увеличением степени сжатия и мощности электрической
искры дает возможность эффективно сжигать смеси, обедненные до
а= 1,5... 1,7. Выброс NOX при работе с большим обеднением смеси
становится несущественным, а борьба с выбросами СН и СО ведет-
ся при помощи окислительного нейтрализатора. При значительном
обеднении появляются проблемы как с поджиганием смеси искрой,
так и с нестабильностью сгорания.
Использование расслоенных зарядов, формируемых, в частно-
сти, при впрыскивании бензина в цилиндр, требует эффективной
нейтрализации NOX в ОГ, содержащих кислород. С этой целью
разработан адсорбционно-каталитический нейтрализатор типа
DENOX. Механизм действия этого нейтрализатора иллюстрирует
рис. 8.24.
Носитель из оксида алюминия А12О3 покрыт катализатором из
платины Pt и специальным веществом R (оксид металла), выпол-
няющим функцию адсорбера. При работе на бедных смесях плати-
новый катализатор способствует окислению NO в NO2, который на
материале R адсорбируется в виде нитратов и нитритов:
NO2+MeO-»MeNO3,
где Me — металл.
Когда двигатель будет работать при а< 1,0, нитраты с участием
СН, СО и Н2 восстанавливаются на платиновом катализаторе (ре-
генерация)
350
MeNO3-MeO+NO + 0,5O2
Улучшению условий работы адсорбционно-каталитического
нейтрализатора при нарушении требуемого баланса между вре-
менем работы двигателя при а>1 и при а<1 способствует авто-
матический перевод двигателя на кратковременную работу при
а= 1.
Существенным недостатком нейтрализатора DENOX является
необходимость снижения в неэтилированном бензине содержания
серы до 30 ppm и менее. В противном случае из-за сульфатации не
может быть обеспечена достаточная эффективность нейтрализато-
ра. Кроме того, желательно управлять температурой в этом нейтра-
лизаторе, так как адсорбция наиболее интенсивно идет при тем-
пературе 250...350 °C, регенерация — 400...550 °C, а разложение
сульфатов — выше 650 °C.
Рис. 8.24. Механизм снижения концентрации NOX в адсорбционно-каталитическом
нейтрализаторе:
1,4 — снижение NO^ 2, 3 —концентрация NOX на выходе из цилиндра; 5 — концентрация NOX
после нейтрализатора
8.3.4. НОРМИРОВАНИЕ ТОКСИЧНОСТИ И ДЫМНОСТИ
ОТРАБОТАВШИХ ГАЗОВ ДИЗЕЛЕЙ
Следствием особенностей смесеобразования и сгорания в дизеле
является сравнительно большой выброс сажи (см. табл. 8.2). Это
обусловило необходимость нормирования дымности ОГ дизелей.
Поэтому комплекс стандартов на токсичность и дымность ОГ
дизелей (рис. 8.25) отличается от аналогичного комплекса для дви-
гателей с искровым зажиганием.
351
Рис. 8.25. Комплекс стандартов на токсичность и дымность ОГ дизелей
Контроль дымности отработавших газов
при эксплуатации дизелей
Этот контроль осуществляется в соответствии с ГОСТ 21393 — 75
с изменениями № 2, который распространяется на грузовые автомо-
били и автобусы с дизелями.
Рис. 8.26. Схема измерения дымности отработавших газов:
1 — выхлопной трубопровод дизеля; 2 — выхлопная труба стенда; 3 — газоотборвих дымомера;
4 — ресивер; 5 — измерительный прибор (дымомер); 6 — заслонка
352
Дымомер должен работать по методу просвечивания столба ОГ
определенной длины. Нормируемым показателем дымности являет-
ся натуральный показатель ослабления светового потока К, м"1,
или коэффициент ослабления светового потока N, %. Показатель
К — величина, обратная толщине слоя ОГ, проходя через который
поток излучения от источника света ослабляется в «е» раз
(е=2,718 — основание натуральных логарифмов). Этот показатель
отсчитывается по основной шкале дымомера.
Коэффициент N представляет собой степень ослабления светово-
го потока вследствие поглощения и рассеивания света отработав-
шими газами при прохождении ими рабочей трубы дымомера;
N отсчитывается по вспомогательной шкале дымомера с эффектив-
ной базой 0,43 м.
Эти показатели определяются на холостом ходу: на режиме
свободного ускорения, а также при максимальной частоте враще-
ния. Схема измерения дымности ОГ показана на рис. 8.26.
Контроль токсичности отработавших газов дизеля
на тормозном стенде
Контроль на стенде с беговыми барабанами. Контроль токсич-
ности ОГ дизелей, установленных на автомобилях с полной массой
от 400 до 3500 кг, осуществляется на режимах ездового цикла на
Рис. 8.27. 13-режимный Европейский тест
23-4664
353
стенде с беговыми барабанами по ГОСТ Р 41.83 — 99, который
распространяется и на автомобили с бензиновыми двигателями (см.
рис. 8.12).
Стендовые испытания дизелей по 13-режимному циклу. В соответ-
ствии с ГОСТ Р 41.49 — 99 испытания проводятся с дизелями
и газовыми двигателями автотранспортных средств, общая масса
которых более 3,5 т.
Испытания двигателя проводятся на стенде с динамометром.
Определение выбросов СО, СН, NOX и твердых частиц с от-
работавшими газами дизеля производится последовательно на 13
установившихся режимах (рис. 8.27).
Расчет удельного выброса токсичных веществ в г/(кВт • ч) произ-
водится по формулам, приведенным в стандарте.
В Японии и США приняты другие тесты для оценки токсичности
ОГ дизелей.
Нормы предельно допустимых выбросов вредных веществ для
грузовых автомобилей и автобусов с дизелями, установленные Пра-
вилами № 49.02 и ГОСТ Р 41.49 — 99, указаны в табл. 8.4.
Таблица 8.4
Вредные вещества, г/(кВт - ч) Евро II 1996 г. Евро III2000 г. Евро IV 2005 г.
СО 4,0 2,1 1,5
СН 1,1 0,66 0,46
NOX 7,0 5,0 3,5
Частицы 0,15* 0,10 0,2
♦Для двигателей мощностью менее 85 кВт норма повышается до 0,25 г/(кВт ч).
8.3.5. СНИЖЕНИЕ ТОКСИЧНОСТИ И ДЫМНОСТИ
ОТРАБОТАВШИХ ГАЗОВ ДИЗЕЛЕЙ
Совершенствование процессов смесеобразования
и сгорания
Совершенствование процессов смесеобразования и сгорания за-
ключается в поиске компромисса между выбросами NOX, частиц
и топливной экономичностью.
Повышение скорости сгорания вызывает рост выброса NOX,
хотя топливная экономичность при этом улучшается.
Совершенствование процесса смесеобразования и сгорания су-
щественно осложняется тем, что мероприятия, ведущие к уменьше-
нию выброса NOX, как правило, вызывают рост выброса частиц
(рис. 8.28).
354
Распыливание топлива на более мелкие капли улучшает полно-
ту сгорания и снижает тем самым выброс частиц, но возрастаю-
щие температуры цикла обусловливают увеличение образова-
ния N0x.
Токсичность и дымность ОГ дизелей с неразделенной камерой
сильно зависит от интенсивности вихревого движения заряда и от
согласования ее с параметрами факела и мелкостью распыливания
топлива.
В дизелях с пристеночным смесеобразованием, особенно на ре-
жимах пуска и прогрева, имеет место повышенный выброс СО, СН
и альдегидов.
В предкамере или вихревой камере процесс сгорания происходит
при пониженных температурах и а. Догорание заряда в основной
камере также идет при относительно невысоких температурах. По
этим причинам в дизелях с разделенными камерами сгорания об-
разуется меньше NOX, чем в дизелях с камерой сгорания в поршне.
Кроме того, дизели с разделенными камерами выбрасывают с ОГ
меньше продуктов неполного сгорания при относительно неболь-
шой дымности выпуска, что объясняется лучшим догоранием СО,
СН и сажи в надпоршневом объеме.
Дизели грузовых автомобилей имеют, как правило, неразделен-
ную камеру. Тенденция развития дизелей для легковых автомоби-
лей выражается в переходе от разделенных камер к неразделенным,
что позволяет улучшить топливную экономичность автомобилей
примерно на 15%.
В новых моделях дизелей появляется возможность управлять
интенсивностью движения заряда и путем увеличения давления
впрыскивания добиваться одновременно снижения выброса частиц
и NOX особенно на средних нагрузках.
Рис. 8.28. Взаимосвязь между выбросами сажи и NOX
(и = 1500 мин-1; ре=0,3 МПа)
355
При наддуве обычно увеличивают а по внешней скоростной
характеристике, что способствует снижению токсичности ОГ
и выброса частиц. Это снижение увеличивается при исполь-
зовании промежуточного охлаждения воздуха, так как при охла-
ждении возрастает концентрация кислорода в заряде. Нап-
ример, дизели с турбонаддувом и промежуточным охлаждением
воздуха позволяют по сравнению с безнаддувными дизелями сни-
зить выброс NOX и частиц примерно на 30%. Установка турбо-
компрессора в системе выпуска увеличивает время прогрева нейтра-
лизатора.
Увеличение Рвпр на частичных нагрузках, когда отношение за-
держки самовоспламенения к длительности впрыскивания велико,
влияет на образование NOX сильнее, чем на полной нагрузке.
Чтобы избежать повышенного выброса NOX и снизить шум,
подачу топлива в начале впрыскивания (примерно в течение пери-
ода задержки воспламенения) желательно уменьшить. Радикальным
в этом смысле решением может быть впрыскивание сначала неболь-
шой дозы топлива, а затем — основной. С другой стороны, увели-
чение длительности впрыскивания и растянутый конец подачи вы-
зывают повышенное сажеобразование и, как следствие этого, увели-
чение выброса частиц.
Фо.вп> град
Рис. 8.29. Влияние Фо.вп на дымность отработавших газов дизеля с неразделенной
камерой сгорания:
-------------------------без наддува;--------с наддувом
356
При подвпрыскивании в цилиндр дополнительно подается не-
большое количество топлива, которое плохо распиливается и сго-
рает на линии расширения с образованием СО, СН и сажи.
Угол опережения впрыскивания <ро.впр обусловливает изменение
длительности периода задержки воспламенения 0j и доли топлива,
впрыснутого за этот период, что сказывается на продолжитель-
ности диффузионного сгорания. Например, если сокращается, то
доля топлива, впрыснутого до начала быстрого сгорания ДК(,
становится меньше, а дымность ОГ (К) соответственно возрастает
(рис. 8.29).
При уменьшении <рот в результате снижения температуры сго-
рания образование NOX значительно замедляется, но при этом
топливная экономичность несколько ухудшается. Несмотря на это,
современные дизели на ряде режимов работают с началом впрыски-
вания в ВМТ или даже 1...3 град после ВМТ.
Рециркуляция отработавших газов
При увеличении степени рециркуляции возрастает длительность
задержки воспламенения, уменьшается скорость тепловыделения
и значительно снижается выброс NOX (рис. 8.30). Эти эффекты
усиливаются при охлаждении рециркулирующих газов. На полных
нагрузках рециркуляция вызывает значительный рост выброса са-
жи, поэтому она особенно целесообразна на средних и малых
нагрузках.
При испытаниях по 13-режимному тесту до 8...10% выброса NOX
приходится на режим холостого хода. По этой причине, а также
с целью снижения шума рециркуляция на холостом ходу достигает
значительной величины (до 50%).
Охлаждение рециркулирующих газов уменьшает выбросы NOX
и частиц.
Рис. 8.30. Выбросы NOX и натуральный показатель ослабления светового потока
в зависимости от степени рециркуляции Д, («=2000 мин-1; пе=0,2 МПа)
357
Создание надежного и эффективного теплообменника для
охлаждения рециркулирующих газов представляет собой сложную
задачу из-за отложений и загрязнений, выделяющихся из ОГ
дизеля.
Нейтрализация отработавших газов
Каталитические окислительные нейтрализаторы достаточно ши-
роко используются для быстроходных дизелей легковых автомоби-
лей и небольших грузовиков. Этому способствует то, что тем-
пература ОГ этих дизелей достаточна для окисления СН, СО,
растворимых органических составляющих частиц и альдегидов,
а с другой стороны, она недостаточна для образования большого
количества сульфатов. При высоких температурах в нейтрализаторе
сначала выходящий из цилиндров SO2 окисляется до SO3, а затем
SO3 реагирует с парами воды, органическими и неорганическими
частицами, образуя сульфаты, которые существенно увеличивают
количество частиц. По этой причине использование каталитических
окислительных нейтрализаторов для дизелей грузовых автомоби-
лей затруднено.
После обработки ОГ дизелей в каталитическом окислительном
нейтрализаторе при температуре выше 300 °C концентрация СО
уменьшается на 85...90%, а СН — на 75...80%.
При температуре менее 300 °C эффективность этого нейтрализа-
тора невысока. Поэтому для нейтрализации ОГ на режимах пуска
и прогрева кроме основного используется также стартовый нейтра-
лизатор, который понижает выбросы не только СО, СН и рас-
творимых углеводородов в частицах, но и NOX.
Нейтрализация NOX на основных режимах работы дизеля потре-
бовала разработки специальных нейтрализаторов, названных селек-
тивными (или DENOX). Они работают с подачей в систему выпуска
(до нейтрализатора) аммиака NH3, мочевины (NH2)2 СО и углево-
дородного топлива, для химического связывания свободного О2,
содержащегося в ОГ.
При использовании NH3 восстановление NO идет по реакции:
4NH3+4NO+О2=4N2+6Н2О
В селективном нейтрализаторе при /=300...420 °C снижение NOX
может достигать 90%.
В случае использования аммиака или мочевины на борту авто-
мобиля необходимо иметь специальные емкости и систему дозиро-
вания, обеспечивающую подачу в соответствии с режимом работы
дизеля. При передозировке, а также для снижения выброса рас-
творимой органической части частиц, СО, СН и альдегидов вместе
358
с селективным должен работать и каталитический окислительный
нейтрализатор.
Если же для восстановления NO* использовать углеводороды, то
лучшие результаты получаются при подаче дизельного топлива
в цилиндр после окончания сгорания, когда температура еще до-
статочно высока. Это обеспечивает частичное использование тепло-
ты дополнительной дозы дизельного топлива. В целом же, несмот-
ря на соответствующий расход аммиака, мочевины или углеводо-
родного топлива, ожидается сохранение общей экономичности ди-
зеля из-за того, что сгорание в нем не нужно будет ухудшать
рециркуляцией или поздними углами впрыскивания для уменьше-
ния образования NO*. Степень восстановления NO* в нейтрализато-
ре DENOX должна быть не ниже 30...45%. В качестве катализатора
для DENOX применяют медь и цеолит (эффективен при />350 °C)
или платину и цеолит (эффективен при />200 °C). Поэтому условия
применения нейтрализатора DENOX более благоприятны для дизе-
лей грузовых автомобилей.
Топлива и присадки
Увеличение цетанового числа топлива уменьшает выброс NO*
дизелями грузовых автомобилей, но увеличивает выброс частиц
высокооборотными дизелями легковых автомобилей.
Одновременно с этим для всех дизелей наблюдается снижение
выброса СН и СО. Чем больше в дизельном топливе легких фрак-
ций, тем более однородным будет состав смеси в камере сгора-
ния, что приведет к снижению дымности ОГ и содержания в
них NO*.
Сложную проблему создает присутствие в дизельном топливе
серы. При работе дизеля с каталитическим окислительным нейтра-
лизатором в последнем при повышенных температурах идет интен-
сивный процесс образования сульфатов, что резко увеличивает вы-
брос в атмосферу частиц.
Уменьшение содержания в дизельном топливе ароматических
углеводородов может заметно снизить выброс канцерогенных ве-
ществ.
Добавка к дизельному топливу в количестве до 1% присадок,
например, на основе бария или марганца позволяет в несколько раз
понизить дымность ОГ и содержание в них альдегидов и бенз-а-
пирена. Использование спиртов в качестве добавок к дизельному
топливу сопровождается значительным снижением выброса частиц
при одновременном уменьшении выбросов NO* и СО. Однако
выбросы СН при этом сильно возрастают.
Уменьшение выброса NO* может быть достигнуто подачей воды
во впускной трубопровод или цилиндр дизеля. В последнем случае
359
вода может впрыскиваться одновременно с топливом или в виде
водотопливной эмульсии.
При добавке воды в количестве 30% (масс.) к дизельным топ-
ливам концентрация NOX снижается примерно на 30%. Одновремен-
но снижаются дымность ОГ и выбросы СО. Снижение выбросов
NOX линейно зависит от величины добавки воды и увеличивается
с ростом нагрузки, угла опережения впрыскивания или частоты
вращения вала. Однако добавка воды для подавления образования
NOX наталкивается на ряд практических трудностей, связанных
с возможностью ее замерзания, расслоением эмульсии (особенно
при низких температурах), появлением коррозии и увеличением
износа некоторых деталей.
Использование вместо дизельного топлива диметилэфира
(ДМЕ) обеспечивает снижение шума, выбросов частиц, NOX и СН.
Важным преимуществом ДМЕ является его бездымное сгорание.
В качестве другого альтернативного топлива для дизелей может
использоваться растительное масло из рапса. В чистом виде исполь-
зовать рапсовое масло нельзя, так как его сгорание вызывает закок-
совывание форсунок, образование отложений в топливной системе
и смол в смазочной системе.
После соответствующей переработки рапсового масла может
быть получено топливо, близкое по своим характеристикам к ДМЕ.
Из-за присутствия в нем метилэфира оно получило обозначение
МЭРМ (метиловый эфир рапсового масла).
Основные экологические преимущества МЭРМ в качестве топ-
лива для дизелей: уменьшение выбросов СН и частиц, а также
полициклических ароматических углеводородов.
При производстве МЭРМ расходуется такое же количество СО2,
которое выделяется при его сжигании в дизеле. Таким образом,
относительно СО2 имеет место замкнутый круговорот.
Перспективы применения МЭРМ меньше, чем ДМЕ, так как для
выращивания рапса могут быть выделены ограниченные площади
земли.
Конвертирование дизеля в газодизель целесообразнее произво-
дить, используя смешанное регулирование нагрузки, что позволит
избежать большого обеднения смеси и связанного с ним значитель-
ного выброса СН. При конвертировании дизеля в газовый двига-
тель с искровым зажиганием возможно использование способов
снижения токсичности ОГ, которые рассмотрены в 8.3.3.
Фильтры для частиц
Очистить ОГ от частиц с помощью соответствующих фильтров
можно сравнительно легко. Однако фильтры при этом быстро
забиваются, а противодавление на выпуске сильно возрастает.
360
Очистка самих фильтров представляет собой сложную проблему. Ее
можно решать или путем замены фильтрующих элементов, или
путем их регенерации на борту автомобиля. В последнем случае
используются электроэнергия и специальные горелки, обеспечива-
ющие выжигание отложений на фильтре.
Для интенсификации выжигания сажи используют катализаторы
(благородные металлы или медь), а также присадку к топливу
церия. Эти мероприятия понижают температуру выгорания углево-
дородосодержащих частиц до 300...400 °C. Лучшие образцы
фильтров требуют очистки через 10... 12 ч работы, сложность и сто-
имость их высоки, а надежность недостаточна.
В перспективе фильтры могут оказаться необходимыми для
удовлетворения норм Евро IV и Евро V.
ГЛАВА 9
ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ
9.1. ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ
Автомобильные двигатели работают в широком диапазоне ско-
ростных и нагрузочных режимов, а также в условиях их частого
изменения. Под режимом работы двигателя понимается совокуп-
ность параметров рабочего процесса, факторов внешней среды
и внешней нагрузки, обеспечивающих двигателю определенные
мощностные, экономические и экологические показатели.
Характеристики двигателя выражают зависимость его показа-
телей от одного или нескольких из режимных (и, Ne, р„ r]v, и др.)
или регулировочных (а, <роз, <ровп, р* и др.) параметров при постоян-
стве некоторых других параметров. По характеристикам дви-
гателя оценивают его эксплуатационные свойства, степень конст-
руктивного совершенства, эффективность вносимых в двигатель
изменений при доводке рабочего процесса, правильность регули-
ровок, а также соответствие двигателя тому или иному назначе-
нию.
Характеристики двигателя определяют, как правило, на уста-
новившихся режимах (УР), основным признаком которых являет-
ся постоянство во времени значений каждого из параметров,
характеризующих режим. Причем при оценке их постоянства не
принимается во внимание циклический характер работы двигателя
(т. е. колебания параметров в течение рабочего цикла), а также
случайные отклонения от цикла к циклу, вызванные их неидентич-
ностью (невоспроизводимостью).
Установившиеся режимы характеризуются равенством крутя-
щих моментов двигателя (Мж) и потребителя (Мс), а также их
постоянством во времени, т. е.
,, ., п dM* dMc п
М3—Л/с=0; —=—=0.
dt dr
361
Для режима холостого хода УР определяется равенством ин-
дикаторного крутящего момента (М,) и момента механических
(внутренних) потерь (Л/вп.), а также их постоянством во времени.
Необходимым условием УР является также обеспечение посто-
янства температуры охлаждающей жидкости и масла в пределах,
указанных в технических условиях на двигатель.
Экспериментальным методом характеристики определяют на
специальных испытательных стендах, позволяющих нагружать дви-
гатель и поглощать развиваемую им мощность во всем диапазоне
режимов его работы. Устройства, нагружающие двигатель и погло-
щающие его энергию, называют тормозами. Кроме этого испыта-
тельные стенды оборудованы средствами измерений основных по-
казателей двигателя и параметров режима его работы, а также
рядом устройств и систем, предназначенных для обеспечения нор-
мальной работы двигателя и для поддержания и изменения режима
его работы.
Методы стендовых испытаний регламентированы стандар-
тами.
9.2. РЕГУЛИРОВОЧНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
Регулировочными характеристиками называют зависимости ос-
новных показателей двигателя от значения одного или нескольких
из регулировочных параметров при постоянной частоте вращения
коленчатого вала (и = const).
Серия регулировочных характеристик, определенных на несколь-
ких скоростных и нагрузочных режимах, позволяет найти законо-
мерности изменения оптимальных значений регулировочных пара-
метров на различных режимах и, следовательно, выбрать и оценить
регулировки соответствующих систем двигателя (топливоподачи,
зажигания, наддува и т. д.).
9.2.1. РЕГУЛИРОВОЧНАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ДВИГАТЕЛЯ
С ИСКРОВЫМ ЗАЖИГАНИЕМ ПО СОСТАВУ СМЕСИ
Регулировочной характеристикой по составу смеси называют
зависимость основных показателей двигателя от состава смеси,
определяемую при постоянстве скоростного режима двигателя,
а также при оптимальных по величине Nc значениях угла опереже-
ния зажигания (УОЗ) для каждого состава смеси (ро.3=(роз.тт.
Регулировочные характеристики по составу смеси могут опреде-
ляться тремя способами:
363
1) при постоянном положении дроссельной заслонки (ДЗ)
(<Рдр=const), что обеспечивает примерное постоянство расхода воз-
духа и коэффициента наполнения (GB=const, const);
2) при постоянной мощности двигателя (Ne=const);
3) при постоянном расходе топлива (GT=const).
Более простым является первый способ. Принципиально более
правильным — второй, так как для движения автомобиля в конк-
ретных условиях необходима постоянная мощность, не зависящая
от состава смеси; сочетание степени открытия ДЗ (определяющего
наполнение двигателя на данном скоростном режиме) и состава
смеси должно обеспечивать реализацию этой мощности при мини-
мальном расходе топлива. Третий способ используется при испыта-
нии двигателей с системами впрыскивания бензина (во впускной
трубопровод) и электронным управлением, когда цикловая подача
не зависит от изменения давления во впускном трубопроводе при
изменении положения ДЗ. На режимах полных нагрузок пригоден
только первый способ, а на режимах холостого хода — второй
и третий. При средних нагрузках могут использоваться все три
способа.
Серия регулировочных характеристик по составу смеси, опреде-
ленная на различных скоростных режимах при нескольких положе-
ниях ДЗ (первый способ) или при нескольких значениях мощности
(второй способ), используется:
• для определения предельных мощностных, экономических
и токсических показателей двигателя на исследуемых режимах;
• для выбора регулировок топливоподающей аппаратуры или
для проверки правильности ее штатных регулировок;
• для оценки качества рабочего процесса по абсолютным значе-
ниям предельных показателей двигателя и по составам смеси, соот-
ветствующим максимальной мощности, экономичности или пре-
дельным значениям показателей токсичности ОГ.
Изменение а при снятии регулировочных характеристик по со-
ставу смеси осуществляется, как правило, путем изменения расхода
топлива. В современных двигателях с впрыскиванием бензина это
реализуется путем изменения длительности управляющего импуль-
са форсунки. В карбюраторных двигателях это достигается измене-
нием проходного сечения главного топливного жиклера при помо-
щи конусной иглы или изменением давления в поплавковой камере
карбюратора.
Анализ регулировочной характеристики по составу смеси, сня-
той при постоянном положении ДЗ (первым способом), показывает
(рис. 9.1), что максимум мощности (Аешах) и минимум удельного
расхода топлива (gemin) достигаются при различных составах смеси,
называемых соответственно мощностным (ам) и экономическим
(“эх)-
364
Рис. 9.1. Регулировочная характеристика по составу смеси при постоянном положе-
нии ДЗ (t]v=const; фдр=100%, и=2000 мин-1)
При г]„=const величина pt пропорциональна отношению т^а. При
этом величина 1/а пропорциональна количеству теплоты, введенной
с топливом в цикл (бтц), отнесенной к единице циклового заряда
воздуха (Свц). Действительно, Q-m=G-mHu=(G„tHu)/(al0)- Поэтому от-
ношение fii/a характеризует произведение rfr на количество введенной
с топливом теплоты, т. е. количество теплоты, превращенной в ин-
дикаторную работу. Следовательно, состав смеси (а=ам), при кото-
ром это отношение достигает максимума, соответствует макси-
мальным значениям всех энергетических показателей двигателя (ph
р„ N„ Л4). Величина состава смеси (ct=aM), отвечающая этим усло-
виям, определяется оптимальным сочетанием: количества теплоты,
введенной с топливом в цикл и отнесенной к единице циклового
заряда воздуха (отношение 1/а), и эффективности ее использования
в цикле (величина гц).
Максимальные значения энергетических (мощностных) индика-
торных показателей (р1г Nh Li) достигаются не при а=1, а при
некотором обогащении смеси (ам=0,85...0,95), когда величина >jf/a
достигает максимума, несмотря на неизбежное уменьшение у, из-за
неполноты сгорания. Это обусловлено особенностями рабочих про-
цессов в двигателе, благодаря которым с обогащением смеси до
некоторых пределов увеличение выделения теплоты на единицу
заряда преобладает над снижением индикаторного КПД (^,).
Из-за неидеального перемешивания смеси полное использование
воздуха в цилиндре и наибольшее выделение теплоты на единицу
воздушного заряда возможно только при некотором обогащении
365
смеси. В этом же направлении действует неравномерность состава
смеси по отдельным цилиндрам.
Обогащенные смеси (ам=0,85...0,95) сгорают быстрее стехиомет-
рических, что способствует выделению теплоты вблизи ВМТ и бо-
лее полному превращению теплоты в работу.
С обогащением смеси увеличивается теоретический коэффициент
молярного изменения горючей смеси д0- В результате увеличения
количества продуктов сгорания (в киломолях) по сравнению с коли-
чеством горючей смеси (в киломолях) увеличивается индикаторная
работа цикла.
С обогащением смеси снижаются потери теплоты, вызванные
диссоциацией продуктов сгорания: наибольшие потери теплоты
из-за диссоциации характерны для стехиометрического состава сме-
си. По этой причине, а также из-за повышения скорости сгорания
обогащенных смесей наибольшие значения максимальной темпера-
туры и максимального давления цикла достигаются при а = ам =
= 0,85...0,95.
Таким образом, величина ам определяется оптимальным сочета-
нием вышеперечисленных факторов, с одной стороны, и фактора
снижения полноты сгорания — с другой. При а<<Хм последний
фактор является преобладающим, что приводит к снижению от-
ношения riJa и соответственно энергетических индикаторных пока-
зателей двигателя (ph N^) (см. рис. 9.1). Кроме того, соответственно
понижается величина т]ы и, как следствие этих причин, падает значе-
ние эффективных показателей ре (Ne, Мк).
Закономерность изменения индикаторного КПД (^;) в зависимо-
сти от состава смеси определяется влиянием полноты сгорания,
скорости сгорания и теплоемкости отработавших газов (ОГ).
В области обогащенных смесей (а< 1) возрастание »/, с увеличе-
нием а связано в основном с повышением полноты сгорания (умень-
шение содержания СО и Н2 в составе рабочего тела). При этом
полное использование поступившего топлива возможно только при
некотором избытке воздуха (т. е. при а>1), так как из-за нерав-
номерности распределения топлива по камере сгорания возможно
наличие локальных зон с а<1. В этом же направлении действует
неравномерность распределения смеси по цилиндрам двигателя.
При дальнейшем обеднении смеси, т. е. при а> 1, продолжает
возрастать, хотя полнота сгорания остается постоянной. Это обу-
словлено уменьшением теплоемкости рабочего тела (теплоемко-
сти продуктов сгорания) из-за снижения содержания в нем трех-
атомных газов (СО2 и Н2О) и возрастания содержания двухатомных
газов (О2) при а> 1, а также из-за уменьшения температуры рабоче-
го тела (температуры ОГ /г). Максимальное содержание трехатом-
ных газов (СО2 и Н2О) в ОГ, а также максимальная температу-
366
ра ОГ (4) имеют место примерно при стехиометрическом составе
смеси.
Индикаторный КПД возрастает при обеднении смеси до опреде-
ленного предела a,iouu[, который соответствует оптимальному соче-
танию полноты сгорания и теплоемкости ОГ, с одной стороны,
и скорости сгорания — с другой. Дальнейшее обеднение смеси
приводит к ухудшению условий воспламенения и снижению скоро-
сти сгорания, что выражается в снижении и увеличении ge. На
величину последнего также влияет уменьшение механического КПД
0?м). По этой причине величина ОэЖ, соответствующая gemin, несколько
меньше При сильном обеднении смеси работа двигателя
становится неустойчивой, вплоть до прекращения сгорания в от-
дельных цилиндрах и циклах.
Таким образом, рациональная регулировка системы топливопо-
дачи ДсИЗ определяется значениями ам и a.jr. На режимах полной
нагрузки состав смеси целесообразно устанавливать несколько бед-
нее 0^: уменьшение при этом мощности на 1...2% приводит к повы-
шению экономичности примерно на 10%. На частичных нагрузках
состав смеси стремятся устанавливать несколько богаче ОэЖ: при
малом снижении экономичности это обеспечивает резерв на случай
Рис. 9.2. Регулировочная характеристика по составу смеси при постоянной мощ-
ности (2Уе= 15,7 кВт, и=2000 мин-1)
367
обеднения смеси, понижения температуры воздуха, технологических
отклонений и т. д. Переход с экономической регулировки на мощ-
ностную в системах питания ДсИЗ осуществляется при помощи
обогатительных устройств, включение которых происходит в зави-
симости от режима работы двигателя.
При снятии регулировочных характеристик по составу смеси при
постоянной мощности (7Ve=const) (т. е. вторым способом) величина
Озе, как и в первом случае (<рдр=const), определяется минимальным
значением ge (или GT) (рис. 9.2). Величина определяется мини-
мальным значением GB или т)у.
С уменьшением нагрузки и частоты вращения значения а,, и
уменьшаются и рациональные регулировки смещаются в область
более богатых смесей. Уменьшение при снижении частоты вра-
щения связано с ухудшением смесеобразования во впускном трубо-
проводе и турбулизации заряда в цилиндре. Уменьшение при
снижении нагрузки (рис. 9.3) вызывается ухудшением условий вос-
пламенения и сгорания из-за:
• более низких температур и давлений в цилиндре;
• уменьшения концентрации топлива и кислорода вследствие
увеличения разбавления заряда остаточными газами (увеличения
относительного содержания остаточных газов в рабочей смеси);
• уменьшения энергии искрового разряда, зависящей от плот-
ности смеси;
• уменьшения турбулизации заряда в цилиндре вследствие
уменьшения его массы.
Рис. 9.3. Регулировочные характеристики по составу смеси при различных положени-
ях дроссельной заслонки (двигатель iVh=2,3 л, л=2000 мин-1):
1 — ЧУ=О,75; 2 — 1 -Чи=0,30
368
Возрастание абсолютных значений ge при меньшем открытии ДЗ
в основном связано с относительным увеличением внутренних по-
терь и соответствующим снижением механического КПД (^м).
У современных бензиновых двигателей а.,, в широком диапазоне
нагрузок лежит в пределах 1,1...1,2, уменьшаясь по мере прикрытия
ДЗ до а„=0,9... 1,00. У двигателей с наиболее совершенным рабочим
процессом ОэЖ достигает 1,35...1,40. По абсолютным значениям вели-
чин Ом, ОэЖ и genin, а также по характеру изменения а^, по мере
дросселирования оценивают совершенство рабочего процесса дви-
гателя.
На базе регулировочных характеристик по составу смеси можно
получить характеристики оптимального регулирования (ХОР) (рис.
9.4). В этом случае grfn;n для каждого значения нагрузки определяют
путем проведения огибающей к кривым удельного расхода топлива
на регулировочных характеристиках. Точки касания огибающей
определяют оптимальное сочетание а, (ро з, и r]v для данной нагрузки.
Величина а, которая при данной нагрузке обеспечивает минималь-
ный удельный расход топлива, называется пределом эффективного
обеднения а^.
При снятии регулировочных характеристик по составу смеси
третьим способом, т. е. при GT=const, критерием оптимального
по экономичности состава смеси при каждом значении GT может
Рис. 9.4. Характеристика оптимального регулирования (iVh= 1,1, п=2000 мин ')
24 - 4664 369
теристики по составу смеси при
GT=const
служить максимум мощности в зависи-
мости от расхода воздуха или состава
смеси (рис. 9.5).
Для получения ХОР в этом случае
достаточно соединить точки максиму-
мов Ne на каждой ветви таких регули-
ровочных характеристик. При этом, ес-
ли вместо расхода топлива использует-
ся пропорциональная Gy величина дли-
тельности управляющего импульса
форсунки т, получаемые законы топли-
воподачи т=/(Съ) сразу служат исход-
ным материалом для построения базо-
вых матриц для управления впрыски-
ванием бензина.
Состав смеси существенно влияет на токсичность ОГ (см. гл. 8).
Нормы на выброс токсичных веществ могут рассматриваться
в качестве дополнительных ограничений при выборе регулировок
системы питания.
9.2.2. РЕГУЛИРОВОЧНАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ПО УГЛУ
ОПЕРЕЖЕНИЯ ЗАЖИГАНИЯ
Регулировочной характеристикой по углу опережения зажигания
(УОЗ) называется зависимость основных показателей двигателя от
величины УОЗ (<pOJ) при постоянной частоте вращения коленчатого
вала (я=const) и постоянном положении ДЗ (<рдр=const). Эти усло-
вия предопределяют условия r)v= const и а=const.
Такие характеристики используются:
• для нахождения оптимальных значений УОЗ на различных
скоростных и нагрузочных режимах работы двигателя при заданной
регулировке топливоподающей системы;
• для определения предельных мощностных и экономических
показателей двигателя;
• для выбора регулировок автоматов управления УОЗ;
• для оценки требований к октановому числу топлива.
Вследствие постоянства расхода топлива зависимости Ne и ge от
<роз имеют обратный характер (рис. 9.6), а максимум Nc и минимум
ge достигаются при одном и том же значении <роз. Этот УОЗ
называется оптимальным (<ро.з.опт)- Зажигание называется поздним,
если <ро.3<<Ро.з.опт, И ранним, если <роз > <Ро.3.опт-
Необходимость опережения зажигания вызывается конечным
временем сгорания, что не позволяет подводить теплоту точно
в ВМТ. В случае подвода теплоты в ВМТ теоретически обеспечива-
370
Рис. 9.6. Регулировочная характеристика по углу опережения зажигания
for=0,50; а=1,01)
ется наибольшая степень расширения продуктов сгорания и, следо-
вательно, наибольший КПД цикла. В действительном цикле для
осуществления процесса сгорания требуется определенное время, за
которое поршень проходит некоторый путь. Поэтому в действи-
тельном цикле реальный процесс выделения теплоты начинается
всегда до того, как поршень достигает ВМТ (т. е. в конце такта
сжатия), а заканчивается после прохождения ВМТ (в такте расшире-
ния). При этом теплота, выделившаяся как в процессе сжатия, так
и в процессе расширения, не может быть использована с той же
эффективностью, как теплота, выделившаяся при положении по-
ршня в ВМТ. Тепловые потери, вызванные конечной скоростью
24*
371
выделения теплоты и неоптимальным моментом начала ее подвода,
называют потерями от несвоевременности выделения теплоты (см.
гл. 4). Для уменьшения этих потерь процесс выделения теплоты
желательно осуществлять таким образом, чтобы основная ее часть
выделялась вблизи ВМТ. Практика показала, что в современных
автомобильных ДсИЗ максимальная мощность реализуется в том
случае, когда максимум давления в цилиндре располагается через
15...20° после ВМТ (рис. 9.7). Это соответствует минимальным
потерям от несвоевременности выделения теплоты. Значение оп-
тимального УОЗ зависит от длительности первого и второго пери-
одов сгорания и от доли теплоты, выделяющейся при догорании
смеси.
При раннем зажигании из-за повышения pz и Tz в цикле возраста-
ют потери теплоты в стенки, потери, вызванные диссоциацией
продуктов сгорания, а также потери от утечек рабочего тела. Это
уменьшает количество активной теплоты, израсходованной на из-
менение внутренней энергии и на совершение полезной работы.
Линия расширения в этом случае располагается ниже линии рас-
ширения при оптимальном зажигании (рис. 9.7), что приводит
к снижению температуры ОГ (см. рис. 9.6). Вследствие повышения
температуры поверхности камеры сгорания и последних порций
несгоревшей смеси при раннем зажигании увеличивается склонность
двигателя к детонации.
При позднем зажигании увеличивается температура рабочего
тела в процессе расширения (см. рис. 9.6), что приводит к увеличе-
нию потерь теплоты с ОГ и перегреву
некоторых деталей двигателя. Поэто-
му на ряде современных двигателей
с искровым зажиганием (ДсИЗ) по-
зднее зажигание используется для
ускорения прогрева нейтрализатора
ОГ после пуска двигателя.
По абсолютным значениям вели-
чин <роз<шт и gfnun оценивают совершен-
ство рабочего процесса двигателя: чем
ниже величина 9>О3.ОПТ, тем лучше ор-
ганизован рабочий процесс, тем мень-
ше длительность первой фазы сгора-
ния.
УОЗ существенно влияет на ток-
сичность ОГ (см. гл. 8). Возрастание
содержания NOX в ОГ при увеличении
УОЗ (см. рис. 9.6) вызывается воз-
растанием максимальной температу-
ры цикла (7^). Поэтому в современ-
граммы при оптимальном, ран-
нем (---) и позднем (-) зажи-
372
ных ДсИЗ с микропроцессорным управлением искусственно иногда
уменьшают УОЗ для снижения содержания NOX в ОГ или для
подавления детонации. Уменьшение содержания СН в ОГ с умень-
шением УОЗ связано с их выгоранием из-за возрастания температу-
ры ОГ (tr) (рис. 9.6).
Величина фо.3.опт зависит от режима работы двигателя. С увеличе-
нием п возрастает длительность начальной фазы сгорания, выра-
женная в градусах ПКВ. Для сохранения оптимального положения
начала второй фазы сгорания относительно ВМТ и сохранения ее
длительности (в углах ПКВ) необходимо увеличить УОЗ. Эта функ-
ция в ДсИЗ с микропроцессорными системами зажигания без рас-
пределителя реализуется алгоритмически в зависимости от частоты
вращения, а в ДсИЗ с традиционными системами зажигания —
центробежным автоматом управления УОЗ.
Снижение нагрузки двигателя ухудшает условия воспламенения
смеси из-за уменьшения давления в цилиндре в конце сжатия,
увеличения относительного содержания ОГ в рабочей смеси, умень-
шения энергии искрового разряда, снижения турбулизации заряда
(см. 9.2.2). Все это также увеличивает длительность начальной фазы
сгорания и требует увеличения УОЗ (рис. 9.8). Эта функция в ДсИЗ
с микропроцессорными системами зажигания без распределителя
реализуется алгоритмически в зависимости от расхода воздуха,
величина которого косвенно определяет нагрузку двигателя.
В ДсИЗ с традиционными системами зажигания эта задача решает-
ся вакуумным автоматом управления УОЗ. В этом случае команд-
ным параметром для управления УОЗ является разрежение во
впускном трубопроводе (Држ), величина которого в широком диапа-
зоне нагрузок находится в линейной обратной зависимости с вели-
чиной нагрузки двигателя.
Величина (р0.3.от зависит от состава смеси. По мере обеднения
смеси увеличивается длительность начальной фазы горения, а также
Sei
Рис. 9.8. Влияние нагрузки на величину <рва.от (двигатель iK*=6,0 л, л=23ОО мин *):
1 — чг=0,78, а=0,90; 2 — ?ц/=0,50, а = 1,05
373
Рис. 9.9. Влияние состава смеси на величину <ро.З О1ГГ (<рдз=100%, >,„=0,80):
1 — а=0,85; 2 — а=1,05 (двигатель i Ид=6,0 л, п=2300 мин-1)
ухудшается стабильность воспламенения в последовательных цик-
лах, что приводит к увеличению фохо1ГГ (рис. 9.9). Таким образом,
в общем случае величина УОЗ при дросселировании определяется
изменением условий сгорания как вследствие снижения наполнения,
так и из-за изменения коэффициента избытка воздуха.
При очень малых нагрузках двигателя и обедненном составе
смеси действие отмеченных выше факторов становится настолько
сильным, что увеличение УОЗ приводит к ухудшению условий
воспламенения (из-за низких давлений в цилиндре в момент зажига-
ния). Поэтому в ряде случаев при малых нагрузках </>о.з.опт перестает
возрастать и даже может уменьшаться.
9.2.3. РЕГУЛИРОВОЧНАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ДИЗЕЛЯ
ПО УГЛУ ОПЕРЕЖЕНИЯ ВПРЫСКИВАНИЯ
Регулировочной характеристикой дизеля по углу опережения
впрыскивания (УОВ) называется зависимость основных показателей
дизеля от величины УОВ (<ровд) при постоянной частоте вращения
коленчатого вала (п=const) и постоянной цикловой подаче топлива
(бтд=const). Эти условия предопределяют постоянство t]v и а.
Эта характеристика используется для нахождения оптимальных
значений УОВ на различных скоростных и нагрузочных режимах
работы дизеля.
В целом характеристика по УОВ дизеля аналогична характери-
стике по УОЗ двигателя с искровым зажиганием. Вследствие посто-
янства расхода топлива зависимости ре и ge от <роха налекл: обратный
характер (рис. 9.10); максимум ре и минимум ge достигаются при
одном и том же значении (рс.т.ап, которое называется оптималь-
374
Рис. 9.10. Регулировочная характеристика дизеля по УОВ
ным. Впрыскивание считается поздним, если <pOML < (рола.от!, и ранним,
еСЛИ ^Ро.вп > ^о.вп.опт*
При раннем начале впрыскивания увеличивается период задерж-
ки воспламенения и количество теплоты, выделившейся в фазе
быстрого сгорания, поэтому возрастают pz и (Ар/Л^>)т,т.
Возрастание УОВ приводит к увеличению содержания NOX в ОГ
при одновременном уменьшении содержания сажи.
В дизелях обычно устанавливают величину <ролп. несколько мень-
ше <ро.вп.опт- При незначительном увеличении ge это приводит к
уменьшению тепловых и механических нагрузок и к снижению
содержания NOX.
9.3. НАГРУЗОЧНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
Нагрузочная характеристика (НХ) представляет собой зависи-
мость основных показателей двигателя от одного из параметров,
характеризующих его нагрузку (N„ М„ р^. Их определяют
при постоянной частоте вращения. При снятии НХ положение
органа управления двигателем (ДЗ — для двигателей с искровым
375
зажиганием или рычаг управления регулятором — для дизеля) из-
меняют от полного до соответствующего режиму XX при данной
частоте вращения. При этом для поддержания постоянного скоро-
стного режима нагрузку двигателя соответственно изменяют при
помощи тормозной установки. Современные тормозные установки
обеспечивают либо автоматическую стабилизацию скоростного ре-
жима при изменении мощности двигателя, либо возможность его
незначительной ручной коррекции при помощи органов управления
нагрузкой.
Работа на режимах НХ наиболее характерна для двигателей,
которые по условиям технологического процесса потребителя мощ-
ности должны сохранять почти постоянным скоростной режим при
изменении внешней нагрузки (двигатели для привода электрических
генераторов, насосов, компрессоров, тракторов). В частности, НХ
имитирует также работу двигателя на автомобиле при движении
последнего с постоянной скоростью на одной из передач в условиях
переменного дорожного сопротивления.
Основными показателями двигателя по НХ являются GT и ge.
В зависимости от целей испытаний в качестве показателей также
используются: концентрации токсичных веществ в ОГ, показатели
дымности ОГ (для дизелей), показатели наполнения двигателя
(>7г, GB, Др*), коэффициент избытка воздуха, УОЗ для двигателей
с искровым зажиганием или УОВ для дизелей, температура ОГ
(zr) и т. д. При снятии НХ двигатель оборудуют штатными систе-
мами топливоподачи и зажигания.
Крайняя правая точка НХ соответствует максимальной
нагрузке, которую двигатель может преодолеть при данной частоте
вращения (двигатели с искровым зажиганием), или ее значению при
положении регулирующего органа на упоре (дизели). Крайняя левая
точка НХ соответствует режиму XX (Nr=0).
НХ могут быть построены и по результатам регулировочных
испытаний. В этом случае для каждого значения мощности подби-
рают такое сочетание управляемых параметров, которые обеспечи-
вают двигателю наименьшее значение ge. Для ДсИЗ основными
управляемыми параметрами являются т]у, а, <ро.3.; для дизелей —
а, фо.вп.> давление наддува и др. Такие НХ, как уже отмечалось
(см. 9.2.2), называют характеристиками оптимального регулирова-
ния (ХОР). Их используют при исследованиях и доводке двигателя,
для оценки совершенства его рабочих процессов, и они являются
основой для выбора регулировок систем двигателя.
Введение жестких ограничений на показатели токсичности ОГ
приводит к необходимости их учета при выборе оптимального
регулирования. Процедура получения ХОР с учетом этих ограниче-
ний значительно сложнее той, что описана в 9.2.2. Это вызвано не
только увеличением числа управляемых параметров (например, за
376
счет добавления степени рециркуляции ОГ), но и увеличением числа
параметров оптимизации: к удельному расходу топлива добавляет-
ся несколько показателей токсичности (по количеству различных
токсичных компонентов).
Сравнение реальных НХ с нагрузочными ХОР позволяет оце-
нить правильность выбора регулировок систем топливоподачи и за-
жигания двигателя.
Кроме того, НХ позволяют:
• по серии характеристик, снятых при различных частотах вра-
щения, определить экономические и токсические показатели двига-
теля во всей зоне рабочих режимов и сопоставить их с показателями
других двигателей;
• выбрать наиболее благоприятные по экономичности и токсич-
ности режимы работы двигателя, которые могут быть обеспечены
правильным подбором двигателя к автомобилю и выбором пере-
даточных отношений трансмиссии;
• рассчитать экономические и токсические показатели автомоби-
ля при его движении в заданных дорожных условиях.
На НХ выделяют следующие характерные точки:
• минимальный удельный расход топлива gemin и значение наг-
рузки (N„ М„ Р'), а также а и <рв з, (<ро.вп.), которые ему соответствуют;
• часовой расход топлива (GTmaK), а и <рвз(<рпт) на режиме
• часовой расход топлива (GT.„), а и на режиме холо-
стого хода.
9.3.1. НАГРУЗОЧНАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ДВИГАТЕЛЯ
С ИСКРОВЫМ ЗАЖИГАНИЕМ
В двигателях с искровым зажиганием (ДсИЗ) изменение мощ-
ности достигается в основном за счет изменения количества
горючей смеси (изменением положения ДЗ), поступающей в ци-
линдры.
Состав смеси на режимах НХ теоретически должен оставаться
экономическим при каждом значении Nn за исключением
режима полной нагрузки, когда возможности количественного регу-
лирования будут исчерпаны. В этом случае обеспечение ре-
жима N,=Nmar возможно только при обогащении смеси до мощ-
ностного состава. В современных ДсИЗ с впрыскиванием бензина
алгоритм обогащения заложен в память электронного блока упра-
вления: обогащение происходит в зависимости от расхода воздуха
(или от уровня разрежения во впускном трубопроводе) с учетом
положения ДЗ и скоростного режима двигателя. Необходимое обо-
гащение смеси в карбюраторных двигателях реализуется при помо-
щи экономайзера, эконостата или включением вторичной камеры
377
карбюратора (в двухкамерных карбюраторах с последовательным
включением камер).
Совместное изменение наполнения цилиндров и обеспечиваемых
штатными системами реальных значений а и фоз оказывает сложное
воздействие на рабочий процесс и показатели двигателя (рис. 9.11).
Характер изменения основных показателей двигателя определяется
совместным влиянием изменения и (рис. 9.12). Величина по
НХ определяется составом смеси, rjv и значением УОЗ, а величина
т]м практически зависит только от нагрузки двигателя, изменяясь от
нуля на режиме XX до максимального значения на режиме Nm„.
При полном открытии ДЗ из-за химической неполноты сгорания
(а< 1) уменьшается и увеличивается gn несмотря на максималь-
ное значение (рис. 9.12).
Прикрытие ДЗ переводит работу системы топливоподачи на
обеспечение близкого к экономичному составу смеси (а= 1,1... 1,2),
что повышает тц. Минимальный удельный эффективный расход
топлива определяется максимальной величиной произведения
г]е=гцг]ы и соответствует, как правило, значению N,—(0,8...0,9)JV,m„
(рис. 9.11 и 9.12).
Рис. 9.11. Нагрузочная характеристика двигателя с искровым зажиганием (е=9;
iVh = l,5 л; л=2000 мин-1)
378
Рис. 9.12. Изменение показателей двигателя с искровым зажиганием по нагрузочной
характеристике (е=7,0; |Р*=6,0 л; п=2000 мин-1)
Однако прикрытие ДЗ по ряду причин (см. 9.2.1) приводит
к ухудшению условий воспламенения и сгорания горючей смеси.
В результате этого а необходимо несколько уменьшить, что особен-
но важно на режимах малых нагрузок и холостого хода (см. 9.2.1),
где для обеспечения хорошей экономичности необходимо обогатить
смесь до а=0,90—0,95 (см. рис. 9.11). По этой же причине необ-
ходимо увеличивать УОЗ, чтобы компенсировать увеличение длите-
льности первой фазы сгорания (см. 9.2.2).
Ухудшение условий сгорания и обогащение смеси по мере при-
крытия ДЗ приводят к некоторому уменьшению (рис. 9.12), что
увеличивает Но более сильное влияние на зависимость ge=f(N^
оказывает изменение Мощность механических потерь незначи-
тельно изменяется с уменьшением Ne. Но вследствие уменьшения
индикаторной мощности быстро снижается достигая нулевого
значения на режиме холостого хода (рис. 9.12). Это приводит к ин-
тенсивному увеличению ge с уменьшением нагрузки, так как все
большая часть теплоты расходуется не на полезную работу, а на
преодоление внутренних (механических) потерь, что указывает на
нецелесообразность использования двигателя на режимах очень
малых нагрузок.
В широком диапазоне нагрузок, в котором >?,- и а изменяются
в сравнительно узких диапазонах, G„ rjv, давление во впускном
379
трубопроводе рп а также GT практически линейно связаны с Ne.
Лишь в зоне вблизи полной нагрузки, когда фактически начинается
качественное регулирование, линейный характер нарастания этих
параметров с ростом Ne нарушается: темп нарастания GT увеличива-
ется, а интенсивность роста GB и rjv, напротив, замедляется.
Характер изменения температуры ОГ (zr) определяется количе-
ством сжигаемой смеси и ее составом. С увеличением нагрузки
возрастает масса заряда, приходящаяся на единицу площади по-
верхности цилиндра, что приводит к повышению tv. При больших
нагрузках (в зоне включения экономайзерных устройств) реша-
ющим фактором может оказаться обогащение смеси, что может
привести к снижению гг (см. 9.2.2).
Содержание токсичных компонентов ОГ по нагрузочной харак-
теристике определяется совместным влиянием a, и <рв_3.
Содержание СО в отработавших по нагрузочной характеристике
газах определяется составом смеси: его содержание увеличивается
как на полной нагрузке, так и на режимах малых нагрузок (см. рис.
9.11). Аналогичным образом изменяется содержание СН: на режиме
полной нагрузки определяющим фактором является состав смеси,
а на режимах малых нагрузок и XX — состав смеси и низкая
скорость сгорания (см. 9.2.2).
Максимальное содержание NOX в ОГ, как правило, имеет место
на режимах максимальной экономичности, предшествующих пере-
ходу на мощностной состав смеси (см. рис. 9.11). На режиме полной
нагрузки содержание NOX уменьшается из-за отсутствия избыточ-
ного кислорода, а на режимах малых нагрузок — из-за снижения
максимальной температуры цикла вследствие разбавления смеси
остаточными газами и снижения скорости сгорания. Но даже в том
случае, если содержание СО и СН в отработавших газах на режиме
холостого хода и полной нагрузки будет примерно одинаковым,
в последнем случае их массовый выброс будет выше из-за больших
расходов смеси.
9.3.2. НАГРУЗОЧНАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ДИЗЕЛЯ
При снятии нагрузочной характеристики снижение нагрузки до-
стигается уменьшением цикловой подачи топлива, частота враще-
ния при этом поддерживается неизменной.
В дизеле без наддува (рис. 9.13, а) увеличение а при снижении
нагрузки вызвано снижением часового расхода топлива GT, в то
время как часовой расход воздуха GB несколько увеличивается (см.
3.1.7). Температура отработавших газов Тт снижается из-за
уменьшения количества теплоты, выделяющейся при сгорании. Уве-
личение а приводит к снижению дымности отработавших газов К,
380
а также уменьшению gt в результате увеличения г];. Однако на очень
малых нагрузках величина может увеличиваться из-за ухудшения
качества процессов впрыскивания и распыливания топлива.
Удельный эффективный расход топлива обычно достигает мини-
мума при 70...80%-й нагрузке. При полной нагрузке ge возрастает
из-за уменьшения а и 1/,, а на малых нагрузках — увеличивается
в связи с уменьшением Механический КПД дизеля меняется по
нагрузочной характеристике так же, как у двигателя с искровым
зажиганием (см. 9.3.1).
У дизеля с турбонаддувом (рис. 9.13, б) при снижении нагрузки
в связи с падением температуры ОГ перед турбиной Тт уменьшается
располагаемая работа газа, что приводит к снижению частоты
вращения турбины и компрессора. В результате снижаются параме-
тры наддувочного воздуха: р„ Тт и GB. Это, в свою очередь, приво-
дит к уменьшению расхода газа через турбину и противодавления
газа перед турбиной рт и, как следствие, к дополнительному умень-
шению частоты вращения турбины и компрессора. Процесс про-
должается до тех пор, пока не установится новый режим совмест-
ной работы дизеля с ТКР, что обычно продолжается несколько
секунд.
а — без наддува; б — с турбонаддувом и охлаждением воздуха
381
При снижении нагрузки у дизеля с турбонаддувом а увеличива-
ется более плавно, поскольку уменьшается расход воздуха. Такой
характер изменения а вызывает более плавное снижение Тт. В ре-
зультате снижения рт и Тт коэффициент наполнения уменьшается.
При снижении нагрузки падает КПД ТКР, что объясняется отклоне-
нием режима его работы от расчетного. Это вызывает более значи-
тельное падение давления наддува р„ чем противодавления перед
турбиной рт, что приводит к дополнительному увеличению ge на
малых нагрузках из-за увеличения затраты работы на газообмен.
Поэтому целесообразно использовать регулирование давления тур-
бонаддува на малых нагрузках.
Если в качестве агрегата наддува используется приводной наг-
нетатель (ПН) при отсутствии какого-либо метода регулирова-
ния, то в случае уменьшения нагрузки давление и температура над-
дувочного воздуха рх и Тж будут меняться незначительно и опре-
деляться характеристиками ПН, а противодавление на выпуске из
цилиндров рт будет близко к атмосферному, как у дизеля без
наддува. При этом на малых нагрузках величина gt будет расти
более круто, чем при использовании ТКР, из-за падения механичес-
кого КПД двигателя, поскольку на малых нагрузках требуются
такие же затраты мощности на привод ПН, что и на полных,
а эффективная мощность двигателя уменьшается. Поэтому на ма-
лых нагрузках целесообразно отключать ПН.
Поскольку при увеличении нагрузки повышаются дымность ОГ
и тепловая напряженность деталей, предел форсирования дизеля по
нагрузке определяется той из этих двух величин, которая первой
приблизится к критическому уровню. Дизели с турбонаддувом (по
сравнению с безнаддувными) при средних и высоких частотах вра-
щения имеют большие значения а, поэтому для них предел фор-
сирования обычно определяется тепловой напряженностью деталей
в цилиндре и колеса турбины ТКР.
9.4. СКОРОСТНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
Скоростной характеристикой называется зависимость основных
показателей двигателя от частоты вращения коленчатого вала при
неизменном положении органа управления двигателем.
Из всего множества скоростных характеристик наибольшее пра-
ктическое значение имеет внешняя скоростная характеристика
(ВСХ). Эта характеристика в двигателе с искровым зажиганием
(ДсИЗ) определяется при полном открытии дроссельной заслонки
(ДЗ). В дизелях ВСХ снимается при положении органа управления
топливоподачей «на упоре»; в этом случае реализуется предельная
цикловая подача топлива на номинальном скоростном режиме
382
и обеспечивается получение номинальной мощности, заданной заво-
дом-изготовителем. В дизелях с традиционной топливной системой
непосредственного действия (см. 5.2) и с механическим всережим-
ным регулятором частоты вращения такое положение органа упра-
вления соответствует предельному натяжению главной пружины
регулятора.
Скоростные характеристики, снятые при промежуточном поло-
жении органа управления двигателем, называются частичными.
Режимы ВСХ имитируют работу двигателя на автомобиле при
движении последнего в условиях переменного дорожного сопротив-
ления, но при постоянном и предельном положении органа управле-
ния двигателем. Чаще всего режимы ВСХ имеют место при разгоне
автомобиля.
Изменение скоростного режима двигателя при снятии скоро-
стных характеристик обеспечивается изменением внешней нагрузки
при помощи тормозного устройства. Если двигатель не оборудован
ограничителем или регулятором частоты вращения или они от-
ключены, то ВСХ снимается в диапазоне от п^п до 1,1пиом.
ВСХ представляет собой верхнюю границу поля эксплуатацион-
ных режимов работы двигателя. На режимах ВСХ двигатель ис-
пытывает максимальные тепловые и механические нагрузки и выде-
ляет наибольшее количество токсичных веществ с ОГ.
ВСХ является основной паспортной характеристикой двигателя,
на основании которой оценивают его главные технические показа-
тели:
• на номинальном скоростном режиме определяют номиналь-
ную мощность двигателя Nemna номинальный эффективный крутя-
щий момент Л/хном, номинальный удельный эффективный расход
топлива geHOM, а также значение а;
• максимальный крутящий момент Л/1ГП„ и соответствующую
ему частоту вращения
• минимальный удельный эффективный расход топлива gemin и
соответствующую ему частоту вращения Mgfmin;
• минимально устойчивую частоту вращения п,^;
• коэффициент приспособляемости двигателя, равный отноше-
нию Хпр=который косвенно характеризует устойчи-
вость режима работы двигателя по ВСХ;
• коэффициент запаса крутящего момента, равный отношению
ЛСм=(Л/хтм—Л/хном)/Л/хном, который характеризует приспособляе-
мость двигателя к преодолению временно возросших сопротивле-
ний без перехода на низшую передачу автомобиля или трактора;
• скоростной коэффициент определяющий интер-
вал частот вращения между значениями, соответствующими
^^хгпах И -Лиеном-
В зависимости от укомплектованности двигателя устройствами
и оборудованием согласно стандарту определяют мощность нетто
383
и мощность брутто. В первом случае двигатель должен быть уком-
плектован серийным оборудованием (вентилятор, генератор, возду-
хоочиститель, глушитель и др.), перечень которого определяется
стандартом, а регулировки должны соответствовать техническим
условиям. Отключаются лишь вспомогательные системы, потреб-
ляющие мощность, но не обслуживающие двигатель (компрессор
тормозной системы, насос гидроусилителя рулевого управления,
компрессор кондиционера и т. д.).
При определении мощности брутто допускается отключать
или снимать некоторые устройства, обслуживающие двигатель,
а также использовать оптимальные (а не штатные) регулировки
отдельных его систем. Поэтому мощность брутто больше мощ-
ности нетто.
Условия окружающей среды (давление, температура, влажность)
существенно влияют на работу двигателя и его показатели. Чтобы
сопоставить результаты испытаний, полученные при разных атмос-
ферных условиях, мощностные показатели двигателя (N„ Мт, ре) по
ВСХ приводят к стандартным атмосферным условиям: атмосфер-
ное давление Во= 100 кПа (750 мм рт. ст.), температура воздуха
То=298 К, парциальное давление сухого воздуха рх=99 кПа, тем-
пература топлива (для дизелей) Тт = 298 К.
Приведенные значения N^, Мл рл получаются умножением
полученных при испытаниях значений N„ Мт и ре на поправочный
коэффициент, зависящий от давления и температуры окружающей
среды, от влажности воздуха и типа двигателя (двигатель с ис-
кровым зажиганием или дизель).
9.4.1. СКОРОСТНАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ДВИГАТЕЛЯ
С ИСКРОВЫМ ЗАЖИГАНИЕМ
ВСХ снимается при штатных регулировках систем топливопода-
чи и зажигания. На большинстве скоростных режимов состав смеси
близок к мощностному (рис. 9.14 и 9.15).
Штатные регулировки системы зажигания обеспечивают фо.3~
~ Фо.з.опт или на средних и малых частотах вращения фоз, ограничен-
ный появлением детонации.
С увеличением п происходит уменьшение относительных потерь
теплоты в стенки цилиндров, улучшается качество смесеобразова-
ния и сокращается длительность второй фазы сгорания, выражен-
ная в единицах времени (но практически, как правило, сохраняется
ее длительность в градусах ПКВ). Это приводит к увеличению
rji с ростом частоты вращения (рис. 9.15) и дальнейшей его стабили-
зации; последнему способствует некоторое возрастание фазы до-
горания, увеличивающее тепловые потери в стенки и в основном
с отработавшими газами. Аналогичным образом изменяется от-
384
Рис. 9.14. Внешняя скоростная характеристика двигателя с искровым зажиганием
(/Г*=1,5л)
ношение гц/а. Таким образом, качество рабочего процесса двигателя
с искровым зажиганием не лимитирует возможность его форсирова-
ния по скоростному режиму.
Характер изменения rjV в зависимости от частоты вращения
неоднозначен для различных двигателей, хотя имеют место некото-
рые общие закономерности.
Для двигателей легковых автомобилей большие значения i]v
в зоне высоких частот вращения обеспечивают высокую номиналь-
ную мощность двигателя, что в конечном счете определяет высокую
максимальную скорость и хорошую динамику разгона автомобиля.
Для двигателей грузовых автомобилей максимальное значение
в зоне низких и средних частот вращения (рис. 9.15) обеспечивает
хорошие тяговые свойства автомобиля (высокий коэффициент при-
способляемости).
25 - 4664
385
Рис. 9.15. Изменение по ВСХ основных показателей рабочего процесса двигателя
с искровым зажиганием (iF*=6,0 л)
В двигателях с управляемыми фазами газораспределения и/или
изменяемой геометрией впускного тракта (изменяемой длиной
впускного трубопровода) зависимость ч„=/(л) имеет более пологий
характер.
Совместное влияние rjv, а и определяет соответствующий ха-
рактер изменения Pi(n): его снижение при малых частотах вращения
связано с уменьшением t], и г]у, а при высоких — только с пони-
жением Г]у.
Уменьшение тц при снижении скоростного режима связано:
• с увеличением относительной теплоотдачи в стенки за цикл
вследствие увеличения времени контакта газов со стенками;
• с ухудшением условий смесеобразования за счет снижения
скорости воздуха во впускном трубопроводе и уменьшения тур-
булизации заряда в цилиндре;
• с увеличением утечек рабочего тела через неплотности за счет
увеличения длительности рабочего цикла;
386
• с некоторым обогащением смеси при снижении скоростного
режима (не всегда).
Уменьшение rjv при снижении скоростного режима вызывается
несоответствием фаз газораспределения для данного режима в ре-
зультате чего уменьшается дозарядка цилиндров и даже возможен
обратный выброс смеси. Уменьшение rjv с увеличением скоростного
режима (на высоких частотах вращения) связано с увеличением
гидродинамических потерь во впускном тракте.
Среднее давление механических потерь рв п возрастает с увеличе-
нием п по закону, близкому к линейному, что в сочетании с харак-
тером изменения р,(и) (рис. 9.15) приводит, как правило, к монотон-
ному снижению механического КПД с ростом п.
Снижение ре при малых п определяется теми же факторами, что
и снижение р, (т. е. rjt и ^г), а при л>лЫтт„т вызывается снижением
rjv и Как правило, для двигателей с искровым зажиганием
скоростной коэффициент лежит в пределах К„=0,55...0,70, а коэф-
фициент приспособляемости Кщ, — в диапазоне 1,10...1,30.
Увеличение Ne с возрастанием п продолжается до тех пор, пока
рост частоты циклов, пропорциональный п, преобладает над сниже-
нием pt. Когда эти два фактора компенсируют друг друга, то
достигается максимальная мощность двигателя У,шнх. Как правило,
ИЛГетах'> ^ом-
При n>nWemM происходит резкое снижение N„ что связано с соот-
ветствующим снижением т]ы и т]у. При р,=рвп двигатель выходит на
режим холостого хода при полностью открытой ДЗ, достигая мак-
симальной частоты вращения холостого хода ихшм или, как ’ ее
иногда называют, разностной частоты вращения пр, которая на
30—50% превышает номинальную. При этом в силу особенностей
рабочего процесса топливных систем ДсИЗ существенного измене-
ния состава смеси и, следовательно, качества рабочего процесса не
происходит. Для двигателей легковых автомобилей кратковремен-
ный выход на этот режим опасности не представляет.
У двигателей грузовых автомобилей, имеющих сравнительно
большие возвратно-поступательно движущиеся массы и, следова-
тельно, высокие значения сил инерции, нагружающих их детали,
максимальная частота вращения может оказаться опасной с точки
зрения надежности. Поэтому такие двигатели снабжаются ограни-
чителями частоты вращения, уменьшающими подачу топливо-воз-
душной смеси при и > Ином.
На графики внешней скоростной характеристики наносят также
приведенные к стандартным условиям значения крутящего момента
и мощности (см. рис. 9.14), а также кривые часового расхода
топлива GT (и). Полагая неизменным состав смеси по ВСХ (значение
а изменяется в сравнительно узких пределах 0,85...0,95), можно
25*
387
показать, что величина GT прямо пропорциональна произведе-
нию г^п, а зависимость <7т(п) представляет собой слабо выпуклую
кривую.
Изменение удельного расхода топлива по ВСХ определяется
произведением вдм. Увеличение ge при низких значениях п связано
с пониижением а при высоких — с уменьшением г]ы. При п=
= «лтах^=СС-
Температура ОГ по ВСХ возрастает с увеличением п, что связа-
но с уменьшением относительной теплоотдачи в стенки цилиндра
при сгорании и расширении вследствие сокращения длительности
Рис. 9.16. Внешняя и частичные скоростные характеристики двигателя с искровым
зажиганием (ГУ*=7,7 л):
-------------¥>ДЗ= 100%;---рдз=70%;-------фдз=50%;.....— <рдз=40%
388
цикла и повышения температуры некоторых деталей двигателя,
а также из-за увеличения фазы догорания топлива.
Содержание токсичных веществ в ОГ по ВСХ определяется
совместным влиянием а, <рт и условиями смесеобразования и сгора-
ния (см. гл. 8).
Мощностной состав смеси по ВСХ обеспечивает содержание СО
в ОГ в пределах 3...4% (содержание СО зависит только от а).
Содержание NOX в ОГ по ВСХ слабо изменяется в зависимости от
скоростного режима и зависит только от а и фоз. Некоторое воз-
растание NOX с увеличением п может вызываться увеличением
а и ф0.з (см. 9.2.1 и 9.2.2). Содержание СН в ОГ по ВСХ зависит от
а, <роз и условий догорания на линии расширения. Уменьшение
а и ухудшение условий смесеобразования при низких частотах вра-
щения могут привести к незначительному увеличению содержания
СН в ОГ.
Однако независимо от концентрации токсичных веществ в ОГ на
различных скоростных режимах их массовый выброс в единицу
времени будет возрастать с увеличением п, так как повышаются
массовые расходы топлива и воздуха.
Частичные скоростные характеристики (рис. 9.16) снимают при
постоянных промежуточных положениях ДЗ. Прикрытие ДЗ приво-
дит к более резкому снижению с увеличением п, что приводит
к уменьшению соответственно ^м, рг. Чем сильнее прикрыта ДЗ,
тем круче зависимости ре(п), Мт(п), Ne(ri). При этом их максималь-
ные значения сдвигаются в область меньших частот вращения.
При незначительном прикрытии ДЗ, когда снижение невелико,
возможно улучшение экономичности двигателя (уменьшение geinin)
в диапазоне низких и средних частот вращения при работе по
частичной скоростной характеристике по сравнению с работой по
ВСХ (рис. 9.16). Это связано с переходом работы системы питания
на приготовление обедненных составов смеси. Однако при высоких
частотах вращения преобладающим фактором является снижение
что приводит к резкому возрастанию gr.
При дальнейшем прикрытии ДЗ происходит увеличение gemin
вследствие снижения г]ы, а при очень сильных прикрытиях ДЗ — и
вследствие уменьшения
9.4.2. ВНЕШНЯЯ СКОРОСТНАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ДИЗЕЛЯ.
ФОРМИРОВАНИЕ ВНЕШНЕЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ
Ряд зависимостей параметров дизеля от частоты вращения
(мощность, крутящий момент, удельный эффективный расход топ-
лива, коэффициент наполнения) качественно имеют такой же вид,
389
как в случае бензинового двигателя, внешняя характеристика кото-
рого рассмотрена выше. Близки и объяснения характера этих зави-
симостей. Поэтому ниже рассматриваются лишь особенности, при-
сущие дизелю.
На рис. 9.17 приведены внешние характеристики дизелей без
наддува и с регулируемым наддувом, оборудованных регулятором
частоты вращения. Собственно внешней характеристикой является
изменение показателей в пределах частоты вращения от до ИнОМ,
т. е. от минимальной рабочей частоты вращения до номинальной
частоты вращения, сертифицированных заводом-изготовителем. На
участке от и„ом до максимальной частоты вращения холостого хода
«шш зависимости показателей от частоты вращения называют
регуляторной ветвью внешней характеристики. Если ее перестроить
в зависимости от эффективной мощности или крутящего момента,
то получим регуляторную характеристику.
Частичными скоростными характеристиками дизеля называют
характеристики, получаемые при такой настройке регулятора часто-
ты вращения (механического или электронного), когда снижение
мощности, момента и соответствующее изменение в характере за-
висимости от частоты вращения других показателей начинается при
л» < «ном- Здесь их — частота вращения, обусловленная настройкой
регулятора, при которой под действием регулятора начинается
снижение подачи топлива. Каждая из частичных характеристик
состоит из отрезка внешней характеристики от п^т до их и регуля-
торной ветви, начинающейся при их и заканчивающейся при Ne и
Л/ж=0. При этом частота вращения холостого хода больше п*, но
меньше ии1пи.
Наибольший интерес представляют внешние характеристики.
Изменение в функции внешней нагрузки показателей в пределах
регуляторных ветвей (или по регуляторным характеристикам) объ-
ясняется практически теми же факторами, от которых зависит изме-
нение показателей по нагрузочным характеристикам (см. 9.3.2) с той
лишь разницей, что по регуляторным характеристикам на измене-
ние показателей оказывает небольшое влияние также изменение
частоты вращения. Влияние это, однако, в основном количествен-
ное, а не качественное.
По приведенным причинам ниже рассматриваются именно
внешние характеристики дизеля. На внешней характеристике приве-
дены эффективные показатели. Как следует из 9.3.2, среднее эффек-
тивное давление, крутящий момент, мощность двигателя и эффек-
тивный КПД определяются как произведение соответствующих ин-
дикаторных показателей на механический КПД.
Зависимость от частоты вращения индикаторных показателей
дизеля при неизменном избытке воздуха рассмотрена в 4.1.2, зави-
симость механического КПД — в 4.2.
390
Рис. 9.17. Внешние скоростные характеристики с регуляторными ветвями:
а — дизеля без наддува; б — дизеля с регулируемым над дувом
6)
220
180
140
100
800
60 L
600L
1,0
Л^.кВт
260
310
, Se
0 о|г/(кВгч)
’ 270
Тт, К
- 1000г
50
600
40
400
30
12
2,0
230
1,6
6e
-1200
"116^ МПа
190» i--------Г f
1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200 2400 й’ мин"
”min n HOM «xxmax
AfK, H-м
pT,pK.11600
МПа
к0,1'
340
300
кг/ч -
1400
1200
1000
800
20
-2,8-
a
-2,4J 8
На практике избыток воздуха при изменении частоты вращения
дизеля не остается неизменным. Это связано в основном с необ-
ходимостью воздействия на характер изменения с частотой враще-
ния крутящего момента. Способы этого воздействия или фор-
мирования внешней характеристики различны для дизелей без над-
дува и с наддувом.
В дизеле без наддува, как следует из выражения
, , 1000 „ 1000 ни T)i
м*=------pcvhi=----- - мыр0..
пт пт Z0(l+d)a
активно воздействовать на зависимость можно лишь изме-
нением r}v=f(n) и а=/(и). Первое возможно только в случае управ-
ляемых систем газораспределения (см. 3.1). В случае же неуправля-
емых систем газораспределения их настройка осуществляется
на режим максимального момента п* или на частоту вращения
среднюю между им и ПяОМ.
Управлять зависимостью а=/(и) можно в случае систем без
электронного управления применением прямого и обратного кор-
ректоров (см. 5.2). При электронном управлении впрыскиванием
можно обеспечить практически любой характер изменения с часто-
той вращения цикловой подачи топлива, момента начала впрыски-
вания и даже характеристик впрыскивания.
Следует, однако, иметь в виду, что выбранная зависимость
a—f(n) формируется не только исходя из стремления получить
выгодные значения Кщ, и К^, но также рядом ограничений: по
экономичности, выбросу твердых частиц и вредных газообразных
продуктов, а также механическим и тепловым нагрузкам. Увели-
чение коэффициента наполнения от Иты до режима настройки объ-
ясняется снижением подогрева заряда при впуске и улучшением
условий наполнения, в частности, увеличением дозарядки и умень-
шением заброса продуктов сгорания во впускной трубопровод. При
повышении частоты выше режима настройки коэффициент напол-
нения снижается как следствие преобладающего влияния уве-
личения перепадов давлений во впускной и выпускной системах
и ухудшения условий наполнения. Небольшое повышение г}„ при
п>Пцом объясняется снижением подогрева заряда при переходе на
регуляторную ветвь.
Коэффициент избытка воздуха в дизеле без наддува обычно
несколько снижается при уменьшении частоты вращения от до
«м, способствуя наряду с повышением коэффициента наполнения
и механического КПД повышению крутящего момента. Несмотря
на это, эффективный КПД имеет максимум 0^=0,385), а удельный
расход топлива минимум обычно вблизи n«. Объясняется это тем,
392
что влияние повышения механического КПД при снижении п от n„ON
до Пы преобладает над влиянием снижения индикаторного КПД.
Следует отметить, что в дизеле без наддува из-за рассмотренных
выше ограничений возможности повышения невелики, особенно
в случае неуправляемых систем газораспределения, и запас крутя-
щего момента не превышает 10—12%.
При снижении частоты вращения ниже п* коэффициент избытка
воздуха несколько растет. Это наряду с уменьшением индикатор-
ного КПД и коэффициента наполнения имеет следствием снижение
крутящего момента. Уменьшение индикаторного КПД при сниже-
нии частоты вращения в современных дизелях происходит в основ-
ном из-за увеличения относительных потерь в среду охлаждения.
Возможно в отдельных случаях и влияние ухудшения смесеобразо-
вания. В случае значительного повышения избытка воздуха при
и<Им возможно, что индикаторный КПД в этом диапазоне частот
вращения не будет снижаться. Это, однако, в дизелях без наддува
наблюдается редко.
Непрозрачность выпускных газов, как правило, растет при сни-
жении частоты вращения, если применяется нерегулируемая систе-
ма топливоподачи. Замедление роста непрозрачности выпускных
газов N, % (см. 8.3), в диапазоне и<1400 мин”1 (рис. 9.17, а)
объясняется, очевидно, ростом коэффициента избытка воздуха.
С возрастанием частоты вращения увеличивается число циклов за
1 с, поэтому растут часовой расход топлива и мощность дизеля. На
зависимость Gt=f(n) влияет характер изменения с частотой враще-
ния цикловой подачи топлива, который наряду с зависимостью
jj„=/(n) формирует рассмотренный выше характер изменения коэф-
фициента избытка воздуха. На характер Ne=f(n), конечно, влияет
форма зависимости Л/ж=/(и), которая обсуждена выше.
Температура газов в выпускном трубопроводе Гт в дизеле без
наддува, как правило, возрастает с увеличением частоты вращения
в основном по двум причинам:
• уменьшение потерь теплоты в среду охлаждения;
• удлинение в градусах поворота коленчатого вала, длитель-
ности сгорания и, как следствие, его более позднее (относительно
ВМТ) завершение.
Оптимальный угол начала впрыскивания растет с частотой вра-
щения также по следующим причинам:
• удлинение в градусах поворота коленчатого вала длительности
периода задержки воспламенения и других фаз сгорания;
• увеличение в градусах поворота коленчатого вала оптималь-
ного угла опережения воспламенения.
Последнее, в свою очередь, объясняется отмеченным уже удли-
нением периода горения, а также уменьшением относительных по-
терь в среду охлаждения, что позволяет начинать горение с замет-
393
ним опережением относительно ВМТ и заканчивать его на такте
расширения ближе к ВМТ, так как это не вызывает заметного
увеличения потерь теплоты в среду охлаждения и снижения КПД
цикла.
В то же время следует отметить, что нередко устанавливаются
не оптимальные по экономичности углы опережения воспламенения
с целью обеспечить выполнение норм, в частности, по выбросу
оксидов азота.
Максимальное давление цикла растет с увеличением частоты
вращения. Это объясняется, как правило, тем, что большая доля
топлива сгорает при уменьшающемся объеме и меньше потери
теплоты в среду охлаждения. Не исключено также влияние повы-
шения максимальной скорости тепловыделения, которая имеет ме-
сто практически в момент достижения максимального давления
цикла.
В дизеле с наддувом появляется еще один очень эффективный
способ формирования внешней характеристики — давление во
впускном трубопроводе. В случае газотурбинного наддува оказыва-
ет заметное влияние и давление в выпускном трубопроводе (через
величины г]у и г]ы).
На рис. 9.17, б приведена характеристика, при которой коэф-
фициент запаса крутящего момента равен 38%. Благодаря этому
в диапазоне 2200>и>1400 мин-1 мощность дизеля при снижении
частоты вращения уменьшается незначительно.
Регулирование наддува при п> 1500 мин"1 оказывает влияние на
характер изменения часового расхода топлива, температуры воз-
духа во впускном трубопроводе Гж, температуры газов перед турби-
ной Гт и максимального давления в цилиндре и максимальной
скорости на внешнем диаметре колеса турбины [7тти.
В данном случае применен газотурбинный наддув с регулирова-
нием перепуска части газов, минуя турбину при и>1500 мин-1.
С ростом частоты вращения проходное сечение в клапанах перепус-
ка увеличивается, причем особенно интенсивно в диапазоне частот
2400>и>2200 мин-1.
Выбором минимального проходного сечения двух турбин, ис-
пользуемых на V-образном дизеле с S/D = 130/120, мощностью
360 кВт при /1^=2200 мин-1, обеспечен крутящий момент, близкий
к 1600 И м (им=1400 мин-1). При снижении частоты вращения
двигателя вследствие понижения расхода и температуры газов пе-
ред турбиной достаточно резко уменьшается скорость газов на
входе в колеса турбины. Неблагоприятно изменяется и направление
входа потока на колеса, о чем свидетельствует снижение КПД
турбин. В результате уменьшается давление наддува и плотность
воздуха перед впускными клапанами. Это имеет следствием сниже-
ние крутящего момента. На снижение момента влияет также не-
394
большое уменьшение индикаторного и механического КПД. После-
днее происходит, несмотря на снижение среднего давления механи-
ческих потерь вследствие более существенного уменьшения средне-
го индикаторного давления.
Минимальный удельный эффективный расход топлива соответ-
ствует эффективному КПД, равному 0,438.
Улучшение экономичности дизеля с наддувом по сравнению
с дизелем без наддува объясняется в основном существенно более
высокими значениями механического КПД при обеспечении за счет
современных методов организации процессов смесеобразования
и тепловыделения высоких КПД цикла. Увеличение удельного эф-
фективного расхода топлива при п> 1500 мин-1, несмотря на повы-
шение индикаторного КПД, объясняется уменьшением механичес-
кого КПД вследствие как повышения среднего давления механичес-
ких потерь, так и снижения среднего индикаторного давления.
Применение регулируемого газотурбинного наддува обеспечивает
не только получение высокого запаса крутящего момента, но и по-
зволяет избежать чрезмерно высоких значений линейной скорости
на внешнем диаметре колеса турбины С7тт„, а также значительного
увеличения механических и тепловых нагрузок в диапазоне высоких
частот вращения дизеля.
В табл. 9.1 приведено сравнение ряда показателей дизеля при
наличии и отсутствии регулируемого наддува по результатам рас-
четов на ЭВМ (см. 6.1).
В случае наличия перепуска минимальное проходное сечение
улитки турбины Fto=8 мм2 и проходное сечение в клапане перепус-
ка 1,8 см2. При отсутствии перепуска для получения заданной
номинальной мощности /’то = 13,5 см2.
Таблица 9.1
Пере- пусх газов Pi. МПа Рт» МПа а Т1, К Тт. К Рг, МПа м/с 2 в 41 Чы Че ”. мин-1
Есть 0,123 0,126 1,517 301 723 9,10 256 1310 0,478 0,88 0,42 1000
Нет 0,107 0,107 1,506 299 689 7 105 889 0,478 0,867 0,415 1000
Есть 0,174 0,178 1,472 321 917 13,3 341 1591 0,482 0,91 0,438 1400
Нет 0,131 0,127 1,47 304 813 9,7 217 1123 0,484 0,878 0,425 1400
Есть 0,172 0,19 1,703 317 932 12,55 315 1151 0,498 0,824 0,41 2200
Нет 0,19 0,183 1,925 321 886 13,47 347 1151 0,503 0,836 0,42 2200
Видно, что при практически одинаковых значениях ограничений
(по коэффициенту избытка воздуха в диапазоне и= 1000—1400 мин-1
и максимальному значению линейной скорости на внешнем диамет-
ре колеса турбины итшах при и =1400 в случае наличия перепуска
395
и п=2200 мин-1 без перепуска) в случае нерегулируемого наддува
существенно ниже крутящий момент в диапазоне малых частот
вращения. Запас крутящего момента не достигается. В дизеле с не-
регулируемым газотурбинным наддувом с ростом частоты вра-
щения увеличиваются расход газов через турбину и степень пониже-
ния давления в турбине, что влечет за собой повышение во
всем диапазоне п частоты вращения вала ТК, р„ Тт и рж. Увеличение
р, и Тх ведет с повышению отношения pjpx и уменьшению по-
догрева заряда, поэтому коэффициент наполнения возрастает.
Если в дизеле без наддува максимум имеет место, как правило,
при некоторой средней (между минимальной и номинальной) часто-
те вращения, то в дизеле с нерегулируемым наддувом макси-
мум коэффициента наполнения смещается в сторону более высокой
частоты вращения и нередко имеет место при номинальной частоте
вращения. Поэтому цикловой расход воздуха в дизеле с нерегулиру-
емым газотурбинным наддувом увеличивается с ростом частоты
вращения в результате повышения т]у и рж. Применением систем
наддува, настроенных на промежуточную (не номинальную) часто-
ту вращения, и регулируемого наддува можно существенно влиять
на характер изменения массового наполнения цилиндров в функции
п, в частности обеспечить существенное увеличение массового напо-
лнения при снижении частоты вращения.
В случае малоразмерных ТК регулирование турбины поворотом
лопаток соплового аппарата не используется ввиду сложности,
высокой стоимости и недостаточной надежности механизма.
Настройка ТК на промежуточную частоту вращения означает,
в сущности, выбор турбины с меньшим минимальным эффектив-
ным сечением. Это обеспечивает увеличение тгг и л, и повышение
рж во всем диапазоне частот вращения. Однако при этом может
чрезмерно возрасти работа выпуска при высоких частотах. На-
стройка на пониженную частоту вращения при заданной зависимо-
сти Л/ж=/(и) обеспечивает улучшение экономичности на малых
частотах, так как здесь преобладает положительное влияние увели-
чения а. и индикаторного КПД. При высоких частотах вращения
преобладает отрицательное влияние увеличения работы выпуска
и экономичность ухудшается. Как показано выше., перепуск сущест-
венно способствует формированию внешней характеристики с высо-
ким запасом крутящего момента при выполнении ограничений
а> 1,45,<350 м/с,/?2< 14 МПа, Тт<680 К) и обеспечению высокой
экономичности дизеля.
Имеются и другие приемлемые для малоразмерных ТК способы
регулирования турбин, например, при помощи специально спрофи-
лированной, перемещаемой во входном патрубке детали, обеспечи-
вающей изменение минимального эффективного сечения и угла
входа газа на лопатки колеса турбины. Наконец, радикальным
396
способом формирования внешней скоростной характеристики дизе-
ля является применение управляемого комбинированного наддува,
при котором компрессор (ТК) и приводной компрессор подключе-
ны последовательно, причем основную функцию сжатия воздуха
при малых частотах вращения выполняет приводной компрессор,
а при больших — турбокомпрессор (рис. 9.19). Приводной компрес-
сор при достижении определенной частоты вращения и при опреде-
ленной достаточно малой нагрузке двигателя автоматически от-
ключается. Возможно также постепенное снижение его частоты
вращения применением в приводе вариатора. При малых нагрузках
и наиболее высоких частотах вращения автоматически открываются
также клапаны перепуска газов, минуя турбины. Открытие клапа-
нов также может быть растянутым во времени при достаточном
быстродействии привода.
Такая система наддува позволяет обеспечить одновременно
высокий запас крутящего момента и высокую экономичность во
всем диапазоне режимов работы дизеля. На рис. 9.19 показана
внешняя характеристика дизеля, разработанного КамАЗом и
МАДИ с управляемой комбинированной системой наддува. Отклю-
чение приводного компрессора обеспечивает повышение т]ы и сни-
жение ge. При средних частотах вращения достаточным оказывается
Рис. 9.18. Принципиальная схема дизеля с управляемым комбинированным над-
дувом и перепуском газов, минуя турбину:
1 — приводной нагнетатель типа «Руте»; 2 — головка цилиндра; 3 — охладитель наддувочного
воздуха; 4, 8 — электромагнитные клапаны; 5 — электронный блок управления; 6 — датчик
частоты вращения; 7 — датчик перемещения рейки ТНВД; 9 — пневмоцилиндр управления
клапаном; 10 — клапан перепуска газа; 11 — турбокомпрессор; 12 — муфта отключения приво-
дного нагнетателя; 13 — пневмоцилиндр управления муфтой отключения привода нагнетателя
397
Рис. 9.19. Внешняя скоростная характеристика дизеля с управляемым комбиниро-
ванным наддувом
Рис. 9.20. Многопараметровая характеристика дизеля с управляемым комбиниро-
ванным наддувом и перепуском газов, минуя турбину:
зона А — приводной нагнетатель включен; зона В — приводной нагнетатель отключен; зова
С — приводной нагнетатель отключен, клапаны открыты
398
давление наддува, обеспечиваемое ТК без перепуска газов. В диапа-
зоне самых высоких частот вращения достаточным оказывается
давление наддува, обеспечиваемое ТК при открытом клапане пере-
пуска. Последнее уменьшает работу выпуска, повышает т]ы и сни-
жает gc. При малых нагрузках отключение приводного компрессора
и открытие клапанов перепуска целесообразно при меньшей частоте
вращения дизеля, так как и при низкой плотности воздуха перед
впускными органами обеспечивается высокий избыток воздуха,
а отключение приводного компрессора и открытие клапанов пере-
пуска обеспечивают повышение г]ы и экономичности дизеля. Об-
ласти регулирования на многопараметровой характеристике в коор-
динатах Р'—п показаны на рис. 9.20.
Методы построения и особенности многопараметровых харак-
теристик см. 9.5.
9.5. МНОГОПАРАМЕТРОВЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
ДВИГАТЕЛЯ
В большинстве рассмотренных выше характеристик двигателей
анализировались зависимости различных показателей от одного
независимого переменного: в скоростных характеристиках — от и,
в нагрузочных — от N„ ре или и т. д.
В практике часто возникает необходимость изучения изменения
параметров и показателей двигателя в зависимости от двух пере-
менных или более. Анализ зависимости выходных показателей от
двух независимых переменных можно выполнить с использованием
многопараметровых характеристик. Наиболее часто применительно
к анализу двигателей исследуемый показатель изображается в коор-
динатах крутящий момент (или рг) — частота вращения в виде
пиний постоянных значений исследуемого показателя, что позволя-
ет анализировать его изменение во всем поле активных нагрузочных
и скоростных режимов двигателя.
На рис. 9.21 показана многопараметровая характеристика двига-
теля в координатах Мх—п, характеризующая его топливную эконо-
мичность.
Поле этой характеристики с линиями постоянного значения
ge или г]е сверху ограничено кривой крутящего момента по внешней
скоростной характеристике, снизу — осью абсцисс, соответству-
ющей режимам холостого хода, а справа и слева — максимальной
и минимальной частотам вращения вала. Для удобства анализа на
график часто наносят сетку линий, соответствующих постоянным
значениям Ne. Следует отметить, что для построения линий посто-
янных значений Ne нет необходимости прибегать к экспериментам,
399
Рис. 9.21. Многопараметровая (универсальная) характеристика двигателя в коор-
динатах 1ИЖ—п
так как между Ne и значениями Л/ж и п существует однозначная
связь.
Анализ такой характеристики помогает быстро оценить зоны
наиболее экономичных режимов работы двигателя, сравнить между
собой несколько двигателей или результаты модификации данного
двигателя, выбрать наиболее выгодный режим работы.
Одна и та же мощность двигателя может быть получена при
различных сочетаниях п и М„ но топливная экономичность, эко-
логические и другие показатели двигателя будет при этом отличать-
ся. Так, из рис. 9.21 очевидно, что наилучшая топливная экономич-
ность данного двигателя (и автомобиля), например, при мощности
Ne=30 кВт будет достигнута при сочетании «1 и MXl. Следовательно,
подобные многопараметровые характеристики удобны для выбора
экономичного режима работы двигателей стационарных установок
или при определении передаточных отношений трансмиссии авто-
мобиля.
Построение многопараметровых характеристик в координатах
M,—n ведется на основании серии нагрузочных характеристик,
определяемых при различных скоростных режимах, или внешней
скоростной и серии частичных скоростных характеристик, получа-
емых экспериментально. В случае недостаточного числа исходных
характеристик промежуточные точки изолиний могут быть най-
дены графической интерполяцией. Возможно построение многопа-
раметровых характеристик и по результатам расчетного модели-
рования.
Многопараметровые характеристики используют не только при
анализе топливной экономичности, токсичности, механического
КПД и других выходных показателей двигателей, но и при рассмот-
400
рении протекания других параметров, например показателей про-
цессов сгорания и тепловыделения, и они могут быть построены
в иных координатах.
В связи с внедрением электронных систем управления (см. 10.3)
на многопараметровых характеристиках часто изображают линии
постоянных значений таких управляемых параметров, как а, <рол
и т. п., что позволяет затем построить соответствующие матрицы
значений управляемых параметров для систем с программным
управлением.
Построение многопараметровых характеристик можно автома-
тизировать с использованием ЭВМ. Для этого данные испытаний
(например, нагрузочные характеристики или результаты многофак-
торных экспериментов) аппроксимируют математическими зависи-
мостями, из которых затем находят координаты точек с постоян-
ным значением исследуемого параметра. Эти точки наносят на
график многопараметровой характеристики и аппроксимируют по
участкам линейными, квадратичными или более сложными зависи-
мостями, образующими изолинии.
При необходимости анализировать совместное влияние трех
и более независимых параметров на исследуемый показатель обыч-
но прибегают к математическому моделированию и для поиска
оптимальных решений используют не графические методы, а рас-
четы на ЭВМ.
9.6. ДЕТОНАЦИОННЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
Склонность двигателя с искровым зажиганием к возникновению
детонации зависит от целого ряда факторов. К ним следует отнести:
конструктивные особенности двигателя и в первую очередь вели-
чину степени сжатия, форму камеры сгорания, материал головки
блока цилиндров, а также режим работы двигателя, его тепловое
состояние, свойства топлива, атмосферные условия на входе в дви-
гатель, регулировки системы управления двигателя и др.
Влияние этих факторов столь сложно, что точно определить
фактические антидетонационные качества двигателя или топлива
расчетным путем не удается, тем более что само октановое число,
принятое для оценки этих свойств, является условной относитель-
ной величиной. Поэтому оценка антидетонационных свойств двига-
телей и топлив проводится экспериментально путем определения их
детонационных характеристик.
Детонационной характеристикой двигателя называют зависи-
мость октанового числа топлива, требуемого для работы двигателя
на границе детонации от исследуемого режимного параметра.
26 - 4664
401
Детонационной характеристикой топлива называют зависи-
мость фактического октанового числа данного топлива от какого-
либо конструктивного или режимного параметра двигателя.
При помощи детонационных характеристик можно решать ряд
важных задач в процессе отработки двигателей и топлив, и в част-
ности:
• оценивать максимальные требования двигателя к октановому
числу топлива;
• оценивать фактическое октановое число топлива в данном
двигателе;
• оценивать влияние конструктивных, режимных и других фак-
торов на изменение антидетонационных качеств двигателя;
• выбирать регулировки системы управления, обеспечивающие
работу двигателя на заданном топливе без детонации;
• подбирать топливо для данного двигателя;
• исследовать влияние состава топлива на его антидетонацион-
ные свойства в данном двигателе.
Детонационные испытания двигателя могут проводиться на мо-
торном стенде и на автомобиле. Методики этих испытаний стандар-
тизованы. Испытания проводят в два этапа.
На первом снимаются регулировочные характеристики по
углу опережения зажигания (УОЗ) при нескольких значениях
исследуемого режимного параметра, например частоты враще-
ния. Характеристики снимаются на топливе, которое обеспечивает
работу двигателя без детонации при оптимальном опережении
зажигания.
На втором этапе при работе двигателя на смесях эталонных
топлив (смеси изооктана с н-гептаном) с различными ОЧ снимают-
ся первичные детонационные характеристики, при которых опреде-
ляются УОЗ, соответствующие возникновению детонации при раз-
ных значениях исследуемого режимного параметра.
На рис. 9.22, а показаны первичные детонационные характе-
ристики, снятые на режимах внешней скоростной характеристики
при работе на эталонных смесях с различными ОЧ (сплошные
линии), а также при использовании товарного бензина с ОЧ 92
(линия А). На характеристике пунктиром показаны значения оп-
тимального УОЗ, полученные на первом этапе при снятии регули-
ровочных характеристик по углу опережения (линия Б).
На основании анализа этих данных можно построить итоговую
детонационную характеристику двигателя (рис. 9.22, б, линия 7)
и характеристику фактического октанового числа товарного топ-
лива в данном двигателе (рис. 9.22, б, линия 2).
Как видно, максимальные требования данного двигателя к ОЧ
топлива составляют 95,7 единиц и уменьшаются по мере повы-
шения частоты вращения вала двигателя. Оценка фактического
402
a)
Рис. 9.22. Детонационные характеристики двигателя и бензина:
а — первичные детонационные характеристики двигателя; б — итоговые характеристики двига-
теля (I) и бензина (2)
октанового числа топлива меняется в зависимости от режима
работы.
На практике часто детонационные характеристики снимают не
на смесях эталонных топлив, а на нескольких товарных бензинах
с различными ОЧ. Такие испытания не позволяют объективно
оценить антидетонационные свойства двигателя и топлива, но дают
возможность подобрать топливо для работы двигателя без детона-
ции и выбрать УОЗ, которые следует устанавливать при работе
двигателя на режимах внешней характеристики при использовании
данного топлива.
На рис. 9.23 показан процесс выбора регулировок УОЗ на режи-
мах внешней скоростной характеристики.
При использовании товарного бензина, на применение которого
рассчитан двигатель, определены УОЗ на границе появления де-
тонации (линия 2) и значения оптимального по мощности УОЗ
при работе на топливе с более высоким ОЧ, исключающем по-
явление детонации при таких УОЗ (линия 7). Видно, что выбранный
товарный бензин не может на малых и средних скоростных режимах
обеспечить работу двигателя без детонации при оптимальном
26*
403
Рис. 9.23. Выбор характеристик управления углом опережения зажигания
опережении зажигания. Снизить требования к ОЧ топлива можно
уменьшением степени сжатия, но это нецелесообразно, так как
приведет к ухудшению топливной экономичности двигателя на всех
режимах работы. Более целесообразно уменьшить УОЗ на режимах,
где возникает детонация согласно линии 2, допуская при этом
снижение мощности в пределах 3...4% по сравнению с предельно
возможной. При этом фактические значения УОЗ следует выбирать
с запасом в 3...5 град по отношению к границе детонации (линия 3)
для компенсации возможного ухудшения в эксплуатации антидето-
национных свойств двигателя или топлива и изменения внешних
условий.
Механический центробежный автомат распределителя зажига-
ния имеет линейные характеристики. Поле характеристик автомата
4 показано на рис. 9.23. Такой автомат не может обеспечить харак-
теристику, соответствующую линии 3. В результате с учетом приня-
того запаса и поля допуска на характеристики автомата на некото-
рых режимах УОЗ оказывается чрезмерно заниженным, что приво-
дит к излишнему ухудшению мощности и экономичности двига-
теля.
Избежать этих потерь можно, применив программное элект-
ронное управление двигателем. В этом случае можно получить
характеристики опережения зажигания, практически совпадающие
с линией 3, так как поле допуска на характеристики в таких системах
очень мало.
Дальнейшее улучшение показателей двигателя возможно, если
применить в электронной системе управления адаптивный самона-
страивающийся контур регулирования УОЗ с датчиком контроля
детонации. При этом нет необходимости учитывать запас на изме-
нение условий возникновения детонации, так как в случае ее возник-
новения система автоматически будет снижать УОЗ до уровня,
обеспечивающего работу без детонации (см. 10.3.2).
404
9.7. ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ НА
НЕУ СТАНОВИВШИХСЯ РЕЖИМАХ
В условиях эксплуатации двигатель автомобиля часто работает
на так называемых неустановившихся режимах (НУР). Из числа
НУР наиболее значимы режимы разгона. Возможны НУР при
постоянной частоте вращения, поддержание которой при изменении
внешней нагрузки осуществляется либо непосредственно водителем,
либо при помощи автоматического регулятора (см. гл. 10).
Неблагоприятными в экологическом отношении являются не-
установившиеся режимы пуска и прогрева двигателя, а также режи-
мы принудительного холостого хода (ПХХ), которые, как правило,
также бывают неустановившимися.
В частности, признаком НУР является неравенство (дисбаланс)
энергии, отдаваемой двигателем, и энергии, израсходованной по-
требителем:
dci)
M*-Mc=+J—
de
где J — приведенный к оси коленчатого вала суммарный полярный
момент инерции вращающихся и возвратно-поступательно движу-
щихся масс системы двигатель — потребитель, кг • м2; Л/к и Мс —
крутящие моменты двигателя и потребителя; со — угловая скорость
коленчатого вала, рад/с; т — время, с.
На таких НУР имеет место изменение скоростного режима дви-
гателя.
Более общим признаком НУР является изменение во времени
хотя бы одного из параметров, характеризующих состояние двига-
теля.
Изменение режима работы двигателя, представляющее собой
последовательность НУР, называется переходным процессом, т. е.
переходный процесс является множеством НУР, упорядоченным по
времени. Переходный процесс называется квазистационарным, если
на всех НУР, составляющих данный переходный процесс, значения
всех параметров, характеризующих состояние двигателя, совпада-
ют с их значениями на сходственных установившихся режимах (УР).
Под сходственными понимаются режимы двигателя при одинако-
вых значениях частоты вращения вала и положения органа управле-
ния двигателем (ОУД).
Причиной возникновения переходного процесса является, как
правило, внешнее воздействие либо в форме изменения положения
ОУД, либо в виде изменения внешней нагрузки. Показатели двига-
теля в переходном процессе зависят от времени, прошедшего после
начала воздействия, и от вида воздействия.
405
В переходных процессах, связанных с изменением скоростного
режима двигателя, отличия выходных энергетических показателей
от соответствующих значений на сходственных УР частично вызы-
ваются механической инерционностью двигателя. Например, при
разгоне двигателя эффективный крутящий момент на НУР
отдаваемый потребителю, отличается от индикаторного момента
(М?) не только на величину потерь на трение, газообмен и привод
вспомогательных механизмов но и на величину затрат на
разгон вращающихся и возвратно-поступательно движущихся масс
двигателя:
da>
dt
где /д — приведенный к оси коленчатого вала полярный момент
инерции вращающихся и возвратно-поступательно движущихся
масс двигателя (в дальнейшем — «момент инерции двигателя»).
Поэтому в качестве показателя, адекватного эффективному кру-
тящему моменту на УР (Л/J), используется понятие квазиэффектив-
ного крутящего момента на НУР (М%), включающего в себя затра-
ты на разгон указанных масс двигателей. Тогда разность Л/J—М*
всецело связана с различиями в рабочих процессах двигателя и в со-
ответствующих составляющих внутренних потерь на сходственных
УР и НУР.
Переходные процессы приводят к изменению состава смеси
в цилиндрах, условий смесеобразования, сгорания и тепловыделе-
ния, что выражается в изменении fy. В ДсИЗ наиболее заметные
изменения перечисленных факторов происходят при быстром от-
крытии дроссельной заслонки (ДЗ) и вызываются изменением коли-
чества воздуха или смеси в объеме впускного трубопровода.
В качестве примера рассмотрим переходный процесс ДсИЗ при
постоянном скоростном режиме, реализуемый быстрым открытием
ДЗ. Как правило, такой процесс предшествует последующему раз-
гону двигателя. Для большей наглядности давление воздуха во
впускном трубопроводе будем соотносить с величиной атмосфер-
ного давления р0 (рТ=рТ1р^, расходы воздуха на входе во впускной
трубопровод (GO и через цилиндры двигателя (G2), а также величину
крутящего момента в переходном процессе (Л/J) — соответственно
с их установившимися значениями (Go и после завершения
переходного процесса: G^GJG^ G2 = G2/Ga; М"=М"!МЛ.
Исходный режим двигателя перед таким переходным процессом
характеризуется малым углом <pt открытия ДЗ, низким давлением
во впускном трубопроводе рж и соответственно незначительным
количеством горючей смеси в нем. Напротив, при полном открытии
406
ДЗ давление во впускном трубопроводе и количество смеси в нем
максимальны. При быстром открытии ДЗ в первые моменты време-
ни расход воздуха (GJ через дроссельный патрубок, т. е. на входе
во впускной трубопровод, определяет не столько наполнение двига-
теля, сколько интенсивность изменения массы воздуха в объеме
впускного трубопровода (рис. 9.24). Расход воздуха через цилиндры
двигателя (G2), определяющий их наполнение и зависящий от рк и
Тк (при и=const), значительно ниже соответствующих значений на
сходственных УР (см. штриховые линии на рис. 9.24). Эти газоди-
намические явления оказывают определяющее влияние на величину
М%. Для сравнения на этот график нанесены значения квазистаци-
онарного крутящего момента М$с, построенные с использованием
зависимости M?=f[<Pi (г)]. Однако это влияние заканчивается сразу
после открытия ДЗ. Кроме того, оно уменьшается по мере снижения
Рис. 9.24. Изменение относительных мгновенных расходов воздуха через дроссель-
ный патрубок ДсИЗ (Gj = Gj/Gg) и через двигатель (G2=G] /Go), давления во впускном
трубопроводе (Рх=Рж/ро) и крутящего момента (Л^=Л^/Л/хд) в переходном процессе,
вызванном быстрым открытием ДЗ:
9>1 — угол поворота ДЗ; Gg и ^хО — расход воздуха и крутящий момент после завершения
переходного процесса; рд — давление окружающей среды; Gj и G2 — текущие расходы воздуха
через дроссельный патрубок и двигатель; — текущее давление во впускном трубопроводе.
Двигатель V8: /И/,=7,7 л, частота вращения п=1000 мин-*;--изменение показателей при
квазистационарном переходном процессе;-- — реальный переходный процесс
407
скорости открытия ДЗ. На режимах разгона с полностью открытой
ДЗ этот фактор практического значения не имеет.
В дизелях с турбонаддувом вследствие чисто газовой связи
двигателя и турбокомпрессора и механической инерционности по-
следнего во время разгона имеет место более длительное снижение
массового наполнения цилиндров, вызывающее снижение энергети-
ческих показателей дизелей. Кроме того, несоответствие количества
воздуха количеству подаваемого топлива приводит к обогащению
смеси и повышенной дымности ОГ.
Несовпадение теплового состояния деталей двигателя на НУР
с их тепловым состоянием на сходственных УР называется тепловой
инерцией двигателя. Характерной ее особенностью является боль-
шая длительность по сравнению с переходными процессами в систе-
мах топливоподачи и газообмена. Тепловая инерция может увели-
чивать наполнение двигателя при его разгоне с малых нагрузок, что
характерно для двигателей с газовым подогревом впускного трубо-
провода, двигателей воздушного охлаждения и дизелей. В двига-
телях с жидкостным подогревом впускного трубопровода влияние
тепловой инерции на наполнение цилиндров незначительно. Крат-
ковременное влияние тепловой инерции на наполнение двигателя
отмечается в ДсИЗ с распределенным впрыскиванием бензина,
впускные трубопроводы которых не имеют подогрева. Более замет-
но тепловая инерция влияет на процессы смесеобразования и сго-
рания.
Изменение подачи топлива в цилиндры ДсИЗ в переходных
процессах, вызванное быстрым открытием или закрытием ДЗ, в
общем случае частично обусловлено процессами в органах управле-
ния дозированием и подачей (форсунки — в системах впрыскивания
бензина или карбюратор — в карбюраторных системах питания),
а частично — с явлениями во впускном трубопроводе.
На исходном режиме перед разгоном карбюраторного двигателя
подача топлива осуществляется через систему холостого хода, что
уменьшает уровень топлива в каналах главной дозирующей систе-
мы. При быстром открытии ДЗ поток топлива меняет свое направ-
ление в сторону диффузора, но до момента выхода из распылителя
топливо должно заполнить каналы главной дозирующей системы.
Длительность этой транспортной задержки лежит в пределах
0,4...0,7 с и зависит от скорости воздушного потока в диффузоре
и особенностей карбюратора. Эффективным средством уменьшения
этой задержки является применение двухкамерных карбюраторов
с пневматическим управлением вторичной камерой. При быстром
закрытии ДЗ также возможна задержка подачи топлива через систе-
му холостого хода (0,5... 1,3 с) из-за необходимости заполнения
топливом ее длинных каналов.
408
Другой причиной обеднения смеси в цилиндрах двигателя при
разгоне является увеличение количества топливной пленки на стенках
впускного трубопровода. Эти процессы протекают примерно оди-
наково как в карбюраторных системах питания, так и в ДсИЗ
с центральным впрыскиванием бензина и связаны с зависимостью
количества топливной пленки во впускном трубопроводе от режима
работы двигателя (ее количество максимально при полностью от-
крытой ДЗ и низком скоростном режиме, но она практически отсут-
ствует при малых нагрузках, характерных для исходного режима
перед разгоном). При резком открытии ДЗ часть топлива, вытека-
ющего из распылителя или из форсунки, расходуется на увеличение
толщины топливной пленки, которая достигает цилиндров с боль-
шим опозданием. Обеднение смеси, связанное с этим явлением,
очень значительно (рис. 9.25) и ликвидируется при помощи системы
обогащения (коррекцией подачи топлива на НУР в ДсИЗ с цент-
ральным впрыскиванием бензина или ускорительным насосом,
в карбюраторных двигателях). Топливо, поданное таким способом,
частично обогащает смесь, поступающую в цилиндры двигателя,
г, с
Рис. 9.25. Переходные характеристики начальной стадии разгона ДсИЗ, осуществля-
емого быстрым и полным открытием ДЗ первичной камеры карбюратора при
включенном (—) и выключенном (------------------) ускорительном насосе:
9>1 и д>2 — углы открытия ДЗ первичной и вторичной камер, %; а — коэффициент избытка
воздуха; Мх — крутящий момент двигателя, Н м; л — частота вращения коленчатого вала,
мин-’
409
а частично осаждается на стенках впускного трубопровода, что
через некоторое время приводит к вторичному обогащению смеси,
поступающей в цилиндры. Стабилизация состава смеси происходит
через 2...4 с после начала движения ДЗ. В карбюраторных ДсИЗ
заметное обеднение смеси отмечается и в момент начала открытия
вторичной камеры, что отмечено стрелками на рис. 9.25.
Переходные процессы, вызванные быстрым открытием ДЗ
и протекающие в современных ДсИЗ с распределенным впрыскива-
нием топлива в зону впускных клапанов, имеют ряд особенностей.
Причинами обеднения смеси в таком переходном процессе яв-
ляются образование топливной пленки и динамические свойства
измерителя расхода воздуха (расходомера). Несмотря на то что
форсунки приближены к впускным клапанам, влияние первого
фактора ощутимо, так как большая часть топлива, попавшего
на клапан или на стенку, испаряется по механизму пленочного
испарения в условиях ограниченного подвода теплоты (впускной
трубопровод не имеет подогрева). Задержка в реакции измерителя
расхода воздуха также может способствовать уменьшению ци-
кловой подачи топлива, что отрицательно сказывается на про-
текании первых одного-двух рабочих циклов после открытия ДЗ.
Все это усугубляется пониженной температурой смеси в цилиндре
из-за пониженной температуры стенок и испарения значительной
части топлива в цилиндре.
В то же время в ДсИЗ с распределенным впрыскиванием топлива
в зону впускных клапанов ряд факторов способствует обогащению
смеси при быстром открытии ДЗ.
Во-первых, при высоком быстродействии расходомера воздуха
его выходной сигнал отражает закономерность изменения расхода
в месте установки расходомера. Однако эта величина не соответ-
ствует расходу воздуха через двигатель и определяется в основном
закономерностью изменения количества воздуха в объеме впуск-
ного трубопровода (см. рис. 9.24) и волновыми явлениями во впуск-
ном трубопроводе, зависящими в первую очередь от расстояния
между расходомером и дроссельным патрубком. В этом случае
электронный блок управления по информации, поступающей от
расходомера воздуха, отработает команду увеличенной цикловой
подачи, что несколько снижает эффект обеднения, вызванный выше
перечисленными факторами.
Во-вторых, при быстром открытии ДЗ в цилиндры двигателя
поступают в первую очередь более легкие фракции топлива, для
которых характерно более высокое значение количества воздуха,
теоретически необходимого для полного сгорания топлива (/0), что
также способствует обогащению смеси.
Однако преобладающим фактором является обеднение смеси
и ухудшение процессов смесеобразования и сгорания в первых
410
рабочих циклах после быстрого открытия ДЗ. Это требует обогаще-
ния смеси, хотя и в меньшей степени по сравнению с карбюратор-
ными ДсИЗ. Команда на коррекцию состава смеси отрабатывается
электронным блоком управления по сигналам датчиков частоты
вращения и скорости открытия ДЗ.
В дизелях изменение цикловой подачи топлива на НУР по
сравнению со сходственными УР связано с зависимостью остаточ-
ного давления в топливопроводе высокого давления от активного
хода плунжера топливного насоса высокого давления (ТНВД). При
быстром перемещении рейки насоса от исходного положения до
положения, соответствующего максимальной подаче, остаточное
давление в топливопроводе перед следующим циклом (циклом мак-
симальной подачи) будет равно остаточному давлению предыдуще-
го цикла (цикла исходного режима), протекавшего при малом ак-
тивном ходе плунжера. Как правило, при малых частотах вращения
это остаточное давление больше соответствующего значения при
максимальном активном ходе плунжера, что приводит к увеличе-
нию цикловой подачи при разгоне в нескольких первых рабочих
циклах. В ряде случаев это может повысить дымность ОГ.
Влияние тепловой инерции сильнее проявляется при разгоне
дизелей, особенно с пристеночным смесеобразованием. Тепловая
инерция увеличивает период задержки воспламенения и повышает
жесткость работы дизеля.
В отличие от характеристик, описанных в § 9.1—9.6, которые
снимаются на установившихся режимах, методы определения ха-
рактеристик на НУР не стандартизованы. Испытания двигателей на
НУР проводят на специальных моделирующих стендах, которые
позволяют воспроизводить нагрузки на двигатель, адекватные его
нагрузкам на автомобиле.
Для оценки влияния НУР на показатели двигателя послед-
ние сравнивают с соответствующими показателями на сходст-
венных УР. Причем для построения квазиустановившегося пере-
ходного процесса крутящего момента используется зависимость
Л/*[<р(т)рл (х)] (где <р и п — соответственно угол поворота ДЗ и ча-
стота вращения коленчатого вала). Например, процесс разгона
двигателя с искровым зажиганием, осуществляемый быстрым
и полным открытием ДЗ, может быть разделен на начальную
и основную фазы (рис. 9.26). В начальной фазе длительностью
Т1 переходные характеристики Л/^(х) и Ml (г) резко отличаются
в количественном и качественном отношении. В основной фазе
разгона (при х>Х]) изменение Л/^(х) определяется его величиной
и изменением по статической внешней скоростной характеристике,
причем M^xMl- В общем случае началом основной фазы следует
считать длительное и устойчивое совпадение производных по вре-
мени: M^mMl.
411
Изменение крутящего момента Mi (т) в начальной фазе разгона
включает в себя участок (7) его резкого нарастания и отдельные
участки (2 и 5) его кратковременного снижения — «провалы» (рис.
9.26). Такой характер изменения Л/^(т) определяется переходными
процессами в системах впуска и топливоподачи, вызванными от-
крытием ДЗ, а также фактором цикличности работы двигателя,
благодаря которому любое изменение на впуске может быть ре-
ализовано в цилиндре двигателя только после завершения процес-
сов впуска и сжатия; поэтому кривая Л/^(т) сдвинута по фазе
относительно кривой G2(f) на отрезок времени, необходимый для
совершения этих процессов (см. рис. 9.24).
В карбюраторном ДсИЗ участок 1 резкого нарастания Mi (рис.
9.26) определяется в основном работой системы холостого хода.
Кратковременный провал Mi на участке 2 связан с задержкой
включения главной дозирующей системы и вышеописанными явле-
ниями во впускном трубопроводе. Провал 3 в зоне плавного изме-
нения Mi (рис. 9.26) вызывается включением вторичных камер
карбюратора.
Начало основной фазы разгона соответствует окончанию влия-
ния переходных процессов в системах двигателя на его энергетичес-
кие показатели.
Показатели дизелей без наддува в основной фазе разгона (после
перемещения рейки топливного насоса й завершения переходных
процессов в системе топливоподачи), как правило, совпадают с со-
ответствующими значениями на сходственных УР. Изменение энер-
Рис. 9.26. Процесс разгона ДсИЗ, осуществляемый быстрым открытием ДЗ (двига-
тель V8, iVh=7,7 л)
412
и при выходе на регуляторную ветвь зависит от конструкции регу-
лятора и определяется его динамическими свойствами. При разгоне
дизеля с турбонаддувом «отставание» увеличения массового напол-
нения от частоты вращения коленчатого вала вследствие механичес-
кой инерционности ротора турбокомпрессора приводит к длитель-
ным (до 4...5 с) и значительным (до 20%) снижениям энергетических
показателей (по сравнению со сходственными УР).
Экономичность двигателей на НУР оценивается, как правило, за
весь переходный процесс. Это связано, во-первых, с отсутствием
надежных средств измерения мгновенного расхода топлива, а во-
вторых, с разрывом во времени между подачей топлива и ее ре-
ализацией в цилиндрах двигателя, что делает некорректным исполь-
зование понятия мгновенного удельного эффективного расхода.
Экономичность дизелей на НУР существенно зависит от типа
регулятора. В условиях городского движения лучшую экономич-
ность (на 4...6%) обеспечивает применение двухрежимного регуля-
тора. Это достигается вследствие меньшего числа выходов рейки
ТНВД на упор.
В переходных процессах разгона двигателя, вызванных воздей-
ствием на ОУД, как правило, происходит увеличение токсичности
ОГ по сравнению с соответствующими показателями на сходствен-
ных УР.
В ДсИЗ увеличение выброса СО и СН связано с подачей допол-
нительного топлива (рис. 9.27) (особенно при избыточной произ-
водительности ускорительного насоса в карбюраторных двигате-
лях). Вторичное увеличение СО вызывается подходом увеличившей-
ся топливной пленки к цилиндрам двигателя. Значительное увеличе-
ние СН в ОГ наблюдается при переходе на режимы ПХХ из-за
интенсивного испарения топливной пленки (вследствие понижения
Рис. 9.27. Изменение содержания СО и СН в отработавших газах в процессе разгона
ДсИЗ, вызванном быстрым открытием ДЗ
413
давления во впускном трубопроводе), что приводит к переобогаще-
нию смеси в цилиндрах.
Относительно выброса N0x однозначное влияние отсутствует.
Если преобладает обогащение смеси при разгоне, то наблюдается
уменьшение выброса NOX, а если обеднение — некоторое увели-
чение.
В дизелях основными факторами, определяющими токсичность
ОГ, являются состав смеси и тепловая инерция двигателя.
Начальное обогащение смеси (более длительное в дизелях с тур-
бонаддувом) приводит к увеличению выбросов СО и СН, а также
к повышению дымности ОГ.
Пониженное тепловое состояние двигателя, способствуя увели-
чению СН, приводит, как правило, к снижению выбросов NOX.
В дизелях с разделенными камерами сгорания на режимах раз-
гона концентрация токсичных веществ не превышает величин на
сходственных УР. Это объясняется более стабильным тепловым
состоянием таких дизелей.
На выброс токсичных веществ в дизеле существенное влияние
оказывает тип регулятора. Применение двухрежимного регулятора
взамен всережимного позволяет в условиях городского движения
значительно уменьшить выброс СО и СН, а также понизить дым-
ность ОГ. На выброс NOX тип регулятора практически не влияет.
ГЛАВА 10
УПРАВЛЕНИЕ ДВИГАТЕЛЕМ.
ДИАГНОСТИРОВАНИЕ
10.1. ДВИГАТЕЛЬ КАК ОБЪЕКТ УПРАВЛЕНИЯ
10.1.1. ТРЕБОВАНИЯ К ДВИГАТЕЛЮ И УПРАВЛЕНИЕ
ЕГО РАБОТОЙ
Первая и важнейшая задача управления двигателем автомобиля
или другого транспортного средства заключается в обеспечении
мощности двигателя, необходимой для движения автомобиля с же-
лаемой в данный момент скоростью и ускорением. Мощность
двигателя определяется сочетанием крутящего момента и частоты
вращения, поэтому часто говорят об управлении нагрузочно-скоро-
стным режимом работы двигателя. Выполнение этой задачи на
автомобиле обычно контролируется в той или иной мере водителем
и, в частности, может быть автоматизировано.
На рис. 10.1 показана упрощенная схема управления двигателем
автомобиля. Для обеспечения движения автомобиля с желаемой
скоростью и ускорением водитель воздействует на орган, изменя-
ющий количество энергии, выделяющейся в цикле, и тем самым
крутящий момент, развиваемый двигателем. В дизелях для этой
цели изменяют величину цикловой подачи топлива. В двигателях
с искровым зажиганием и внешним смесеобразованием меняют
количество горючей смеси, поступающей в цилиндр, а в двигателях
с искровым зажиганием и внутренним смесеобразованием могут
применяться оба эти способа.
Как видно из многопараметровой характеристики двигателя
(рис. 9.21), одно и то же значение мощности двигателя может быть
получено при различных сочетаниях крутящего момента и часто-
ты вращения вала. При этом меняются не только тягово-динами-
ческие характеристики автомобиля, но и его топливно-экономи-
ческие и экологические показатели. Поэтому в автомобилях с ме-
ханической коробкой перемены передач (КПП) с ручным управле-
нием водитель одновременно с управлением крутящим моментом
415
^кпп
Рис. 10.1. Упрощенная схема управления автомобильным двигателем.*
ОУ — орган управления мощностью двигателя; КПП — коробка перемены передач; А — авто-
мобиль; va и va — скорость и ускорение автомобиля
может выбрать желаемое соотношение момента и частоты враще-
ния, изменив передаточное отношение в трансмиссии 17Кпп- В ав-
томобилях с автоматическим управлением трансмиссией выбор пе-
редаточного отношения происходит по заданной программе.
Многие из требований, предъявляемых к автомобильному дви-
гателю (например, требования к мощности, топливной экономич-
ности, экологическим характеристикам двигателя, к его стоимо-
сти, массогабаритным показателям, надежности, возможности ра-
боты на заданном топливе и ряд других), противоречат друг
другу. Поэтому удовлетворение всех требований в полной мере
практически невозможно и решения выбираются на основе комп-
ромисса.
Обычно говорят о существовании нескольких концепций, напри-
мер высокоэкономичного или высокофорсированного по мощности,
или экологически чистого двигателя.
Под концепцией двигателя будем понимать наши представления
о совокупности конструктивных и технологических решений, спосо-
бов организации и управления рабочими процессами, которые по-
тенциально могут обеспечить достижение поставленных целей.
Двигатель автомобиля в эксплуатации работает в широком
диапазоне нагрузочных и скоростных режимов. Изменение режима
работы существенно влияет на протекание рабочих процессов и по-
казатели двигателя. Выбирая параметры конструкции двигателя,
можно улучшить его показатели, но при этом не удается обеспечить
высокую эффективность рабочих процессов и получить предельно
возможные показатели на всех режимах.
Так, из-за ухудшения газообмена и устойчивости работы двига-
теля при низких частотах вращения не удается реализовать фазы
газораспределения, необходимые для получения максимально воз-
можной мощности двигателя при высокой частоте вращения.
Профилирование впускных каналов для обеспечения интенсив-
ного сгорания на частичных нагрузках и при низких частотах враще-
ния приводит к перезавихриванию заряда и снижению коэффициен-
те
та наполнения и мощности двигателя при высоких скоростных
режимах, а выбор степени сжатия в двигателях с искровым зажига-
нием из условий исключения детонации при полных нагрузках
ограничивает повышение топливной экономичности на частичных
нагрузках.
Положение осложняется тем, что сами требования, предъяв-
ляемые к двигателю, изменяются в зависимости от режима его
работы.
Например, на режиме полного и близкого к нему открытия ДЗ
в двигателе с искровым зажиганием важнейшим становится требо-
вание получения максимального крутящего момента при обеспече-
нии работы без детонации на данном топливе. Должны учитываться
и требования к экологическим показателям двигателя.
На частичных нагрузках для этих двигателей на первый план
выдвигаются требования ограничения токсичных выбросов и
обеспечения высокой топливной экономичности. Кроме того, специ-
фические дополнительные требования возникают на неустановив-
шихся режимах (пуск и прогрев двигателя, сброс и увеличение
нагрузки или быстрое изменение частоты вращения и др.). Для того
чтобы преодолеть эти противоречия, необходимо иметь возмож-
ность направленно воздействовать на протекание рабочих процес-
сов в зависимости от режима работы.
Поэтому вторая задача управления двигателем заключается
в том, чтобы за счет воздействия на рабочие процессы, на каждом
режиме работы в наибольшей мере удовлетворить всем предъявля-
емым к нему требованиям.
На протяжении многих лет управление осуществлялось с помо-
щью локальных механических и гидропневмомеханических автома-
тических устройств и его возможности были ограничены. Так, в ди-
зелях применялись центробежные регуляторы частоты вращения,
корректоры цикловой подачи топлива и регуляторы опережения
начала впрыскивания топлива. В двигателях с искровым зажигани-
ем необходимый для данного режима состав смеси устанавливался
карбюратором, а угол опережения зажигания — центробежным
и вакуумным автоматами регулятора опережения зажигания. Теп-
ловой режим в системе охлаждения двигателей поддерживался с по-
мощью термостата и т. д.
Резкое ужесточение требований к двигателям и в первую очередь
к их экологическим и экономическим показателям сделало такое
управление недостаточным и привело к необходимости использова-
ния электроники для управления двигателями.
Создание электронных систем управления (ЭСУ) двигателями не
только резко повысило точность управления, но и обеспечило воз-
можность реализации автоматического управления рабочими про-
цессами с учетом ряда факторов, которые не удавалось учитывать
27 - 4664
417
в прежних системах. К ним можно отнести тепловое состояние
двигателя и атмосферные условия, качество топлива, особенности
переходных процессов и т. д. Но еще более важным было то,
что с появлением ЭСУ создались условия для разработки и вне-
дрения ряда новых способов управляющего воздействия на рабочие
процессы двигателя, которые не могли быть реализованы с ис-
пользованием механических регуляторов. Поэтому можно говорить
о переходе к новой концепции — созданию двигателей с много-
параметрическим управлением рабочими процессами на каждом
рабочем режиме.
Таким образом, введение электронных систем управления (ЭСУ)
открыло новые возможности для дальнейшего развития конструк-
ций и совершенствования показателей двигателя.
10.1.2. ОСОБЕННОСТИ ДВИГАТЕЛЯ КАК ОБЪЕКТА
УПРАВЛЕНИЯ
Двигатель, как и любой объект автоматического управления,
можно характеризовать набором из трех основных типов воздейст-
вий: входных, выходных и возмущающих (рис. 10.2). Эти понятия
относятся как ко всей системе управления, так и к любому ее звену.
Например, выходное воздействие исполнительного устройства бу-
дет являться входным воздействием для двигателя. Совокупность
этих воздействий определяет состояние двигателя.
Состояние объекта прежде всего характеризуется совокупностью
выходных воздействий, которые для двигателя обычно называют
выходными показателями объекта.
В качестве выходных показателей будем рассматривать эффек-
тивный крутящий момент на валу двигателя, частоту вращения,
показатели топливной экономичности двигателя, токсичности ОГ
и т. п. Если состояние объекта управления характеризуется несколь-
кими выходными показателями, как это имеет место в ДВС, то
такой объект называют многомерным. Изменение значений входных
воздействий, иногда называемых управляющими воздействиями,
происходит под действием внешних по отношению к объекту си-
стем. В частности, одной из таких систем может быть водитель.
Целью управления является обеспечение совокупности опреде-
ленных значений выходных показателей двигателя в любой момент
времени.
При управлении двигателем с искровым зажиганием в качестве
управляющих воздействий могут рассматриваться: угол открытия
дроссельной заслонки; угол опережения зажигания; количества по-
данного топлива и рециркулирующих газов; давление и темпера-
тура воздуха после нагнетателя и др. В качестве управляющих
воздействий могут быть приняты и параметры, непосредственно
418
Входные
воздействия
Возмущающие воздействия
Выходные
воздействия
Рис. 10.2. Схема двигателя как объекта управления
связанные с указанными величинами, например, a, t]„, величина
хода клапана рециркуляции и т. п. Аналогично, в дизелях управля-
ющими воздействиями могут являться: цикловая подача топлива;
давление впрыскивания топлива; опережение начала подачи; дав-
ление воздуха после нагнетателя; количество рециркулирующих
газов и др.
Так как имеется несколько управляющих воздействий, управле-
ние двигателем следует считать многопараметрическим.
Каждое управляющее воздействие оказывает весьма сложное
влияние на работу и многие выходные показатели двигателя. Для
получения желаемой совокупности выходных показателей, т. е.
для оптимального управления, необходимо совместно выбирать
значения ряда управляющих воздействий. Управление, при кото-
ром выбор одного из управляющих воздействий зависит от выбо-
ра других управляющих воздействий, называют связанным управ-
лением.
Возмущением (помехой) называют неуправляемые воздействия,
также поступающие на объект извне, как правило, препятствующие
осуществлению целей управления. Возмущения часто являются слу-
чайными величинами и делятся на контролируемые и неконтроли-
руемые. К таким внешним воздействиям по отношению к двига-
телю могут быть отнесены изменения атмосферных условий, со-
противление движению автомобиля, отклонения в качестве топлива
и т. п.
Автомобильные двигатели в эксплуатации работают преимуще-
ственно на неустановившихся режимах. Таким образом, двигатель
является динамическим объектом управления. Характер протекания
процессов в двигателе существенно зависит от направления измене-
ния режимных параметров. Так, совершенно различным образом
изменяется протекание процессов при пуске двигателя и его оста-
новке или при резком открытии дроссельной заслонки или ее закры-
тии. Следовательно, двигатель является динамически несимметрич-
ным объектом управления.
Для того чтобы на неустановившихся режимах обеспечить необ-
ходимое изменение во времени выходных показателей двигателя,
требуется соответствующим образом изменять во времени и значе-
ния управляющих воздействий.
27*
419
Двигатель является машиной циклического действия. Для мно-
гих известных способов воздействия на рабочие процессы в цилин-
дре двигателя практическая возможность осуществить управля-
ющее воздействие существует только в определенные моменты по
фазе цикла. Так, в двигателе с искровым зажиганием управление
дроссельной заслонкой может осуществляться непрерывно, но
влияние на величину заряда в цилиндре это оказывает только
в процессе газообмена. Подача топлива при распределенном
впрыскивании во впускной трубопровод происходит импульсно
и, как правило, заканчивается до открытия впускного клапана,
а в дизелях впрыскивание топлива обычно происходит в конце
процесса сжатия. Электрический импульс на электрод свечи за-
жигания подается до начала рабочего хода и т. д. Таким об-
разом, имеем дело с дискретным управлением, что заставляет
относить двигатели к импульсным (дискретным) объектам упра-
вления.
Следует отметить, что микропроцессорное (цифровое) управле-
ние само по себе также является дискретным. Поэтому аналоговую
информацию, поступающую в блок микропроцессорного управле-
ния, приходится преобразовывать в цифровую, а цифровую инфор-
мацию на выходе из блока управления, если она передается в ана-
логовые исполнительные устройства, в аналоговую.
При эксплуатации состояние деталей двигателя и работа его
систем не остаются неизменными из-за износа деталей, нарушения
герметичности уплотнений, появления отложений, старения масла
и т. п. В результате меняется протекание рабочих процессов, напри-
мер изменяются давление газов при сжатии, тепловые потери
в стенки камеры сгорания, потери на трение и т. д. Поэтому
управляющие воздействия, подобранные для нового двигателя, не
будут оставаться оптимальными в процессе эксплуатации автомо-
биля. Более того, в силу технологического разброса параметры
выпускаемых двигателей случайным образом изменяются в опреде-
ленных пределах. В результате значения управляющих воздействий,
выбранные для одного нового двигателя, могут оказаться неоп-
тимальными для других новых двигателей той же модели.
В каждом конкретном двигателе в силу воздействия ряда случай-
ных факторов последовательные рабочие циклы протекают неоди-
наково. Особенно характерно это для двигателей с искровым зажи-
ганием. Случайным образом меняется и ряд внешних возмущений.
Таким образом, двигатель следует рассматривать как нестационар-
ный стохастический объект управления.
Совокупность протекающих в двигателе и его агрегатах физико-
химических, тепловых, газодинамических и других процессов не
удается достаточно точно описать системой линейных дифференци-
альных уравнений в силу существенной нелинейности многих свя-
420
зей. Осуществлять оптимальное управление нелинейными объектами
значительно сложнее, чем линейными.
Из сказанного видно, что автомобильный двигатель является
сложным объектом управления.
10.1.3. ОСНОВНЫЕ ПРИНЦИПЫ АВТОМАТИЧЕСКОГО
УПРАВЛЕНИЯ
В теории автоматического управления используются три фун-
даментальных принципа: управление по задающему воздействию,
управление по возмущению (принцип компенсации), регулирование
по отклонению (принцип обратной связи).
Возможность применения того или иного принципа управления
зависит от вида используемой информации.
Если измеряемые в процессе управления реальные значения со-
ставляющих вектора выходных показателей двигателя сравнивают-
ся с желаемыми значениями этих параметров и управляющие воз-
действия изменяются так, чтобы предельно уменьшить отклонение
фактических значений выходных показателей от желаемых, то в та-
кой системе реализуется принцип обратной связи (рис. 10.3, а).
Подобные системы относят к системам замкнутого регулирования,
которые обеспечивают очень высокую точность управления. За-
мкнутое регулирование обычно выполняет функции стабилизации
или ограничения значений определенных выходных показателей.
Управление по задающему воздействию происходит по команде,
поступающей извне объекта. Такая команда может поступать от
водителя или храниться в памяти микропроцессора.
В этом случае значение управляющего воздействия не зависит
непосредственно от получающихся при этом выходных показателей.
Такие системы относят к разомкнутым программным системам
управления (рис. 10.3, б). Программные системы управления от-
личаются высоким быстродействием.
При больших возмущениях по указанным управляющим воздей-
ствиям, определяемым по жестким программам, не удается обес-
печить необходимое качество управления. Если имеется информа-
ция о возмущающих воздействиях, то управляющие воздействия
можно скорректировать для достижения целей управления, т. е.
использовать принцип компенсации (рис. 10.3, в).
В современных системах управления обычно сочетаются все три
указанных способа организации управления. С появлением микро-
процессорной техники появилась возможность дальнейшего раз-
вития и совершенствования систем управления и, в частности, ис-
пользования принципа адаптации.
Под адаптивными будем понимать системы, у которых при
изменении внутренних или внешних условий в процессе работы для
421
Рис. 10.3. Принципы построения
систем управления:
а — регулирование по отклонению; б —
разомкнутое программное управление;
в — компенсация возмущений; X —
управляющее воздействие; X — wawj-
щения; Y — показатели
достижения целей управления меняются структура, алгоритмы или
программы (управляющие воздействия). Адаптивные системы мо-
гут быть как замкнутыми, так и разомкнутыми (см. далее).
Получение информации, необходимой для построения управле-
ния, не всегда связано с непосредственным прямым измерением
значений физических параметров состояния объекта. При наличии
достаточно точных математических моделей объекта можно расчет-
ным путем установить значения определенных параметров состоя-
ния, которые не могут быть измерены непосредственно, и использо-
вать их для построения управления. В последнем случае появляется
возможность прогнозировать результаты определенных управля-
ющих воздействий и возмущений, что особенно важно при постро-
ении динамических систем управления.
10.2. АВТОМАТИЧЕСКОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ
ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ
10.2.1. УСТОЙЧИВОСТЬ РЕЖИМА РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЯ
Установившиеся режимы и устойчивость режима работы двига-
теля. Режимы работы двигателя могут быть установившимися (рав-
новесными) и неустановившимися (неравновесными) (см. 9.1).
Под устойчивостью режима работы понимают способность
системы «двигатель — потребитель» восстановить равенство их
моментов (крутящего момента двигателя Мх и момента сопротив-
ления Afc) при изменении частоты вращения. Рассмотрим примеры
устойчивого и неустойчивого режимов (рис. 10.4, а, б). Предполо-
жим, что во время работы двигателя на установившемся режиме по
422
Рис. 10.4. Устойчивость режимов работы двигателя под нагрузкой:
а — устойчивый; б — неустойчивый (без регулятора)
каким-то причинам произошло увеличение частоты вращения на
величину Ап'. При устойчивом режиме работы двигателя (рис. 10.4,
а) М'С>М'Х и двигатель будет уменьшать частоту вращения, воз-
вращаясь в исходное состояние. При неустойчивом (без регулятора)
режиме работы двигателя (рис. 10.4, б) подобное увеличение часто-
ты вращения на Ап' приведет к М^М'с и двигатель будет увеличи-
вать частоту вращения (двигатель «идет в разнос»), В случае умень-
шения частоты вращения на Ап" в зависимости от крутизны харак-
теристики А4=/(п) двигатель или дальше уменьшает частоту вра-
щения и останавливается (рис. 10.4, б), или возвращается в исходное
состояние (рис. 10.4, а).
На рис. 10.5 приведены аналогичные примеры устойчивой
(о) и неустойчивой (б) работы двигателя на режиме холостого
хода. Устойчивость режимов работы двигателя можно оценить
количественно. Она зависит от разности моментов сопротивления
Рис. 10.5. Устойчивость режимов холостого хода:
а — устойчивое; б — неустойчивое (без регулятора)
423
и крутящего момента, вызванной определенным отклонением Деи
угловой скорости коленчатого вала двигателя (рис. 10.6), и количе-
ственно оценивается фактором устойчивости:
Гд=(АЛ/с-ЛЛ/<)/Дю,
где ДЛГС и ДЛ/Ж — отклонения моментов от равновесного режима.
С учетом допущения о линеаризации зависимостей М от со мож-
но записать
А ЗМС А ЗМХ А
ДЛ/С=—Деи; ДЛГЖ =---Деи.
За> Заз
Подставив эти выражения в формулу Fa, получим
ЗМС 3Mt
д 3(0 За»
(ЮЛ)
Устойчивость режима определяется величиной и знаком Fa.
В рассмотренном примере (см. рис. 10.6) F„<0 и режим неу-
стойчив.
Необходимость установки на двигатели автоматических регулято-
ров частоты вращения. Устойчивость режима определяется, как это
видно из рис. 10.6 и 10.7, формой кривой зависимости крутящего
момента от частоты вращения. Известно, что характер зависимости
Л/ж от частоты вращения определяется комплексом Са/оОода*
В двигателях с искровым зажиганием наиболее значительным фак-
тором воздействия на Мж при изменении частоты вращения и неиз-
менном положении дросселя является Особенно резко падает
наполнение двигателя и Л/ж с увеличением п при сильно прикрытой
дроссельной заслонке, как это показано на рис. 10.7, а.
Рис. 10.6. К определению фактора устойчивости двигателя
424
Рис. 10.7. Скоростные характеристики:
а — двигателя с искровым зажиганием при различных величинах открытия дроссельной заслон-
ки (Др): Др1>Др2>ДрЗ>Др4>Др5>Дрб; б —дизеля (ТС с многоплунжерным ТНВД) при
различных ие нич инах ах дивного хода плунжера (Лдхт): ^ахт! —* ^акт2 —* АахтЗ —* ^птетЛ —* 1^нхт5 —* ^ахтб
В дизелях основным фактором, определяющим зависимости
Afx=/(n), является протекание скоростных характеристик топливо-
подачи (см. рис. 5.38). Объяснение особенностей протекания зависи-
мостей Гц=/(п) при йиТ=const (скоростных характеристик топливо-
подачи) приведено в 5.5.5. Увеличение и, следовательно, Л/ж
дизеля, укомплектованного традиционной ТС с многоплунжер-
ным МНВД, с повышением п особенно заметно при малых актив-
ных ходах плунжера (см. рис. 5.38, 10.7, б). В большей или
меньшей степени такой характер протекания скоростных харак-
теристик топливоподачи и, следовательно, зависимостей
наблюдается во всех дизелях, укомплектованных ТНВД или насос-
форсунками с дозированием отсечкой или электромагнитными кла-
панами.
Таким образом, сравнение зависимостей Л/ж от частоты враще-
ния показывает, что скоростные характеристики двигателя с
искровым зажиганием обеспечивают большую устойчивость по
сравнению с дизелем. Особенно велико различие на режимах
малых нагрузок. При использовании ТНВД с регулированием
цикловой подачи дросселированием на впуске (см. рис. 5.31) цик-
ловая подача при уменьшении п плавно возрастает вследствие
увеличения времени наполнения. Но и в этом случае скоростные
характеристики топливоподачи в области малых нагрузок и частот
вращения и особенно на режиме холостого хода обеспечивают
меньшую устойчивость по сравнению с двигателем с искровым
зажиганием.
В двигателе с искровым зажиганием внезапное снятие внешней
нагрузки сопровождается меньшим относительным увеличением п
(рис. 10.7, а). При частоте вращения выше ИиОМ процессы смесе-
образования и тепловыделения в двигателе с искровым зажиганием
425
ухудшаются меньше, чем в дизеле. В связи с этими обстоятельст-
вами двигатели с искровым зажиганием эксплуатируются без регу-
лятора, и только двигатели грузовых автомобилей могут быть
укомплектованы ограничителем частоты вращения (предельным ре-
гулятором).
В дизеле внезапное снятие внешней нагрузки при всех положени-
ях регулирующего органа приводит к сравнительно большому уве-
личению частоты вращения. При частоте вращения выше п„оы не
только увеличиваются механические и тепловые нагрузки, но и
ухудшаются процессы смесеобразования и сгорания, а также повы-
шается выброс частиц. Режимы холостого хода и малых нагрузок
могут, как показано выше, быть малоустойчивыми или вообще
неустойчивыми. Поэтому на транспортные дизели следует устанав-
ливать регуляторы, работающие по крайней мере на двух скоро-
стных режимах: предельном и минимальном.
При работе на внешней скоростной характеристике важно, что-
бы максимальный крутящий момент Л/жтаж на заданную величину
превышал момент на режиме номинальной мощности Л/ЖН0.4. Нали-
чие достаточного запаса Л/ж облегчает управление двигателем, поз-
воляя реже изменять передаточное отношение между двигателем
и потребителем. С этих позиций целесообразно увели чение коэф-
фициента приспособляемости и уменьшение до определенных
пределов скоростного коэффициента (см. 9.4).
В двигателе с искровым зажиганием коэффициент запаса крутя-
щего момента достигает 25—35%, и дополнительная коррекция
внешней скоростной характеристики не нужна. В автотракторных
дизелях требуется коррекция внешней скоростной характеристики
с целью обеспечения Кщ, по внешней скоростной характеристике: от
10...15 до 30—50% в зависимости от назначения и условий эксплу-
атации дизеля. Коррекция запаса крутящего момента обеспечивает-
ся в основном изменением активного хода плунжера и, следователь-
но, подачи топлива с помощью прямого корректора (участок АВ на
рис. 5.39). Прямой корректор встраивается, как правило, в регуля-
тор (см. рис. 10.9). Высокие значения Кщ, могут быть получены
путем использования регулирования наддува в сочетании с коррек-
цией подачи топлива.
10.2.2. АВТОМАТИЧЕСКИЕ РЕГУЛЯТОРЫ ЧАСТОТЫ
ВРАЩЕНИЯ
Классификация автоматических регуляторов частоты вращения.
Двигатели с искровым зажиганием, как правило, не имеют регуля-
тора или на них устанавливаются предельные регуляторы (ограничи-
тели) частоты вращения. Эти регуляторы срабатывают после повы-
426
шения п>Ляом (рис. Ю.8, а). Автотракторные дизели с ТС непосред-
ственного действия оборудуют в основном всережимными и двух-
режимными регуляторами. На рис. 10.8, б, в, г приведены их скоро-
стные характеристики при различных положениях педали (рычага)
управления. Позиция 1 соответствует полному нажатию на педаль,
позиции 2...5 — частичному. На дизелях тракторов, дорожных ма-
шин и многих грузовых автомобилей устанавливают всережимные
регуляторы, которые воздействуют на регулирующий орган на всех
эксплуатационных частотах вращения (рис. 10.8, б). Регуляторы,
обеспечивающие ограничение по максимальной и минимальной
частоте вращения, называют двухрежимными (рис. 10.8, в). Двухре-
жимные регуляторы не воздействуют на рейку топливного насоса
в основном диапазоне режимов между пг и и3 (рис. 10.8, в). Ско-
ростные характеристики в этом диапазоне режимов могут быть
улучшены при использовании всережимных регуляторов с пологим
протеканием скоростных характеристик (рис. 10.8, г).
Узел регулятора, измеряющий отклонение регулируемого пара-
метра (частоты вращения), называется чувствительным элементом.
В тех случаях, когда чувствительный элемент непоредственно связан
с регулирующим органом двигателя (рейкой, дозатором, дозиру-
ющим золотником, ЭМК ТНВД или насос-форсунки дизеля или
дроссельной заслонкой двигателя с искровым зажиганием), регуля-
тор называется регулятором прямого действия. Если между чувст-
вительным элементом и регулирующим органом двигателя включа-
ется усилительный элемент, регулятор называют регулятором не-
прямого действия. В автотракторных двигателях используются ре-
гуляторы прямого действия.
Наибольшее распространение в настоящее время получил механи-
ческий чувствительный элемент центробежного тина. Регуляторы
частоты вращения в этом случае называют механическими. Могут
использоваться также пневматические, гидравлические и электри-
Рис. 10.8. Скоростные характеристики двигателей, оборудованных различными ре-
гуляторами:
а — предельным; б — всережимным; в — двухрежимным; г — всережимным с пологим протека-
нием скоростных характеристик
427
чсскис чувствительные элементы, тогда соответственно автомати-
ческие регуляторы называют пневматическими, гидравлическими
и электрическими (электронными).
Электронные регуляторы позволяют осуществить более гибкое
и эффективное регулирование частоты вращения. Так, электронный
регулятор позволяет осуществлять пропорционально-интегрально-
дифференциальный (ПИД) закон регулирования, учитывающий не
только отклонение регулируемого параметра (р=Аа>1со0, но и произ-
водную этого отклонения d(pjdt и накопление ошибки в виде интег-
рала J <pdt. Наибольший эффект использования электронного регу-
лятора достигается, когда он вместе с ТС с электронным управлени-
ем встраивается в микропроцессорную систему управления дизелем
и является, таким образом, частью этой системы (см. 10.3).
Схемы регуляторов частоты вращения. Упрощенная схема всере-
жимного регулятора частоты вращения приведена на рис. 10.9, а. На
установившемся режиме центробежная сила грузов 4 уравновешива-
ется натяжением пружины 1, задаваемым рычагом управления 5.
При увеличении частоты вращения грузы 4 перемещают муфту
3 влево и передвигают рейку 6 топливного насоса в сторону умень-
шения цикловой подачи Ип. Уменьшение подачи топлива приводит
к уменьшению частоты вращения и поддержанию ее в заданном
диапазоне. Снижение частоты вращения приводит к перемещению
рейки 6 под действием пружины 1 в сторону увеличения цикловой
подачи и, следовательно, увеличению частоты вращения и поддер-
жанию ее в заданном диапазоне.
Водитель, устанавливая положение рычага управления 5, задает
таким образом диапазон, в котором может изменяться частота
вращения вала двигателя при изменении нагрузки. Так, при проме-
жуточном положении рычага 5 обеспечивается поддержание часто-
ты вращения, например, на регуляторной ветви 3 от до (см.
рис. 10.8, б). Водитель, перемещая рычаг управления 5 вправо (до
упора 2), увеличивает натяжение пружины. Центробежная сила
грузов в этом случае сможет преодолеть сопротивление пружины
при более высокой частоте вращения, и двигатель работает с ча-
стотой вращения, соответствующей регуляторной ветви 1 (см. рис.
10.8, б).
Двухрежимные регуляторы позволяют осуществить регулирова-
ние двух скоростных режимов путем использования двух пружин
с различной предварительной деформацией и жесткостью (пружины
7 и 8 на рис. 10.9, б). Пружина 7 с меньшей предварительной
деформацией и жесткостью начинает сжиматься под действием
центробежных сил грузов 4 при частоте вращения «1 (см. рис. 10.8,
в), муфта 3 передвигается влево и перемещает рейку 6 топливного
насоса в сторону уменьшения цикловой подачи топлива (рис. 10.9,
б). Это приводит к резкому уменьшению Mt. При частоте вращения
428
Рис. 10.9. Схемы регуляторов:
а — всережимного; б — двухрежимного
п2 (см. рис. 10.8, в) муфта регулятора достигнет втулки 9 и остано-
вится, так как втулка находится под воздействием сильной пружины
8, установленной с большой предварительной затяжкой. При даль-
нейшем изменении частоты вращения в пределах от и2 Д° пз регуля-
тор не воздействует на рейку топливного насоса и подачей топлива
управляет водитель. При частоте вращения и3 центробежная сила
грузов оказывается равной суммарному усилию пружин 7 и 8.
Поэтому дальнейшее увеличение частоты вращения вызывает пере-
мещение муфты и рейки в сторону уменьшения цикловой подачи
топлива. Рассмотренный регулятор обеспечивает две зоны регули-
рования: Л и К В диапазоне п2<и<п3 регулирование частоты
вращения осуществляется водителем, воздействующим на рейку
(дозатор, дозирующий золотник) ТНВД.
Двухрежимные регуляторы в условиях городского движения ав-
томобиля с дизелем обеспечивают уменьшение дымности ОГ и сни-
жение расхода топлива на 5...7% по сравнению с всережимным
регулятором. Это происходит в основном потому, что при разгонах
всережимный регулятор, как правило, переводит рейку топливного
насоса в положение, соответствующее режиму полной подачи, а по-
том уже устанавливается цикловая подача в соответствии с нагруз-
кой. При использовании двухрежимного регулятора рейку переме-
щает водитель и имеет возможность избегать резких нажатий на
педаль управления.
В свою очередь, всережимные регуляторы более универсальны.
Их способность автоматически поддерживать заданную частоту
вращения коленчатого вала двигателя удобна в управлении автомо-
билем и работой вспомогательных агрегатов автомобиля (подъем-
ник самосвала, автопогрузчик и т. д.). Особенно эффективен всере-
жимный регулятор на дизелях тракторов и дорожных машин.
429
Всережимные регуляторы с пологим протеканием скоростных
характеристик при и2<и<и3 (см. рис. 10.8, г) в основном сохраняют
преимущества двухрежимного регулятора по топливной экономич-
ности и дымности. В то же время устраняется основной недостаток
двухрежимного регулятора — менее устойчивая работа дизеля
в диапазоне режимов и2<и<и3.
Для обеспечения требуемого коэффициента запаса крутящего
момента регулятор дополняется прямым корректором. Одним из
используемых конструктивных исполнений прямого корректора яв-
ляется подвижный упор рейки топливного насоса (рис. 10.9, а). При
работе дизеля на внешней скоростной характеристике уменьшение
частоты вращения от h„om до приводит к перемещению рейки
6 и упора рейки, находящегося в корпусе корректора 10, вправо,
в сторону увеличения цикловой подачи. Перемещение рейки проис-
ходит под действием основной пружины регулятора 1, которая при
уменьшении частоты вращения преодолевает центробежную силу
грузов и противодействие пружины корректора 10.
На рис. 10.10 показаны схемы работы всережимного регуля-
тора одноплунжерного ТНВД распределительного типа. Работа
регулятора в основном диапазоне рабочих режимов иллюст-
рируется на рис. 10.10, а. Рычаг управления 1 устанавливается
водителем в соответствии с задаваемой (водителем) частотой
вращения вала двигателя: чем ближе рычаг управления к упору
2, тем больше задаваемая частота вращения. Заданная частота
вращения поддерживается следующим образом. В случае сниже-
ния нагрузки относительно исходной, при которой силы грузов
10 уравновешивались пружиной 3, частота вращения увеличива-
ется, и центробежные силы грузов 10 перемещают муфту 9 регу-
лятора вправо, которая, в свою очередь, воздействует на рычаги
5 и 77. Эти рычаги, будучи прижатыми друг к другу, преодолевая
сопротивление пружины 3, поворачиваются вокруг оси 6 и пере-
мещают дозатор 7 влево, уменьшая тем самым активный ход
плунжера и, следовательно, подачу топлива, что и обеспечивает
увеличение частоты вращения лишь в заданных регуляторной
ветвью пределах (см. рис. 10.10, г). Увеличение нагрузки относи-
тельно исходной приводит к уменьшению центробежной силы
грузов 10, перемещению рычагов 5 и 11 под действием пружины
таким образом, что дозатор перемещается вправо и цикловая
подача топлива увеличивается. Так происходит поддержание за-
данной водителем частоты вращения вала двигателя при работе
на регуляторной ветви в основной области режимов (область А на
рис. 10.10, г). Следует отметить, что в рассмотренных случаях
пружина 4 холостого хода и пусковая пружина 12 сжаты до
упоров.
430
в)
Рис. 10.10. Схема работы всережимного регулятора:
а — в основном диапазоне рабочих режимов; 6 — на режиме пуста; в — на режиме минималь-
ных оборотов холостого хода; г — зависимость хода дозатора от частоты вращения вала ТНВД
Пуск дизеля рассмотрен на схеме 10.10, б. При пуске рычаг
управления 1 находится на упоре 2, соответствующем максималь-
ным частотам вращения. Вследствие очень малых частот вращения
вала дизеля и, следовательно, валика регулятора силы грузов незна-
чительны, поэтому пружина 5 прижимает рычаг 5 к упору 13,
а пусковая пружина 12 отрывает рычаг 11 от рычага 5 и допол-
нительно (относительно подачи, соответствующей внешней харак-
теристике) перемещает дозатор 7 вправо, до величины, обеспечива-
ющей запуск дизеля (см. область В, рис. 10.10, г).
При работе дизеля на минимальной частоте вращения холостого
хода, а также на других режимах области С (рис. 10.10, г) рычаг
управления 1 находится на упоре 14, ограничивающем минималь-
ные частоты вращения (рис. 10.10, в), и следовательно, сила пру-
431
живы 3 не велика. Центробежные силы грузов в этом случае урав-
новешиваются в основном пружиной 4. Таким образом, увеличива-
ется устойчивость работы дизеля на режиме холостого хода.
10.2.3. СТАТИКА АВТОМАТИЧЕСКОГО РЕГУЛИРОВАНИЯ
ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ
Статическая характеристика автоматического регулятора. Регу-
ляторные ветви скоростной характеристики представляют собой
зависимости М* и других показателей двигателя от частоты враще-
ния при постоянных положениях рычага управления. Они харак-
теризуют статические свойства системы автоматического регулиро-
вания, представляющей собой совокупность взаимодействующих
двигателя и регулятора. Вид регуляторной ветви скоростной харак-
теристики системы автоматического регулирования определяется
прежде всего статической характеристикой регулятора (см. рис.
10.13). Кроме того, на регуляторную ветвь влияют характеристика
механической передачи от муфты чувствительного элемента регуля-
тора к рейке ТНВД, характеристики изменения цикловой подачи
топлива от частоты вращения и положения рейки топливного насо-
са, зависимости крутящего момента от количества подаваемого
топлива.
Рассмотрим статическую характеристику регулятора на примере
всережимного регулятора прямого действия с механическим чувст-
вительным элементом (рис. 10.11). В механическом чувствительном
элементе регулятора действуют две основные силы: восстанавлива-
ющая сила Е, которая представляет собой приведенную к оси
муфты силу упругости пружины Рщ, и поддерживающая сила
ЛсОр — приведенная к оси муфты центробежная сила грузов Р(.
Восстанавливающая сила Е определяется величиной Рщ,, а так-
же углом /? наклона оси пружины к оси муфты регулятора и
относительным расположением точек А, В и С на рычаге 7 (рис.
10.11).
При неизменном положении рычага управления и, следователь-
но, постоянной величине i]/ (предварительной деформации пружи-
ны) Е нелинейно зависит от перемещения муфты z, так как угол
/? при этом будет меняться. Кроме того, Е зависит от предваритель-
ной деформации пружины 1Д, т. е. E=f(\}t, z). При статическом
расчете регулятора вычисляют зависимости E=f(z} при разных
величинах 1Д (2 на рис. 10.12).
Центробежная сила грузов зависит от массы грузов т, размеров
грузов а и Ь, расстояния от центра тяжести груза до оси враще-
ния г (рис. 10.11) и угловой скорости вала регулятора шр. Исполь-
зуя перечисленные параметры, можно рассчитать и построить за-
висимости поддерживающей силы от положения муфты при раз-
432
личных (Op (см. сплошные линии 1 на рис. 10.12). Характеристики на
рис. 10.12 можно определить экспериментально, замеряя си-
лы Е и ДсОр на установке для исследования автоматического регуля-
тора.
Равновесное положение муфты может поддерживаться только
в случае равенства восстанавливающей и поддерживающей сил:
E-A(ol=Q.
(Ю.2)
Уравнение (10.2) называют уравнением статического равновесия
автоматического регулятора.
Совокупность равновесных положений муфты при неизменной
предварительной затяжке пружины можно определить аналитичес-
ки, находя (Ор из уравнения статического равновесия (Ор=у/Е)А для
диапазона возможного изменения z. Полученную зависимость уг-
ловых скоростей (Ор от равновесных положений муфты z при не-
скольких заданных постоянных величинах ф называют статической
характеристикой автоматического регулятора (рис. 10.13). По оси
абсцисс откладывают равновесные положения муфты z: z—z^ соот-
ветствует полной нагрузке, z=zmax — режимам холостого хода; по
оси ординат — соответствующее равновесным положениям муфты
угловые скорости вала регулятора. Статическая характеристика
всережимного автоматического регулятора (1...4 на рис. 10.13)
Рис. 10.11. Схема всережимного меха-
нического регулятора прямого дейст-
вия:
1 — пружина; 2 — упоры; 3 — муфта; 4 —
грузы; 5 — рычаг управления; 6 — рейка;
7 — рычаг
Рис. 10.12. Характеристики механичес-
кого чувствительного элемента при
различных предварительных затяжках
пружины регулятора и угловых скоро-
стях:
1 — поддерживающие силы Аси* при четы-
рех <Вр (большие AcUp соответствуют боль-
шим <Up); 2 — восстанавливающие силы
Е при трех ф (большие значения Е соответ-
ствуют большим ДО
28 - 4664
433
определяет протекание регуляторных ветвей, начинающихся от вне-
шней скоростной характеристики дизеля (рис. 10.8, б).
Основные параметры, характеризующие статику автоматического
регулирования частоты вращения. В процессе работы регулятора
появляются силы, вызывающие отклонения муфты от равновесных
положений, и важно оценить в таких случаях устойчивость регуля-
тора. Например, изменение равновесного положения муфты z0 на
величину Az (см. рис. 10.12) приводит к тому, что восстанавлива-
ющая сила ^о+АА оказывается больше поддерживающей силы
(ЛШр)о+Л(Аа)р). В результате избыточная сила направлена в сторо-
ну возвращения муфты в исходное положение. При отклонении
положения муфты от zo в сторону уменьшения z поддерживающая
сила становится больше восстанавливающей и также стремится
возвратить муфту в исходное положение. Такое равновесное поло-
жение муфты регулятора является устойчивым и количественно
оценивается фактором устойчивости
FP=[A£—А(Лсор)]/Аг.
Значения Е и А зависят от положения муфты z (причем Е зависит
также от 1Д), в связи с чем
AE=^Az и А(ЛШр)=Шр^ Az,
тогда с учетом этих соотношений
Fv=dEldz—O3pdAldz. (10.3)
Положительная величина Fp соответствует устойчивому положе-
нию равновесия муфты, отрицательная — неустойчивому. Обяза-
тельным требованием к регулятору частоты вращения является
обеспечение Fp>0 на всех рабочих режимах.
Для количественной оценки способности регулятора поддержи-
вать заданный скоростной режим двигателя при изменении нагруз-
ки используют понятие степени неравномерности автоматического
регулятора др:
с ^pmax
оР=----------;
Юрср
где Шртах и — угловые скорости вала регулятора при работе на
холостом ходу и при полной нагрузке при принятом положении
органа управления регулятором; шрср — средняя угловая скорость
copq>=(®pmBx+<Upmin)/2 (рис. 10.13). Степень неравномерности систе-
434
Рис. 10.13. Статическая характеристика всережимного автоматического
регулятора
мы автоматического регулирования, состоящей из ДВС и автома-
тического регулятора, можно определить по соответствующей ре-
гуляторной ветви внешней скоростной характеристики (3 на рис.
10.8, б):
б ~ (Ишах Ипйп)/ Иц,.
С уменьшением частоты вращения поддерживающая сила АсОр
уменьшается, а изменение восстанавливающей силы (в случае по-
стоянной жесткости пружины регулятора) при перемещении муф-
ты от zmin до почти не зависит от угловой скорости. Это
приводит к нежелательному увеличению <5Р с уменьшением частоты
вращения, так как при меньшей частоте вращения для преодоления
восстанавливающей силы требуется изменить угловую скорость
грузов регулятора в большем диапазоне. Чтобы уменьшить рост
<5Р с уменьшением сир, используют наклонное положение пружины
регулятора или заменяют пружину регулятора комплектом пружин,
в котором по мере увеличения частоты вращения в работу включа-
ется большее количество пружин. Эти мероприятия позволяют
уменьшить восстанавливающую силу и, следовательно, замедлить
рост <5р при уменьшении частоты вращения.
Уравнение статического равновесия регулятора (10.2) не учиты-
вает силы трения Rp, которая действует в регуляторе, топливном
насосе и в других узлах аппаратуры. С учетом трения равновесие
муфты регулятора определяется уравнением
E-Aco^±Rp=0. (10.5)
В зависимости от знака силы Rp, который определяется направ-
лением действия разности сил Е и Ашр, из этого уравнения можно
найти два предельных значения угловой скорости, соответствую-
28*
435
щих одному положению муфты: со" — при увеличении угловой ско-
рости грузов; Шр — при ее уменьшении, т. е.
a%=J(E+RJIA; (JP=^/(E-RP)/A. (10.6)
В интервале угловых скоростей со" — со' (рис. 10.13) регулятор не
реагирует на изменение сор, поэтому указанный интервал угловых
скоростей называют областью нечувствительности, а отношение
Ep^^'-coy/K^ + toy/l] (10.7)
степенью нечувствительности автоматического регулятора. Сте-
пень нечувствительности системы автоматического регулирования
можно определить по регуляторным ветвям внешней скоростной
характеристики дизеля (см. рис. 10.8, б). Ветви 1" и Г получают
при одном положении рычага управления, причем регуляторную
ветвь 1" определяют, постепенно увеличивая частоту вращения
коленчатого вала дизеля, а ветвь Г — уменьшая частоту враще-
ния. .
Уменьшение силы 7?р достигается обильной смазкой, заменой
трения скольжения трением качения, уменьшением количества тру-
щихся пар и т. д. В топливных системах с многоплунжерными
насосами сила Rp в основном зависит от перестановочного усилия
рейки — силы, затрачиваемой на поворот плунжера, поэтому меро-
приятия по уменьшению этой силы приводят к существенному
снижению 7?р. Относительное влияние силы трения уменьшают пу-
тем увеличения поддерживающей Асор и связанной с ней восстанав-
ливающей силы Е. Увеличение Асор достигается в основном увели-
чением массы грузов, введением передачи, повышающей угловую
скорость вала регулятора по сравнению с угловой скоростью колен-
чатого вада двигателя; соответствующий рост Е — увеличением
силы пружин регулятора.
10.3. ЭЛЕКТРОННОЕ УПРАВЛЕНИЕ ДВИГАТЕЛЕМ
10.3.1. ОРГАНИЗАЦИЯ ЭЛЕКТРОННОГО УПРАВЛЕНИЯ
РАБОТОЙ ДВИГАТЕЛЯ
Электронное управление может быть построено на основе ана-
логовой и цифровой вычислительной техники. Создание микропро-
цессорных систем, обладающих развитой памятью и высоким быст-
родействием, предопределило сегодня преимущественное исполь-
зование цифровых систем управления двигателями. Аналоговые
системы обладают очень высоким быстродействием, поэтому в пер-
436
спективе возможно применение гибридных схем, включающих как
аналоговую, так и цифровую части.
Структура системы управления. На рис. 10.14 показана упрощен-
ная блок-схема электронной системы автоматического управления
(ЭСУ) двигателем. Система управления двигателем включает дат-
чики, установленные на двигателе и автомобиле и обеспечивающие
информацию, необходимую для управления; электронный блок
управления, формирующий на основе этой информации управ-
ляющие воздействия, исполнительные устройства, реализующие
управляющие воздействия по сигналам, поступающим от блока
управления; сам объект управления — двигатель, и пучок проводов,
обеспечивающий связь между элементами системы.
В системах управления используют датчики различного типа:
аналоговые, импульсные, релейные. В ряде случаев входные сиг-
налы, поступающие от датчиков, должны быть предварительно
обработаны. Эта обработка осуществляется в блоке управления,
а также отдельными устройствами программно или при помощи
аппаратных средств. Например, аналоговая информация должна
быть превращена в цифровую при помощи аналого-цифровых пре-
образователей; может потребоваться усиление и нормирование сиг-
налов; во входную информацию может вводиться коррекция с уче-
том особенностей характеристик конкретных датчиков.
В последнее время все шире используются так называемые ин-
теллектуальные датчики, имеющие собственные устройства для пер-
вичной обработки информации. Использование таких датчиков
позволяет не только разгрузить блок управления, но и повы-
Рис. 10.14. Структура микроконтроллера ЭСУ двигателем
437
шает помехозащищенность системы, так как информация передает-
ся в кодах.
Блок управления на основе микропроцессора (микроконтроллер)
имеет устройства для ввода и вывода информации (УВВ), а также
арифметическое логическое устройство (АЛУ), постоянное запоми-
нающее устройство (ПЗУ), оперативное запоминающее устройство
(ОЗУ) и электрически программируемое запоминающее устройство
(ЭПЗУ).
Обработка поступающей информации и формирование управле-
ния производятся АЛУ с использованием ПЗУ, ОЗУ и ЭПЗУ.
АЛУ функционирует по программам, хранящимся в ПЗУ.
В ПЗУ хранятся программы, обеспечивающие работу блока упра-
вления, а также матрицы конкретных значений каждого управля-
ющего воздействия для различных условий работы. Это позволя-
ет в зависимости от поступившей в блок управления информации
о состоянии объекта управления и внешних факторов сформиро-
вать выходные сигналы, поступающие в исполнительные устрой-
ства.
ПЗУ является энергонезависимым устройством. Информация,
находящаяся в ПЗУ, сохраняется при отключении питания и не
изменяется в процессе эксплуатации. ОЗУ используется для хране-
ния текущей информации, поступающей от датчиков, результатов
вычислений, выполненных в АЛУ, и других данных, необходимых
для работы системы. Эта память энергозависимая и содержащаяся
в ней информация теряется при отключении питания. ЭПЗУ, как
и ПЗУ, энергонезависимо, но хранящаяся в нем информация может
обновляться в процессе эксплуатации. В ЭПЗУ заносят коды авто-
мобильной противоугонной системы, данные для коррекции харак-
теристик датчиков или калибровок в процессе эксплуатации, инфор-
мацию, необходимую для работы адаптивных обучающихся систем
управления.
Функциональные алгоритмы ЭСУ. Для того чтобы осуществлять
управление двигателем, в ЭСУ должны быть заложены алгоритмы
ее работы, обеспечивающие ряд следующих функций.
Слежение за временем и за углом поворота вала. Для этой цели
в системе предусматривается диспетчер времени. Так как многие
функции управления привязаны к определенной фазе цикла, а в ря-
де случаев и к определенному цилиндру, необходимо постоянно
следить за положением коленчатого вала (а в четырехтактных
двигателях и за положением распределительного вала, для того
чтобы идентифицировать рабочий ход в каждом цилиндре), при-
вязывая к ним операции, выполняемые микропроцессором и ис-
полнительными устройствами. Вместе с этим некоторые процес-
сы, протекающие в двигателе, зависят только от времени и многие
операции в системе управления также должны быть синхронизи-
438
рованы во времени. Другими словами, необходимо иметь как
процессор (диспетчер) реального времени, так и синхронный про-
цессор.
Получение, обработка и распределение информации, поступающей
от датчиков. При этом должны учитываться фактические харак-
теристики датчиков, а в ряде случаев производиться автоматическая
коррекция этих характеристик, если они изменяются в процессе
эксплуатации. Специальная программа устанавливает приоритет
обработки поступающей информации.
Распознавание (идентификация) режима работы двигателя, что-
бы установить, на каком режиме в данный момент работает двига-
тель, и выбрать соответствующую ветвь алгоритма и программы
для формирования управления. Эту функцию выполняет диспетчер
режимов.
Для идентификации режима работы по определенному алгорит-
му производится опрос датчиков и на основании поступающей
информации определяется режим работы двигателя. Как правило,
для идентификации используют информацию, поступающую от
специальных датчиков-ключей, данные о частоте вращения вала
двигателя и другие необходимые данные. Принцип идентификации
режима понятен из рис. 10.15, на котором дан один из вариантов
анализа возможных сочетаний получаемой информации для опреде-
ления режима работы. Обычно, как видно из рис. 10.15, иден-
тифицируются основные режимы работы. Кроме того, часто для
улучшения управления возникает необходимость идентификации
таких специфических неустановившихся режимов работы двигате-
ля, как:
• горячий и холодный пуск двигателя;
• пуск двигателя без использования стартера;
• переход от режима пуска к активному холостому ходу;
• прогрев двигателя;
• сброс и повышение нагрузки;
• ускорение и замедление вращения коленчатого вала;
• остановка двигателя и др.
Для идентификации неустановившихся режимов используют ин-
формацию об изменении частоты вращения, расхода воздуха, поло-
жения дроссельной заслонки и теплового состояния двигателя.
Формирование управления. При разомкнутом программном
управлении после идентификации режима работы двигателя и вы-
бора алгоритма и программы управления микропроцессор на ос-
новании конкретных значений управляющих воздействий для раз-
ных условий, хранящихся в ПЗУ в виде таблиц (матриц), проводит
вычисление необходимых команд для исполнительных устройств.
Даже для важнейших и наиболее сложных контуров управления,
таких как управление подачей топлива, опережением зажигания или
439
Рис. 10.15. Пример алгоритма идентификации режима работы двигателя:
ДЗ — дроссельная заслонка; и — частота вращения; г — температура охлаждения
началом впрыскивания топлива, весь процесс обработки данных за-
нимает только часть времени цикла, что позволяет менять управле-
ние в каждом последовательном цикле и в отдельных цилиндрах.
Адаптация. В программно-адаптивных системах по специаль-
ным алгоритмам проводится изменение структуры системы и вы-
бор программ управления в зависимости от режима и условий
работы двигателя, а также осуществляется замкнутое регулирова-
ние для поддержания заданных значений контролируемых пока-
зателей. Современные адаптивные микропроцессорные системы
управления могут находить оптимальные значения управляющих
воздействий и адаптировать сами программы и калибровки матриц
управления в процессе эксплуатации в связи с изменением состояния
двигателя, датчиков и эксплуатационных условий.
Вывод управляющих команд. Согласно вычисленным значениям
управлений производится обработка выходной информации и вы-
вод соответствующих команд на исполнительные устройства.
Диагностирование. Помимо функций формирования управления
микроконтроллер осуществляет диагностирование работы датчиков
440
и правильности работы системы управления (см. 10.4.3). В системах
управления нового поколения требования к надежности значитель-
но увеличены. В частности, эти системы должны обеспечивать
длительную эксплуатацию автомобиля при сохранении его экологи-
ческих показателей на уровне установленных норм. Для этого пред-
усмотрено диагностирование не только работы системы управле-
ния, но и использование микроконтроллера для диагностирования
работы ряда систем двигателя (см. 10.4.4).
Обеспечение работоспособности двигателя и автомобиля при
отказе одного или нескольких элементов системы управления. Дня
этого предусматривают дополнительные обходные алгоритмы
управления, гарантирующие возможность работы двигателя при
отказе элементов ЭСУ.
10.3.2. ФОРМИРОВАНИЕ УПРАВЛЕНИЯ РАБОТОЙ ДВИГАТЕЛЯ
Управление двигателями с искровым зажиганием и внешним сме-
сеобразованием. В двигателях с искровым зажиганием и внешним
смесеобразованием управление мощностью в основном осуществ-
ляется изменением количества горючей смеси, поступающей в ци-
линдры, которое устанавливается водителем, как правило, путем
изменения положения дроссельной заслонки.
При организации микропроцессорного управления рабочими
процессами таких двигателей замкнутое регулирование использует-
ся в ограниченной мере, так как затруднительно измерять важней-
шие выходные мощностные, экономические и экологические показа-
тели двигателей. Управление рабочими процессами в этом случае
строится как разомкнутое программное с использованием коррек-
ции по возмущениям.
В основе программного управления каждым из важнейших упра-
вляющих воздействий в двигателях с искровым зажиганием лежит
так называемая базовая программа управления (базовая матрица
или таблица), по которой определяется необходимое значение упра-
вляющего параметра в зависимости от основного или основных
режимных параметров. Так, управление подачей топлива, опереже-
нием зажигания, количеством рециркулирующих газов и рядом
других управляющих воздействий на частичных нагрузках задается
в виде базовых матриц в зависимости от частоты вращения вала
и нагрузки для прогретого двигателя, работающего на установив-
шемся режиме. Для промежуточных значений режимных парамет-
ров, не входящих в матрицу, значения управляющих воздействий
находятся при помощи интерполяции.
Прямое измерение крутящего момента на автомобиле представ-
ляет определенные трудности, поэтому при управлении двигате-
лями с центральным или распределенным впрыскиванием топлива
441
для оценки нагрузки используют косвенные парамеры, тесно свя-
занные с величиной крутящего момента. В качестве таких пара-
метров, доступных для измерений, могут служить массовый
расход воздуха, положение дроссельной заслонки, абсолютное дав-
ление или разрежение во впускном трубопроводе после дроссельной
заслонки.
Следует отметить, что между расходом воздуха, положением
дроссельной заслонки или давлением во впускном трубопроводе
и значением крутящего момента при данной частоте вращения,
в общем случае, нет однозначной связи. Такая связь зависит от
значений управляющих воздействий, качества протекания рабочих
процессов в двигателе, его состояния, а в случае использования
измерения положения дроссельной заслонки или разрежения в тру-
бопроводе еще и от атмосферных условий. Поэтому точность упра-
вления с использованием результатов, указанных выше, косвенных
измерений ограничена и меняется в зависимости от режима работы.
В связи с этим в современных ЭСУ двигателей с искровым зажига-
нием часто измеряют все три параметра и в зависимости от режима
работы меняют параметр, по которому строится управление, выби-
рая тот, который дает лучшие результаты.
При построении программного управления двигателем помимо
нагрузочно-скоростного режима необходимо учитывать ряд допол-
нительных факторов.
При возникновении каких-либо возмущающих факторов (недо-
статочный прогрев двигателя, изменение атмосферных условий,
качества топлива и т. д.) или при работе двигателя на неустано-
вившихся режимах управление формируют путем коррекции управ-
ления, определенного по базовой матрице с использованием ин-
формации корректирующих двух- и одномерных матриц или ко-
эффициентов. Для некоторых управляющих воздействий коррек-
ция управления осуществляется с учетом пяти-шести возмуща-
ющих факторов и более.
На специфических режимах (холостой ход, принудительный хо-
лостой ход, пуск и т. д.) управление осуществляют по специальным
алгоритмам и отдельным программам.
При использовании корректирующих матриц применяют три
метода определения итогового значения управляющего воздейст-
вия: аддитивный, мультипликативный и смешанный.
Так, в двигателях с искровым зажиганием для определения УОЗ
часто используют аддитивный метод, и итоговое значение <ро,3 рас-
считывают по формуле, суммирующей базовое значение опереже-
ния зажигания <ро з {со, рг), со значениями необходимой коррекции
угла опережения зажигания с учетом ряда факторов. Базовые значе-
ния опережения зажигания при этом выбирают заранее эксперимен-
442
тально из условий получения максимальной топливной экономич-
ности (мощности) с учетом необходимости уменьшения опережения
зажигания для снижения выбросов NO и СН.
При построении базовой матрицы в зависимости от частоты
вращения (со) и абсолютного давления во впускном трубопроводе
(pj к полученным значениям <р3 (со, pj необходимо, как минимум,
алгебраически вводить коррекции по температуре охлаждающей
жидкости Дфо.3 Оохл) и по температуре окружающего воздуха
ДфазОо):
фо.з=фо.з(<М, Рх) + Дфо.з.(/охл) + Дфо.з(4)+ ... (10.8)
При построении базовой матрицы по цикловому расходу воз-
духа и частоте вращения поправка на температуру воздуха обычно
не вводится.
Возможно введение коррекции опережения зажигания с учетом
работы двигателя на неустановившихся режимах и изменения ис-
пользуемого топлива.
ЭСУ позволяет учитывать изменение времени накопления энер-
гии в катушке зажигания в зависимости от напряжения в сети
автомобиля. Это дает возможность после определения необходимо-
го УОЗ выбрать момент коммутации первичной цепи катушки
зажигания с учетом частоты вращения вала и напряжения сети.
Последнее ведет к оптимизации энергии искрообразования и со-
кращает мощность, потребляемую системой зажигания.
При управлении цикловой подачей топлива в системах с рас-
пределенным впрыскиванием бензина используют мультипликатив-
ный, а чаще смешанный метод формирования управления. В этом
случае конечное значение управления находят как путем умножения
базового управления на корректирующие коэффициенты, так и сум-
мированием базового и корректирующих значений управляющих
воздействий.
При использовании смешанного метода формирования управле-
ния можно определять значения коррекции с учетом большего
числа факторов. Так, при необходимости ввести коррекцию угла
опережения зажигания от температуры можно выразить аддитив-
ную поправку как А<роэ (0 где kt — поправочные коэффициенты,
зависящие от ряда дополнительных факторов. Это позволяет вво-
дить индивидуальную поправку на изменения температуры для
каждого скоростного и нагрузочного режима [если kt=f(n, GB)]
или построить коррекцию на неустановившихся режимах, изменя-
ющуюся с каждым следующим рабочим циклом [если к,=/((),
где i — порядковый номер цикла, называемый обычно опорным
импульсом].
443
Базовая матрица для определения цикловой подачи топлива
задается в зависимости от частоты вращения вала и циклового
расхода воздуха в виде необходимых значений а.
При работе ЭСУ величина GBO может быть определена по пока-
заниям измерителя массового расхода воздуха или рассчитана по
результатам измерений частоты вращения вала, абсолютного дав-
ления и температуры воздуха во впускном трубопроводе с исполь-
зованием вспомогательных матриц, определяемых при калибровке
ЭСУ. В основе таких расчетов может лежать таблица (матрица)
экспериментально определенных значений коэффициента наполне-
ния Tjy, построенная в зависимости от частоты вращения и отноше-
ния абсолютного давления во впускном трубопроводе к проти-
водавлению на выпуске рг (рис. 10.16).
Величина противодавления выпуску газов обычно не измеряется,
а вычисляется по эмпирическому соотношению pr=F(po, рк, п).
Цикловой расход воздуха может быть рассчитан по выра-
жению:
Gm=VhrivP.- (Ю-9)
Матрица значений может быть построена и в координатах
угол открытия дроссельной заслонки — частота вращения.
По величине циклового расхода воздуха GBO вычисляют продол-
жительность импульса, управляющего открытием форсунки (т),
обеспечивающую цикловую подачу топлива, необходимую для по-
лучения заданного значения а:
G‘ ,+дт (Ю.Ю)
lomnqkfflkj
где GB — массовый расход воздуха через цилиндр в мин; /0 —
стехиометрическое соотношение воздуха и топлива; т — количест-
во впрыскиваний на один цикл; и — частота вращения вала; q —
динамическая расходная характеристика форсунки; ко — множи-
тель, учитывающий тактность двигателя и размерность величин и,
q и G„; kt — переменные множители, обеспечивающие коррекцию
подачи топлива при изменении теплового состояния двигателя, на
режимах разгона и др.; а определяет начальные регулировки и при
разомкнутом программном управлении устанавливается на задан-
ном уровне согласно базовой матрице, а при работе локально
замкнутого контура поддерживается на уровне а= 1,0. Поправка Лтф
определяется запаздыванием срабатывания форсунки и может быть
использована для коррекции управления при изменении напряжения
аккумуляторной батареи.
444
Рис. 10.16. Матрица для определе-
ния коэффициента наполнения без
измерения расхода воздуха:
А — фрагмент матрицы в увеличенном
масштабе
После определения т с учетом частоты вращения -можно рас-
считать угол опережения начала подачи топлива относительно ВМТ
такта впуска (^н.п) из условия окончания впрыскивания топлива
к моменту начала открытия впускного клапана:
фн.п=60пт+фх.ю (10.11)
где п имеет размерность мин-1, т — с; <рж.п— необходимый угол
окончания подачи топлива.
Аналогичным образом формируется управление и другими
управляющими воздействиями.
Практически в ЭСУ управление каждым воздействием осуществ-
ляется независимым контуром. Реализация принципа связанного
управления в этом случае достигается за счет совместного выбора
значений для всех связанных управляющих воздействий в процессе
калибровки ЭСУ.
Управление дизелями. В дизелях управление мощностью двига-
теля осуществляется изменением величины подачи топлива. Цик-
ловая подача топлива задается непосредственно водителем или
изменяется под воздействием автоматического регулятора частоты
вращения (см. 10.2). В последнем случае задатчик частоты вращения
связан с педалью акселератора, а электронный блок, получая сигнал
задатчика и информацию о фактической величине частоты враще-
ния (скорости автомобиля), изменяет цикловую подачу топлива
и обеспечивает с высокой точностью поддержание заданного скоро-
стного режима.
Таким образом, в дизелях в основном контуре управления мощ-
ностью используется принцип регулирования с отрицательной об-
ратной связью.
445
При формировании управления рабочими процессами в дизелях,
как и в двигателях с искровым зажиганием, используется про-
граммное управление. Базовые матрицы управления процессами,
например изменения опережения начала и закона подачи топлива,
давления наддува, рециркуляции ОГ, обычно строятся в зависимо-
сти от частоты вращения вала и от положения органа, дозирующего
подачу топлива (при использовании систем с механическим до-
зированием цикловой подачи), или от частоты вращения, длитель-
ности открытия форсунки и давления впрыскивания топлива (в
системах с электрическим дозированием топлива).
Коррекция базовых значений управляющих воздействий ведется
с учетом таких факторов, как температура в системе охлаждения
двигателя, температура топлива, температура воздуха, давление
наддува, характер переходных процессов и др. Для повышения
качества управления, в частности для более точного корректирова-
ния подачи топлива, используется информация о расходе воздуха.
Для этого в ряде систем предусмотрены измерители массового
расхода воздуха, аналогичные применяемым на двигателях с ис-
кровым зажиганием.
По отдельным программам строится управление на режимах
пуска и останова двигателя.
Управление двигателями с искровым зажиганием и непосредствен-
ным впрыскиванием бензина. В двигателях с искровым зажиганием
и непосредственным впрыскиванием бензина в цилиндр при сжигании
расслоенных зарядов существенно расширяются пределы возмож-
ного обеднения смеси, а следовательно, и возможность изменять
мощность двигателя за счет управления цикловой подачей топлива,
как это имеет место в дизелях. Вместе с этим пределы возможного
обеднения смеси недостаточны для регулирования мощности во
всем поле нагрузочных и скоростных режимов. Более того, на
некоторых режимах, например при полной нагрузке, принципиаль-
но необходимо переходить к сжиганию гомогенных смесей. Таким
образом, в двигателях с непосредственным впрыскиванием бензина
в зависимости от нагрузочно-скоростного режима приходится пере-
ходить от управления мощностью изменением количества горючей
смеси к изменению цикловой подачи топлива, при регулировании
степени расслоения заряда. В этом случае построение управления
всеми воздействиями, в том числе и положением дроссельной за-
слонки, по расходу воздуха или по давлению во впускном трубопро-
воде становится невозможным. Поэтому базовые матрицы строят
в координатах крутящий момент — частота вращения.
При реализации такого управления механическая связь между
педалью водителя и дроссельной заслонкой заменяется электри-
ческой. На педали водителя устанавливают задатчик крутящего мо-
446
мента, а дроссельная заслонка по специальной программе управля-
ется при помощи электропривода.
Принципиально значение крутящего момента, необходимое для
осуществления такого управления, можно определить тремя спосо-
бами:
• прямым измерением с применением датчика крутящего мо-
мента;
• на основании косвенных измерений;
• при помощи математического моделирования на основе фак-
тических значений вектора управляющих воздействий.
Наиболее часто используют последний способ. В этом случае
исходные модели, построенные в виде набора матриц (таблиц),
предварительно определяют на основании экспериментов.
Управление протеканием рабочих процессов в таком двигателе
также строится с использованием базовых и корректирующих мат-
риц, но изменение крутящего момента в результате коррекции
управления должно учитываться при расчете крутящего момента.
Это заставляет использовать итерационные процедуры для уточне-
ния значений управляющих воздействий.
Развитие методов управления мощностью двигателей. Элект-
ронное управление мощностью двигателей развивается в двух на-
правлениях. Первое направление связано с отказом от прямой меха-
нической связи педали водителя с органом, регулирующим подачу
топлива или количество горючей смеси, поступающей в цилиндры
(рис. 10.17).
Когда педаль водителя связана с задатчиком, а электронный
регулятор при помощи электропривода осуществляет замкнутое
управление открытием дроссельной заслонки, возможны три спосо-
ба осуществления обратной связи.
1. Если задатчик, установленный на педали, определяет величину
перемещения дроссельной заслонки, а время перемещения педа-
ли — скорость ее открытия, то на первый взгляд преимущества
такой системы по сравнению с механическим приводом связаны
только с возможностью точного поддержания заданного открытия
заслонки при наличии обратной связи по датчику положения за-
слонки. Однако в действительности возможности такого привода
значительно шире, так как при этом можно программно управлять
перемещением дроссельной заслонки во времени и прогнозировать
ее положение, что позволяет осуществить контроль протекания
переходных процессов и улучшить динамическое управление двига-
телем.
2. Если задатчик устанавливает заданную частоту вращения
и обратная связь осуществляется по скорости вращения вала двига-
теля, то появляется возможность автоматизации поддержания ско-
рости движения автомобиля.
447
Рис. 10.17. Автоматизация управления дроссельной заслонкой (замкнутое регулиро-
вание):
а — по положению заслонки; б — по частоте вращения вала; в — по величине крутящего момен-
та. Фактическое значение параметра — индекс ф; 1 — датчик положения педали; 2 — педаль
водителя
3. Если же задатчик устанавливает величину крутящего момента,
а для обратной связи используются измеренные или вычисленные
значения крутящего момента, то появляется возможность не только
строить управление по величине крутящего момента (см. выше), но
и использовать адаптивные обучающие алгоритмы. Это связано
с тем, что при известном значении крутящего момента достаточно
просто определить, например, оптимальное значение угла опереже-
ния зажигания или состава горючей смеси и др. Таким образом,
появляется возможность создавать самонастраивающиеся системы,
учитывающие изменение состояния двигателя в процессе эксплу-
атации (см. далее).
Второе направление совершенствования управления мощностью
связано с развитием новых способов воздействия на работу двига-
теля. Так, изменять мощность двигателя можно изменением от-
крытия впускных клапанов, рабочего объема цилиндров (хода по-
ршня) и др., отключением цилиндров или рабочих циклов.
Локально-замкнутое и адаптивное управление. Один из недостат-
ков программного управления заключается в сложности учета при
управлении изменения внешних и внутренних факторов, в первую
очередь тех, которые не могут быть проконтролированы. Так,
затруднительно корректировать управление с учетом износа дета-
лей двигателя, отложений нагара, изменения характеристик дат-
чиков и т. д.
Как указывалось, в отдельных контурах современных ЭСУ ис-
пользуется замкнутое управление. В двигателях с искровым зажига-
нием оно обычно применяется дополнительно к программному
разомкнутому управлению и выполняет частные функции стабили-
зации, ограничения или адаптации. Поэтому можно говорить об
использовании программного управления с локально-замкнутыми
контурами.
448
К таким локально-замкнутым контурам при управлении двига-
телями с искровым зажиганием можно отнести:
• замкнутое управление УОЗ, обеспечивающее снижение УОЗ
в случае возникновения детонации в двигателе;
• замкнутое управление подачей топлива по сигналу датчика
состава смеси (2-зонду), позволяющее с высокой точностью под-
держивать стехиометрический состав горючей смеси (а =1,0) (см.
8.3.3);
• поддержание постоянного заданного значения п на режиме
холостого хода при изменении внешней нагрузки на двигатель
(изменение нагрузки на генератор, включение кондиционера и т. п.),
что достигается регулированием количества поступающего в двига-
тель воздуха при соответствующей коррекции управления топливо-
подачей и зажиганием;
• замкнутое управление клапаном рециркуляции ОГ с обратной
связью по сигналу датчика перемещения клапана, позволяющее
более точно поддерживать величину открытия клапана, задаваемую
программой.
В дизелях помимо использования замкнутого управления часто-
той вращения в основном контуре также используются локально-
замкнутые контуры и в частности:
• замкнутое управление опережением впрыскивания топлива
с обратной связью по сигналу датчика, установленного на форсунке;
• регулирование давления и температуры наддуваемого воздуха;
• управление давлением впрыскивания топлива;
• управление температурой в системе охлаждения;
• управление рециркуляцией отработавших газов и др.
Проблема учета изменения состояния двигателя и внешних усло-
вий в процессе эксплуатации наиболее полно решается при исполь-
зовании адаптивных систем управления.
Исходя из определения, данного в 10.3.1, ЭСУ автомобильных
двигателей следует отнести к адаптивным системам управления,
так как при изменении режима работы, теплового состояния
двигателя и ряда других факторов в них происходит изменение
и структуры, и алгоритмов, и программ управления. Однако для
большинства контуров управления эти изменения происходят по
специальным, заранее заложенным программам и значениям
управляющих воздействий на основе информации о контролиру-
емых изменениях условий. Поэтому такие системы можно клас-
сифицировать как программно-адаптивные ЭСУ. По мере совер-
шенствования ЭСУ в отдельных контурах все чаще используют
другой способ адаптивного управления, при котором фактические
значения управляющих воздействий при изменении условий зара-
нее не задаются, а устанавливаются лишь требования к качеству
29 - 4664
449
управления двигателем, выполнение которых должна обеспечить
ЭСУ. Такие системы управления будем называть адаптивными на-
страивающимися. Если при адаптации изменяется структура или
алгоритмы работы, то такие системы называют самоорганизующи-
мися. Если при адаптации изменяются значения управляющих воз-
действий, то системы называют самонастраивающимися.
Функциональная схема работы адаптивного управления показа-
на на рис. 10.18. Процесс адаптации включает три основных этапа:
идентификацию, т. е. оценку истинных значений определенных пара-
метров, принятие решения по результатам идентификации и моди-
фицирование, т. е. программное или аппаратное изменение функци-
онирования основной системы. Примерами использования настра-
ивающегося адаптивного управления в ЭСУ ДВС могут служить
работа контура ограничения детонации при управлении УОЗ и кор-
рекция управления топливоподачей с учетом изменения в эксплу-
атации характеристики расходомера воздуха и характеристик фор-
сунок.
Например, основное управление опережением зажигания строит-
ся как разомкнутое с определением управляющих воздействий по
базовой и корректирующим матрицам. При изменении качества
топлива, состояния двигателя и внешних условий возможно появле-
ние детонационного сгорания. Нарушение сгорания фиксируется
при помощи датчика — акселерометра, регистрирующего увеличе-
ние вибраций поверхности блока цилиндров или головки блока при
возникновении детонационного сгорания. При поступлении в блок
управления информации о возникновении детонации система меня-
ет алгоритм работы (рис. 10.19): q>O 3 — сначала резко уменьшается,
а затем постепенно увеличивается до значения <jo0.3m„, предусмотрен-
ного основной программой, и если вновь возникает детонация, то
вся процедура повторяется. Величина снижения <роз может задавать-
ся в зависимости от интенсивности детонации и иногда осуществ-
Рис. 10.18. Принципиальная схема работы адаптивного управления
450
Рис. 10.19. Работа контура подавления детонации в одном из цилин-
дров двигателя:
1 — g>o.3t устанавливаемое по программе; 2 — сигнал появления детонации;
3 — уменьшение <ро з при возникновении детонации; 4 — время сохранения
<ро 3; 5 — шаг возврата <Ро.э к исходному значению
ляется только для того цилиндра, где возникло нарушение сгора-
ния. При работе таких систем нельзя исключить периодического
возникновения детонации, но количество циклов с детонацией резко
сокращается.
Для дальнейшего сокращения числа циклов с детонацией и
улучшения управления опережением зажигания на неустановив-
шихся режимах в контур ограничения детонации дополнительно
включают обучающиеся матрицы (рис. 10.20). В этих матрицах
запоминаются значения минимально необходимого снижения
угла опережения зажигания для работы без детонации в зависи-
мости от режимных параметров двигателя и внешних условий.
Уменьшение времени работы двигателя с заниженными углами
опережения зажигания способствует повышению топливной эко-
номичности автомобиля. Данные в обучающихся матрицах могут
периодически обновляться. Таким образом, можно обеспечить
адаптацию управления с учетом изменения состояния двигателя
и качества применяемого топлива.
Другим примером настраивающейся адаптивной системы
является коррекция подачи топлива в процессе эксплуатации с уче-
том изменения характеристик измерителя массового расхода воз-
духа и расходных характеристик форсунок. Величины поправок
при расчете длительности открытия форсунки определяются сле-
дующим образом. Исходя из измеренного расхода воздуха, рас-
считывают длительность открытия форсунки, необходимую для
получения а= 1, а затем определяют необходимое изменение дли-
тельности импульса, подаваемого на форсунку, для получения
сигнала релейного датчика содержания кислорода в ОГ, свиде-
29*
451
Рис. 10.20. Схема программного управления опережением зажигания
с локально-замкнутым контуром ограничения фо.з. п0 началу детона-
ции:
БПУ — блок программного управления; ДВС — двигатель; ДД — датчик дето-
нации; БФК — блок формирования коррекции опережения зажигания; А — до-
полнительный обучающийся контур коррекции фо.з.> ОКМ — обучающаяся кор-
ректирующая матрица
тельствующего о том, что фактический состав смеси в цилиндре
достиг а=1. Таким путем можно определить значение корректиру-
ющего коэффициента или сформировать матрицу корректирующих
коэффициентов.
Основные трудности при создании настраивающихся адаптив-
ных систем управления двигателями связаны с двумя факторами:
сложностью организации в эксплуатации прямых измерений выход-
ных показателей, по которым можно вести поиск оптимального
управления, и недостатком времени на осуществление поиска упра-
влений из-за работы двигателя на неустановившихся режимах. Пер-
вая сложность может быть преодолена разработкой новых методов
таких измерений и использованием косвенных параметров для оцен-
ки оптимальности управления, а вторая — применением обучаю-
щихся систем.
Формирование динамического управления. Наибольшие трудно-
сти возникают при формировании управления на неустановившихся
режимах работы двигателя. Это связано с рядом факторов:
сложной динамикой физических процессов, протекающих
в двигателе;
наличием динамических погрешностей при измерениях;
возможными задержками в контурах системы управления и ис-
полнительных устройствах;
• неопределенностью последующих действий водителя при необ-
ходимости определения динамических коррекций управления на
несколько циклов вперед.
Способы формирования динамического управления рассмотрим
на примере управления подачей топлива после резкого открытия
дроссельной заслонки.
Для эффективной работы нейтрализатора ОГ необходимо со-
хранять работу двигателя на стехиометрическом составе смеси.
452
Однако после резкого открытия дроссельной заслонки возникает
рассогласование поступления воздуха и топлива в цилиндры и со-
став рабочей смеси изменяется. Причинами изменения а в ципиндре
в двигателях с распределенным впрыскиванием топлива на режимах
разгона являются:
• замедленное поступление в цилиндр топлива, выпавшего в ви-
де пленки на поверхности впускного тракта по сравнению с поступ-
лением воздуха и испарившегося топлива. Это приводит к времен-
ному обеднению смеси в цилиндре;
• аккумулирование части воздуха, прошедшего через расходо-
мер воздуха, в объеме впускного тракта из-за повышения давления
в трубопроводе. Так как количество впрыскиваемого топлива зави-
сит от расхода воздуха через расходомер, это может приводить
к обогащению смеси;
попадание в начальный период после открытия дроссельной
заслонки в цилиндр топлива с повышенным содержанием легких
фракций. Соотношение углерода и водорода в отдельных фракциях
топлива различно, что может приводить к изменению среднего
значения 4 для топлива, поступившего в цилиндр. Это явление
обычно вызывает некоторое обогащение смеси в цилиндре.
В этих условиях можно использовать два подхода к построению
динамической коррекции управления.
1. Построение на основании экспериментов матриц динамичес-
кой коррекции управления подачей топлива в зависимости от
времени или числа циклов после начала открытия дроссельной
заслонки.
2. Построение управления с использованием математических
моделей, отражающих особенности динамических процессов, проис-
ходящих в двигателе и в контурах системы управления. Последний
путь обеспечивает более универсальные решения.
Примером такой динамической модели может служить прибли-
женное описание процесса потока топлива во впускном трубопрово-
де и его поступления в цилиндр системой уравнений
X ^Яи(вх)
Gm(^:(1 — X) ‘ +Л/дл/т,
(10.12)
где Л/дл — масса пленки во впускном трубопроводе; Л/Ш1 — измене-
ние массы пленки во времени; Gm(M) — массовая скорость топлив-
ного потока, подаваемого форсункой; GmM — массовая скорость
топливного потока, поступающего в цилиндр; X — доля впрыски-
ваемого топлива, выпадающая на стенки трубопровода; —
постоянная времени поступления топлива из пленки в цилиндр.
453
Рис. 10.21. Работа контура динамической коррекции состава смеси при резком
открытии и закрытии дроссельной заслонки:
А — открытие дроссельной заслонки; изменение состава смеси в цилиндре: 1 — без коррекции;
2 — при коррекции с учетом задержки поступления топлива в цилиндр; 3 — при коррекции
с учетом задержки поступления топлива и воздуха
Уравнение, полученное при решении этой системы для случая
ступенчатого изменения подачи топлива от GmB до GmT
Gm{^=GmT—X(_Gmx—Gm^e~‘,Tm, (10.13)
позволяет прогнозировать поступление топлива в цилиндр во вре-
мени и, следовательно, при известном расходе воздуха решить
обратную задачу — определить изменение подачи топлива во вре-
мени, необходимое для поддержания желаемого состава смеси в ци-
линдре. Неизвестные параметры модели X и должны быть пред-
варительно определены на основании экспериментов. Возможно
построение адаптивной системы управления, в которой параметры
модели X и будут автоматически подстраиваться в процессе
эксплуатации.
Аналогично можно построить и модель поступления воздуха
в цилиндр.
На рис. 10.21 показано изменение состава смеси, поступающей
в цилиндр, после быстрого открытия дроссельной заслонки при
наличии динамической коррекции подачи топлива и без нее.
Подобными способами можно строить динамическое управле-
ние процессами пуска и начального прогрева двигателя; процессом
включения наддува; управление системой газораспределения, систе-
мой охлаждения и др.
454
10.3.3. МНОГОПАРАМЕТРИЧЕСКОЕ УПРАВЛЕНИЕ
ДВИГАТЕЛЕМ
Развитие методов управления рабочими процессами двигателя.
Широкое распространение ЭСУ ДВС и дальнейшее ужесточение
требований к топливной экономичности и экологическим показа-
телям автомобилей привели к разработке ряда новых способов
управляемого воздействия на протекание процессов в двигателях.
Созданы системы, позволяющие воздействовать на процессы газо-
обмена, топливоподачи, распыливания топлива и смесеобразова-
ния. Имеется возможность влиять на движение заряда в цилиндре,
протекание сгорания и образование токсичных веществ, на работу
турбокомпрессора, на эффективность нейтрализации ОГ. Разраба-
тываются конструкции двигателей с изменяемыми в процессе рабо-
ты степенью сжатия, рабочим объемом цилиндра, числом работа-
ющих цилиндров, тактностью двигателя.
Некоторые из дополнительных способов, например, такие как
наддув с промежуточным охлаждением воздуха, распределенное
фазированное впрыскивание топлива в двигателях с искровым за-
жиганием, управление давлением впрыскивания топлива и законом
Задатчик скорости
Датчик ПКВ
Датчик фазы цикла
Давление топлива в аккуму-
ляторе
Датчик расхода воздуха
Датчик жесткости работы
Температура топлива
Температура воздуха
Температура охлаждения
двигателя
Температура масла
Температура воздуха на входе
Давление воздуха после ТК
Температура воздуха после ТК
Скорость автомобиля
Датчик передачи КПП
Датчик торможения
Датчик сцепления
Датчик положения заслонки
Датчик положения клапана
РОГ
Датчики диагностики двигателя
БЛОК
УПРАВЛЕНИЯ
ДВИГАТЕЛЕМ
*- Цикловая подача топлива
♦-Фаза впрыскивания
* - Закон подачи
+- Давление впрыскивания
Давление наддува
* - Рециркуляция ОГ
* - Положение дроссельной
заслонки
+- Топливный насос
+- Вентилятор системы
охлаждения
* - Свеча накаливания
* Управление компрессором
* - Управление кондиционером
* - Отключение цилиндров
> Вывод информации на панель
приборов
Электронные
системы
автомобиля
Рис. 10.22. Информационное обеспечение и функции комплексной системы управле-
ния дизелем с аккумуляторной системой подачи топлива
455
подачи в дизелях, рециркуляцией ОГ и т. п., уже нашли широкое
распространение. Другие, такие как управление скоростью вихрево-
го движения заряда to, газодинамической настройкой впускного
тракта, изменением подъема клапанов и фаз газораспределения,
расслоением заряда, отключением цилиндров и циклов, регулирова-
ние температуры в системе охлаждения в процессе работы, прохо-
дят эксплуатационную проверку и уже используются на ограничен-
ном количестве выпускаемых моделей. Механизм и эффективность
воздействия этих способов рассмотрены в соответствующих раз-
делах.
Разработка новых методов управления рабочими процессами
создала условия для дальнейшего совершенствования двигателей
за счет оптимизации показателей двигателя на каждом режиме его
работы. Вместе с этим возникли и новые проблемы, связанные
с разработкой систем, реализующих связанное многопараметри-
ческое управление двигателем с учетом многих критериев качества
его работы. Более сложным стал процесс доводки двигателя в ко-
мплексе с системой управления. Все это потребовало создания
Задатчик скорости
Датчик ПКВ
Датчик фазы цикла
Давление топлива в аккуму-
ляторе
Датчик расхода воздуха
Датчик детонации
Температура воздуха
Температура охлаждения
двигателя
Температура масла
Х-зонды №1 и N“2
Угол открытия дросселя
Давление во впускном тракте
Температура во впускном
тракте
Датчик положения клапана РОГ
Включение стартера
Скорость автомобиля
Датчик передачи КПП
Датчик торможения
Датчик сцепления
Датчик положения заслонки
Датчики диагностики двигателя
БЛОК
УПРАВЛЕНИЯ
ДВИГАТЕЛЕМ
Положение дроссельной
заслонки
Цикловая подача топлива
Фаза впрыскивания
Клапан холостого хода
Заслонки управления вихра-
вым движением заряда
Настройка впускной системы
Фазы газораспределения
Опережение зажигания
Время накопления заряда
Клапан рециркуляции ОГ
Клапан вторичного воздуха
Термостат системы охлаждения
Вентилятор системы
охлаждения
Бензонасос
Система улавливания паров
топлива
Подогрев нейтрализатора
Управление кондиционером
Отключение цилиндров
Вывод информации на панель
приборов
Электронные
системы
автомобиля
Рис. 10.23. Информационное обеспечение и функции комплексной системы управле-
ния бензиновым двигателем с распределенным впрыскиванием топлива
456
новых технологий, рассчитанных на широкое использование вычи-
слительной техники и автоматизированных исследовательских ко-
мплексов.
Комплексные МСУ с многопараметрическнм управлением рабочи-
ми процессами. Современные ЭСУ осуществляют многопарамет-
рическое управление работой двигателя. Помимо управления мощ-
ностью двигателя и качеством протекания рабочих процессов ЭСУ
контролирует включение ряда устройств и систем, диагностирует
работу ЭСУ и работу двигателя. На рис. 10.22 и 10.23 показаны
информационное обеспечение и функции, выполняемые комплекс-
ными ЭСУ дизелем и двигателем с искровым зажиганием.
Несмотря на ряд принципиальных различий в способах постро-
ения управления двигателями с искровым зажиганием и дизелями,
тенденции развития их ЭСУ аналогичны.
Для возможности выполнения указанных выше функций на вход
систем поступает информация не только от большого числа дат-
чиков, установленных на двигателе, но и по каналам связи от других
систем автомобиля. Происходит постепенная интеграция ЭСУ ДВС
с системой управления автомобилем.
По мере разработки новых способов управления рабочими про-
цессами двигателей и новых датчиков для получения необходимой
информации функции управления и диагностирования, выполня-
емые ЭСУ, быстро расширяются.
Совершенствование микропроцессорной техники обеспечивает
увеличение интеллектуальных возможностей ЭСУ и позволяет со-
здавать системы, использующие все более сложные и совершенные
методы и алгоритмы управления.
10.3.4. АДАПТАЦИЯ И КАЛИБРОВКА ЭЛЕКТРОННОЙ СИСТЕМЫ
УПРАВЛЕНИЯ
Широкое применение микропроцессорного управления ДВС при-
вело к тому, что уже на стадии создания концепции двигателя
сегодня необходимо принимать решения и о концепции его системы
управления. Только в этом случае можно получить действительно
эффективное использование системы управления.
Однако микроконтроллеры современных ЭСУ обладают опреде-
ленной избыточностью возможностей, что позволяет использовать
базовый вариант контроллера при создании систем управления
различных моделей и модификаций двигателей.
Адаптация ЭСУ есть процесс создания системы управления для
конкретной модели двигателя с использованием существующего
контроллера. Основные этапы адаптации могут включать:
формулирование требований к системе управления;
• выбор комплектации двигателя;
457
разработку структуры системы управления;
выбор датчиков и исполнительных устройств;
доработку функциональных алгоритмов;
калибровку системы управления;
проверку, испытания и сертификацию автомобиля с данной
ЭСУ.
Одним из важнейших этапов в этих работах является калибровка
ЭСУ.
Калибровка ЭСУ — это процесс выбора конкретных значений
управляющих воздействий на двигатель в зависимости от режим-
ных параметров и возмущающих воздействий для внесения их
в память микропроцессора.
Калибровку ЭСУ приходится выполнять не только при создании
нового двигателя или новой системы управления. Отдельную кали-
бровку часто необходимо иметь для каждой модификации двига-
теля, а иногда и автомобиля. Новую калибровку необходимо опре-
делять при внесении в конструкцию двигателя изменений, особенно
связанных с протеканием рабочих процессов, а также в зависимости
от требований к автомобилю с учетом страны, куда он должен быть
поставлен (характеристики применяемых топлив, требования к эко-
логическим показателям, климатические условия эксплуатации
и т. д.). Отсюда следует, что окончательная калибровка системы
управления может быть выполнена только после полного заверше-
ния доводки рабочего процесса двигателя и выбора комплектации
системы.
Обычно калибровка предусматривает выполнение комплекса ра-
бот:
калибровку измерительных и управляющих каналов системы,
без чего нельзя создать системы, пригодной для серийного выпуска;
• определение матриц для тех управляющих воздействий, кото-
рые можно рассматривать как независимые (не связанные). К таким
управлениям можно отнести, например, выбор момента переключе-
ния заслонок, управляющих длиной впускных патрубков;
выбор в стендовых условиях базовых матриц управления все-
ми связанными управляющими воздействиями;
определение матриц коррекции управления по возмущающим
воздействиям;
выбор управления на специальных режимах (пуск, прогрев,
XX, ПХХ и др.);
корректирование выбранных управлений на динамических ре-
жимах, которое проводят на динамических моторных стендах или
на автомобиле, установленном на беговых барабанах (роликовых
стендах). При этом определяются матрицы динамической коррек-
ции или проводится идентификация динамических моделей;
проверку и уточнение выбранных управлений на автомобиле
при дорожных испытаниях с учетом его ездовых качеств;
458
A
Рис. 10.24. Схема подключения отладочного комплекса:
ЭБУ — электронный блох системы управления двигателем; А — результаты дополнительных
измерений, необходимых при калибровке
• сертификацию автомобиля на роликовых стендах по соответ-
ствию требованиям стандартов.
Адаптация и калибровка ЭСУ являются сложными и трудоем-
кими процессами. При разработке ЭСУ используют методы и ап-
парат современной теории оптимального управления. При создании
ЭСУ широко применяют динамические модели двигателя как
объекта управления, имитационное моделирование, математичес-
кие методы оптимизации, автоматизированные испытательные
стенды, специальные моделирующие установки и отладочные комп-
лексы.
На рис. 10.24 показана схема подключения отладочного комп-
лекса. Программное обеспечение отладочного комплекса позволяет
выводить текущую информацию о реальных значениях параметров
и вводить изменения в программы управления в обычных терминах
и реальных значениях управляющих воздействий, а блок управле-
ния, воспринимая эту информацию через устройство сопряжения,
осуществляет управление изменением электрических сигналов на
выходе. Наличие в компьютере отладочного комплекса энергонеза-
висимой памяти позволяет, выбрав калибровки на моторном стен-
де, при необходимости перенести комплекс на автомобиль для
проверки результатов в дорожных условиях или на роликовых
стендах.
10.4. ДИАГНОСТИРОВАНИЕ ДВИГАТЕЛЯ
10.4.1. ПОНЯТИЕ О ДИАГНОСТИРОВАНИИ
ДВИГАТЕЛЯ
Эксплуатация двигателя сопряжена с неизбежным ухудшением
исходных значений экономических, мощностных, экологических и
других показателей, поскольку происходит непрерывное изменение
его технического состояния из-за изнашивания трущихся пове-
рхностей, пластических деформаций и усталостных разруше-
ний отдельных деталей, нарушения регулировок систем и механиз-
мов и т. д. Техническое состояние двигателя характеризуется
459
комплексом структурных параметров, устанавливаемых техни-
ческой документацией. К таким структурным или, как их еще назы-
вают, прямым параметрам, от которых главным образом зависят
рабочие процессы двигателя и его отдельных систем, относятся:
• геометрические размеры подверженных изнашиванию де-
талей;
• форма деталей и состояние их поверхностей;
зазоры в сопряжениях;
значения регулировочных параметров и т. д.
Нормативами устанавливаются номинальные и предельные зна-
чения структурных параметров. Техническому состоянию нового
двигателя соответствуют номинальные значения структурных пара-
метров, а техническому состоянию двигателя, когда его дальнейшая
эксплуатация по техническим или экономическим причинам стано-
вится невозможной,— предельные значения структурных парамет-
ров. Знание текущих и номинальных значений этих величин позво-
ляет определить отклонение качества работы данного элемента от
номинала, а текущих и предельных — остаточный ресурс.
Состояние двигателя, при котором он сохраняет значения струк-
турных параметров в пределах, установленных нормативно-техни-
ческой документацией, получило название работоспособности. Со-
бытие, заключающееся в нарушении работоспособности, именуется
отказом. С работоспособностью связано важное свойство двига-
теля, которое отражает все изменения в его техническом состоянии,
возникающие в период эксплуатации,— надежность. Улучшение
безотказности и долговечности двигателей как важнейших свойств
надежности основывается на тщательном изучении встречающихся
в эксплуатации отказов.
Отказы принято делить на постепенные и внезапные. Постепен-
ные отказы проявляются в постепенном ухудшении одного или
нескольких выходных параметров двигателя и связаны прежде всего
с износом деталей. Они формируются в процессе работы и возника-
ют, как правило, через более или менее значительный промежуток
времени. К ним следует отнести прежде всего отказы, вызываемые
взносами деталей цилиндропоршневой группы, кривошипно-шатун-
ного и газораспределительного механизмов.
Внезапные отказы возникают неожиданно и проявляются в скач-
кообразном изменении одного или нескольких заданных пара-
метров двигателя из-за различных поломок, разрушений, трещин
и т. п. Причиной тому бывают, например, дефекты в материале,
небрежность при изготовлении, перегрузки. В случае внезапного
отказа выходные параметры двигателя до наступления отказа заме-
тно не ухудшаются, хотя скрытое нарастание повреждений может
происходить в течение длительного времени, например развитие
трещины или самоотворачивание крепежной детали.
460
В процессе эксплуатации не удается обеспечить конструктивно-
технологическими средствами надежность двигателя на должном
техническом уровне, поэтому применяют комплекс технических воз-
действий, называемый системой технического обслуживания и ре-
монтов.
Применяемые системы технического обслуживания и ремонтов
двигателей основываются на физической природе возникновения
отказов. Так, внезапные отказы, которые невозможно заранее пред-
видеть, устраняются по мере возникновения.
Для устранения постепенных отказов, которые можно прогнози-
ровать, применяется комплекс профилактических мероприятий, ко-
торый предназначен для предупреждения значительной доли от-
казов и неисправностей, а также восстановления исходного или
близкого к нему технического состояния детали, узла до того, как
будет достигнуто предельное состояние.
Известны два основных подхода к организации профилактичес-
ких работ. Согласно первому подходу, выполнение технического
обслуживания и ремонтов производится в плановом порядке через
определенный период работы двигателя с доведением параметра
технического состояния до нормы. При этом интервалы между
обслуживаниями и ремонтами, их объем и содержание устанавлива-
ются на основе среднестатистических данных, полученных для конк-
ретной конструкции и ее технического состояния на момент прове-
дения профилактических работ. На практике это приводит к увели-
чению эксплуатационных расходов из-за несвоевременности вос-
становительных работ и несоответствия их объема и содержания
фактическому состоянию двигателя.
Другой подход, получивший название эксплуатации «по состоя-
нию», предусматривает проведение с заданной периодичностью
лишь контроля параметров технического состояния двигателя. Если
при контроле фактическое значение какого-либо параметра выходит
за допускаемый предел, то только в этом случае применяются
восстановительные работы с приведением параметра технического
состояния к номинальному значению. Проведение технического об-
служивания и ремонтов двигателя на основании фактического тех-
нического состояния двигателя уменьшает простои двигателя и уве-
личивает гарантированную безотказность его работы.
Эксплуатация двигателя «по состоянию» основывается на мето-
дах и средствах технической диагностики.
Техническая диагностика включает в себя исследование техни-
ческого состояния объектов диагностирования, разработку методов
его определения и формулирует принципы построения и исполь-
зования систем диагностирования.
Под диагностированием двигателя понимается процесс определе-
ния его технического состояния в целом, а также состояния отдель-
461
ных его узлов и систем. Процедура диагностирования применяется
к полностью собранным двигателям, находящимся в эксплуатации,
и проводится без их разборки. Все применяемые при этом методы
и средства должны быть неразрушающими.
Диагностирование двигателя направлено на:
• определение его технического состояния;
• поиск и локализацию неисправностей или мест отказов;
• прогнозирование остаточного ресурса.
Переход к эксплуатации «по состоянию» на основе диагностиро-
вания двигателя является прогрессивным и экономически выгодным
методом повышения надежности и прогнозирования остаточного
ресурса.
10.4.2. ФОРМИРОВАНИЕ ДИАГНОСТИЧЕСКИХ
ПАРАМЕТРОВ ДВИГАТЕЛЯ
Целью оценки технического состояния двигателя является опре-
деление значений структурных параметров, непосредственно харак-
теризующих техническое состояние двигателя, его узлов и деталей.
Однако на работающем двигателе практически невозможно опреде-
лить фактическое значение многих из них. Определение же их при
разборке двигателя нарушает процессы в сопряжениях повторно
собранного двигателя и изменяет закономерности их протекания,
что делает неприемлемым практическое использование такого спо-
соба получения данных. В этом случае диагностирование проводят
по косвенным признакам, которые количественно оцениваются диа-
гностическими параметрами, функционально связанными со струк-
турными параметрами.
Определение необходимого и достаточного количества диагно-
стических параметров, которые позволяли бы достоверно оцени-
вать техническое состояние двигателя в целом, его систем, механиз-
мов и отдельных деталей, основывается на анализе физических
процессов, протекающих в двигателе, и закономерностях их раз-
вития.
В зависимости от глубины процесса диагностирования различа-
ют общее и локальное диагностирование двигателя.
Общее диагностирование проводят с целью контроля работос-
пособности двигателя путем количественной оценки его выходных
параметров. В качестве диагностических параметров при этом ис-
пользуют эффективную мощность, расход топлива, состав отрабо-
тавших газов, уровни шума и вибраций, давление масла.
Для определения эффективной мощности двигателя разработа-
ны тормозные и бестормозные методы.
Тормозные методы применяются главным образом для диагно-
стирования автомобильных двигателей. Они предполагают нагру-
462
жение двигателя со стороны колес автомобиля на тяговых стендах
с беговыми барабанами. В этом случае тормозной момент создает-
ся гидравлическими, электрическими или инерционными нагружа-
ющими устройствами. Эффективную мощность двигателя Ne вычис-
ляют с учетом мощности на колесах автомобиля N„ механических
потерь в трансмиссии автомобиля и на стенде по формуле
NT
Ne= -, (10.14)
ЛтрЛст
где tyrp и — соответственно КПД трансмиссии и стенда.
Бестормозные методы диагностирования более просты и не
требуют использования для их реализации специальных тормозных
устройств.
Наиболее простым методом бестормозного нагружения являет-
ся метод последовательного отключения цилиндров. Этот способ
заключается в замере снижения частоты вращения коленчатого вала
двигателя под нагрузкой, создаваемой поочередным выключением
из работы его цилиндров. Для этой цели после прогрева двигателя
до нормальной температуры у дизелей прекращают подачу топлива
в очередной цилиндр, а у двигателей с искровым зажиганием —
отключают зажигание. Выключенный цилиндр нагружает двига-
тель за счет компрессии. Чем ниже мощность отключенного цилин-
дра, тем меньше при его отключении снижается частота вращения
коленчатого вала. Сравнивая снижение частоты вращения вала
с нормативом, выявляют цилиндры двигателя, не развивающие
установленной мощности.
Разработан также бестормозной метод определения мощности
по изменению углового ускорения коленчатого вала двигателя,
работающего в режиме разгона без внешней нагрузки. Мощность
измеряют на прогретом двигателе. Разгон осуществляют от мини-
мально устойчивой частоты вращения коленчатого вала до мак-
симальной путем резкого открытия дроссельной заслонки или рез-
кого перемещения рейки топливного насоса высокого давления.
При этом нагрузка двигателя осуществляется за счет сил инерции
движущихся масс, являющихся для данного двигателя постоянной
величиной.
При указанном методе мощность двигателя Ne (кВт) будет
равна
где 7цр — приведенный момент инерции всех движущихся масс
двигателя к оси коленчатого вала двигателя (Н м с2)/рад; со —
463
угловая скорость коленчатого вала двигателя, рад/с; dajjdt — уг-
ловое ускорение коленчатого вала двигателя, рад/с2.
Параллельно с эффективной мощностью при общем диагно-
стировании измеряют расход топлива. Для определения расхода
топлива применяют объемные колбовые, объемные счетчиковые
(лопастные, поршневые, шестеренчатые), тахометрические расхо-
домеры.
В настоящее время приобретает все большее значение диаг-
ностирование двигателя по параметрам, определяющим загрязне-
ние окружающей среды вредными веществами отработавших газов.
Состав ОГ зависит в основном от износа деталей цилиндропорш-
невой группы, газораспределительного механизма и технического
состояния систем питания и зажигания. Современные методики
диагностирования бензиновых двигателей на основе газового ана-
лиза предусматривают определение содержания четырех компонен-
тов: оксида углерода СО, диоксида углерода СО2, углеводородов
СН и кислорода О2. Как известно, для нормально работающих
двигателей с искровым зажиганием без нейтрализаторов значение
коэффициента избытка воздуха находится в пределах оптимума от
0,9 до 1,1, при этом концентрации компонентов выхлопа должны
лежать в пределах: СО=0,5...1,5%; СН = 50...400 ppm; СО2 =
= 13...14,5%; О2=0,2...2,5%. Для двигателей с искровым зажигани-
ем и впрыскиванием бензина, оснащенных трехкомпонентными ней-
трализаторами, коэффициент избытка воздуха поддерживается
в пределах 0,97...1,03, а концентрация продуктов выхлопа становит-
ся следующей: СО = 0,05...0,25%; СН = 5...5О ppm; СО2=14,5...15,5%;
О2=1,0...2%. Если в двигателе возникают неисправности, приводя-
щие к снижению мощности и ухудшению экономичности, то они
в большинстве случаев приводят к нарушению протекания рабочего
процесса в цилиндрах и соответственно вызывают изменения со-
става ОГ. По тому, какие компоненты изменяются и в какую
сторону, устанавливают возможные причины неисправностей.
К примеру, повышенный выброс СН, особенно на малой частоте
вращения, при нормальных величинах СО и СО2 может свидетель-
ствовать о проникновении в камеру сгорания большого количества
масла вследствие чрезмерного износа деталей цилиндропоршневой
группы или нарушения уплотнения в сопряжении «стержень клапа-
на — направляющая втулка».
О техническом состоянии двигателя можно судить и по харак-
теру его акустического излучения. Шумы в работающем двигателе
могут свидетельствовать о «стуках» коренных и шатунных подшип-
ников, поршневых пальцев, поршней, вибрации клапанов, крутиль-
ных колебаниях коленчатого вала, детонации в двигателе с ис-
кровым зажиганием и т. д.
464
В качестве основной характеристики шума двигателя можно
принять уровни шума, измеренные вокруг двигателя при его работе
без нагрузки и под нагрузкой.
Эффективная мощность, расход топлива, состав ОГ и уровни
шума' являются важными объективными показателями общего
состояния двигателя, но это комплексные параметры, отража-
ющие как техническое состояние систем и механизмов, так и их
регулировки. Вследствие этого перед заключением о техническом
состоянии двигателя проверяют регулировки механизмов и систем
двигателя.
По завершении общего диагностирования двигателя, если были
зарегистрированы отклонения его выходных параметров от нормы,
производят дальнейшее поэлементное (локальное) диагностирова-
ние в целях поиска теряющего работоспособность механизма, узла,
детали. Обычно поэлементным диагностированием проверяют де-
тали цилиндропоршневой группы, кривошипно-шатунного и газо-
распределительного механизмов. При этом локальное диагностиро-
вание начинают с деталей, в наибольшей степени влияющих на
эксплуатационные показатели двигателя. К таким деталям в первую
очередь относятся детали цилиндропоршневой группы.
Ухудшение технического состояния деталей цилиндропоршневой
группы в процессе эксплуатации приводит к потере части рабочего
тела из-за прорыва газов через кольцевое уплотнение в картер,
уменьшению индикаторной работы, снижению коэффициента из-
бытка воздуха (в дизеле), ускорению насыщения масла продуктами
разложения и неполного сгорания топлива. При этом возрастает
удельный расход масла на угар, резко увеличивается концентрация
таких компонентов отработавших газов, как СН и СО, характери-
зующие неполноту сгорания топлива.
Для деталей цилиндропоршневой группы устанавливают следу-
ющие структурные параметры: зазоры между поршнем и кольцом
по высоте канавки, в стыках поршневых колец и между цилиндром
и поршнем в верхнем поясе. В качестве косвенных диагностических
параметров принимают расход масла на угар, количество прорвав-
шихся в картер газов или давление в картере, расход подаваемого
в цилиндры сжатого воздуха, давление в конце такта сжатия в ци-
линдрах двигателя, характеристики вибраций, количественный и ка-
чественый состав продуктов изнашивания в масле, дымность .от-
работавших газов.
Структурными параметрами подшипниковых узлов кривошип-
но-шатунного механизма являются радиальные зазоры в подшип-
никах коленчатого вала и во втулке поршневой головки шатуна,
осевой зазор в коренных подшипниках. Эти параметры определяют
несущую способность подшипникового узла и давление в слое
30 - 4664
465
масла, условия трения и выделения теплоты, расход масла и т. д.
В качестве косвенных диагностических параметров для этой группы
деталей двигателя выбирают расход масла, давление масла в глав-
ной масляной магистрали системы смазки, свободный ход поршня
относительно оси коленчатого вала или вибрационные характери-
стики.
При диагностировании механизма газораспределения к струк-
турным параметрам относят зазоры между стержнями клапанов
и их направляющими втулками, в подшипниках распределитель-
ного вала, между клапаном и приводом клапана. Косвенными
диагностическими параметрами являются давление в конце такта
сжатия в цилиндрах двигателя, содержание СО в ОГ, уровни шума
и вибраций в механизме.
В соответствии с рассмотренными выше косвенными диагности-
ческими параметрами, позволяющими без разборки двигателя оце-
нить техническое состояние основных механизмов и узлов двига-
теля, разработаны следующие методы поэлементного диагностиро-
вания:
• определение угара масла;
• герметичность надпоршневых объемов цилиндров двигателя;
• виброакустический;
• спектральный анализ картерного масла;
• анализ состава отработавших газов и др.
Метод определения угара масла заключается в сопоставлении
массы полученного после слива масла проверяемого двигателя
с эталонным пределом для двигателей той же модели при адекват-
ном периоде их эксплуатации. Метод в основном применяется при
оценке технического состояния деталей цилиндропоршневой груп-
пы. При их предельном износе расход масла увеличивается в 3...5
раз и более. Однако ценность данного параметра как диагностичес-
кого снижается из-за того, что помимо износа деталей указанной
группы на расход масла оказывают влияние скоростной, нагрузоч-
ный и тепловой режимы работы двигателя, давление газов в кар-
тере, утечки масла через неплотности в блок-картере при плохом
состоянии уплотнителей (сальников, прокладок). В связи с этим при
значительном угаре масла для окончательного заключения о тех-
ническом состоянии цилиндров, поршней, колец требуется его под-
тверждение другими методами.
Метод определения герметичности камеры сгорания, использу-
емый для оценки износа деталей цилиндропоршневой группы и
плотности посадки клапанов, основан на оценке прорыва газов
в картер, утечки сжатого воздуха из цилиндров при закрытых
клапанах, а также давления в цилиндре в конце такта сжатия.
Измерение прорыва газов в картер производится газовым счет-
чиком, который подсоединяют к маслозаливной горловине. Этот
466
метод требует герметизации всех других возможных выходов кар-
терного газа. При измерениях создают режим работы двигателя,
соответствующий полной нагрузке и заданной для данного типа
ДВС частоте вращения. Установлено, что за время эксплуатации
двигателя до ремонта утечка газов в картер увеличивается в 7... 12
раз. Недостатком метода является затрудненность определения не-
посредственной причины повышенной утечки газов в картер, а так-
же зависимость утечки от скоростного и нагрузочного режимов
работы двигателя.
Более точно оценить герметичность камеры сгорания и соответ-
ственно техническое состояние деталей цилиндропоршневой груп-
пы, клапанных уплотнений и прокладки головки цилиндров можно,
подавая в цилиндр сжатый воздух через отверстие для форсунки или
свечи зажигания. Об износе поршневых колец свидетельствует
большая утечка воздуха при установке поршня проверяемого цили-
ндра в положение, соответствующее началу процесса сжатия (все
клапаны закрыты). Утечка воздуха более 15% при положении
поршня вблизи ВМТ на такте сжатия указывает на сильный износ
цилиндров. Утечку воздуха через клапаны определяют на слух,
а состояние прокладки головки цилиндра — по появлению пузырь-
ков воздуха в горловине радиатора.
Герметичность камеры сгорания проверяют также по давлению
в цилиндре в конце сжатия (компрессии), которое измеряют комп-
рессометром при проворачивании коленчатого вала стартером. На
достоверность результатов такого диагностирования оказывает
влияние непостоянство частоты вращения коленчатого вала. Кроме
того, оно не позволяет локализовать неисправность, указав конк-
ретное сопряжение, ответственное за недостаточную герметичность
камеры сгорания.
Сопутствующие рабочим процессам силовые взаимодействия
элементов двигателя приводят к возбуждению и распространению
в его конструкции механических колебаний (вибраций), а в окружа-
ющей его воздушной среде — звуковых колебаний (шумов). Опре-
деление технического состояния двигателя по параметрам вибрации
и шума называется виброакустической диагностикой.
Наибольший интерес для виброакустической диагностики пред-
ставляют вибрации, причиной которых являются соударения в ки-
нематических парах механизмов (поршень — цилиндр, клапан —
седло, палец — поршневая головка шатуна и т. д.). Косвенно они
характеризуют размер зазора между сопряженными элемен-
тами двигателя, увеличивающийся по мере износа трущихся по-
верхностей. Широкий частотный и динамический диапазон коле-
бательных процессов, малая инерционность, большая скорость рас-
пространения вибрационных волн по металлическим конструкциям
обусловливают быструю реакцию виброакустического сигнала на
30* 467
изменение технического состояния. Но действие большого количе-
ства источников вибраций в двигателе, зависимость вибрационных
процессов от режима и условий работы двигателя усложняют про-
цедуру виброакустической диагностики.
Для повышения достоверности результатов диагностирования
принимают во внимание следующие особенности виброакустичес-
ких сигналов, возбуждаемых ударами:
• виброакустические сигналы представляют собой последова-
тельность периодически повторяющихся импульсов с частотой по-
вторения, равной или кратной частоте вращения коленчатого вала;
• отдельно взятый из последовательности импульс представляет
собой реакцию конструкции на ударное воздействие и имеет вид
осциллирующего затухающего колебания с частотой собственных
колебаний контактирующих деталей;
• амплитуда виброакустического импульса резко изменяется при
увеличении зазоров вследствие изменения энергии соударения;
• колебания, вызванные ударом, могут быть с достаточной точ-
ностью идентифицированы по углу поворота коленчатого вала
(фазе цикла). Смещение виброакустических импульсов в ту или
иную сторону по фазе свидетельствует об аномалиях в работе
диагностируемого узла (об увеличении зазоров, нарушении установ-
ленных регулировок и т. д.);
• энергия колебаний при распространении их по конструкции
сопровождается уменьшением уровня полезного сигнала, несущего
информацию о техническом состоянии узла, поэтому регистрация
вибросигналов должна производиться как можно ближе к источ-
нику возбуждения колебаний в диагностируемом узле.
Метод анализа проб картерного масла используют для оценки
износа деталей двигателей (поршней, поршневых колец, цилиндров,
подшипников коленчатого вала), а также для контроля воздушных
и масляных фильтров.
При работе двигателя в смазочное масло постоянно поступают
продукты износа трущихся деталей сопряжений. Так как детали
двигателя выполнены из различных металлических сплавов, то по
концентрации в картерном масле отдельных химических элементов
можно установить предельный износ конкретных деталей. Напри-
мер, по изменению концентрации железа в отработавшем масле
можно судить о скорости изнашивания таких деталей, как гильзы
цилиндров, шейки коленчатых валов, поршневые маслосъемные
кольца и др. По изменению концентрации алюминия — о скорости
изнашивания поршней, хрома — компрессионных колец, свинца —
подшипников коленчатого вала. Присутствие кварца и абразивных
частиц характеризует состояние воздушного тракта и фильтров,
а также состояние и работу маслоочистителей. По изменению со-
держания элементов, входящих в первоначальный комплекс приса-
468
док к моторному маслу (барий, фосфор, сера, молибден), можно
судить о его работоспособности.
Правомерность использования для диагностирования двигателя
концентрации продуктов износа в масле подкрепляется следующи-
ми обстоятельствами:
• свойством частиц металла равномерно распределяться и дли-
тельно находиться во всем объеме картерного масла;
• пропорциональной зависимостью концентрации от интенсив-
ности изнашивания сопряжения. Последнее объясняется постоян-
ством баланса между поступлением частиц износа, задержанных
фильтрующими элементами, и отводом со сгорающим маслом,
причем доливы и замена масла лишь временно нарушают этот
процесс.
Для получения наиболее достоверных результатов диагностиро-
вания отбирают пробы масла на прогретом двигателе на установ-
ленных периодах его эксплуатации. Для выявления продуктов изно-
са в отобранных пробах масла используют два метода спектраль-
ного анализа: эмиссионную спектрометрию и атомную абсорбцион-
ную спектрометрию.
Эмиссионная спектрометрия заключается в сжигании анализи-
руемой пробы при помощи электрической дуги и разложении
в спектр образующегося между двумя электродами излучения. По
длинам волн спектральных линий излучения и их относительной
интенсивности делают заключение о присутствии в масле продуктов
износа деталей и их количестве.
При атомно-абсорбционной спектрометрии через пламя ацетиле-
новой горелки, в которое распыливается проба исследуемого масла,
пропускается поток светового излучения, при помощи которого
выявляют световые характеристики элемента, подлежащего опреде-
лению. Если элемент присутствует в масле, то происходит поглоще-
ние ацетиленовым пламенем излучения в данном диапазоне спектра
источника световой энергии.
Эмиссионная спектрометрия имеет большую скорость обра-
ботки проб масла, а атомно-абсорбционная спектрометрия более
продуктивна для определения элементов при их низких концент-
рациях.
10.4.3. БОРТОВОЕ ДИАГНОСТИРОВАНИЕ ЭЛЕКТРОННОЙ
СИСТЕМЫ УПРАВЛЕНИЯ ДВИГАТЕЛЕМ
Основные задачи по оценке технического состояния электронной
системы управления двигателем выполняет бортовая система диа-
гностирования.
Бортовая система диагностирования предназначена для не-
прерывного контроля работоспособности электронной системы
469
управления двигателем, содержащей блок управления, датчики,
исполнительные механизмы, электрические цепи и разъемы (рис.
10.25). Она представляет собой одну из подсистем блока управле-
ния, которая реализует функцию самодиагностики посредством спе-
циального программного обеспечения и технических средств пре-
дупреждения и информирования водителя о нарушениях в работе
системы управления.
Функция самодиагностики, осуществляемая блоком управления,
включает в себя:
• проверку достоверности входных и выходных сигналов блока
управления путем сравнения их величины с допустимыми пре-
делами изменения в зависимости от режима работы двигателя;
• запись кода неисправности в оперативное запоминающее
устройство при выходе контролируемого параметра за установлен-
ные границы (каждая неисправность системы управления имеет
свой код, обычно представляющий собой двухзначное или трехзнач-
ное число);
• хранение кода неисправности в памяти в течение непродол-
жительного времени при случайном характере неисправности и дол-
говременное хранение при ее постоянном проявлении (до отключе-
ния питания или применения внешних устройств, подключенных
к блоку управления и предоставляющих возможность удаления из
памяти кодов неисправностей);
• переход при возможности на резервный режим управления
двигателем (резервный режим управления двигателем позволяет
автомобилю продолжить движение до места проведения квалифи-
цированного обслуживания и ремонта, но не обеспечивает заложен-
ные в блок управления оптимальные характеристики и длительно не
допускается);
• предупреждение водителя о наличии неисправности в системе
управления двигателем при помощи светового индикатора (диагно-
Рис. 10.25. Структурная схема бортовой системы диагностирования
470
стической лампы или светодиода) на панели щитка приборов авто-
мобиля.
Для того чтобы получить информацию о выявленной неисправ-
ности, необходимо осуществить считывание кода из памяти блока
управления и выдачу его на световой индикатор. Перевод блока
управления в режим выдачи диагностических кодов обычно осуще-
ствляется замыканием определенных контактов на диагностическом
разъеме. Определение конкретных неисправностей оказывается воз-
можным благодаря тому, что после выполнения ряда дополнитель-
ных действий световой индикатор начинает мигать в последовате-
льности, зависящей от кода неисправности. Соответствующие ха-
рактеру мигания индикатора коды приводятся в таблице поиска
неисправностей. Если система диагностики выявила несколько неис-
правностей, соответствующие коды будут индицироваться один за
другим, причем код с наименьшим числом миганий появится пер-
вым, а код с наибольшим числом миганий последним. После выда-
чи всех кодов, хранящихся в памяти, вся последовательность повто-
ряется. Индикация кодов будет повторяться до тех пор, пока пере-
мычка не будет вынута из диагностической колодки. После устране-
ния неисправности контрольная лампа гаснет. Если неисправности
отсутствуют, то при включении зажигания сигнальная лампа заго-
рается, а после пуска двигателя гаснет.
В новейших системах выдача световых кодов практически не
применяется, а обнаруженные неисправности и соответствующие им
режимные параметры, введенные в память блока управления, ана-
лизируются посредством диагностического тестера (рис. 10.26).
Данный прибор представляет собой портативный компьютер
специального исполнения, предназначенный для диагностического
обслуживания автомобилей, оснащенных электронными системами
управления двигателем, посредством считывания цифровой инфор-
мации со стандартного диагностического разъема блока управле-
ния.
Разработанные в последние годы диагностические тестеры пред-
оставляют широкие функциональные возможности для диагностики
автомобильных двигателей с электронными системами управления.
Они позволяют:
считывать из памяти блока управления, выводить на дисплей
и расшифровывать коды отказов по диагностируемой системе, сти-
рать коды отказов, очищать память бортового компьютера;
выводить на дисплей и расшифровывать потоки цифровых
параметров от различных датчиков микропроцессорной системы
управления (температуры охлаждающей жидкости и всасываемого
воздуха, угла открытия дроссельной заслонки, расхода воздуха,
длительности управляющих импульсов форсунок, параметров си-
стемы 2-регулирования и др.);
471
Рис. 10.26. Внешний вид диагностического тестера
управлять по специальной программе различными реле, соле-
ноидами, форсунками, регулятором холостого хода и выполнять
другие тесты при условии, что эти возможности заложены в про-
грамму тестируемого блока управления производителем.
После устранения неисправности ее код, хранившийся в запоми-
нающем устройстве блока управления, следует стереть. Очистка
памяти, хранящей коды неисправностей, осуществляется либо пу-
тем отключения от блока управления питания, либо при помощи
диагностического тестера.
Следует отметить, что некоторые нарушения технического со-
стояния двигателя или регулировок в его системах вызывают
неисправности, которые могут быть ошибочно приняты за неисп-
равности электронной части системы управления. К ним относят-
ся: низкая компрессия; изменение фаз газораспределения, вызван-
ное неправильной сборкой узлов двигателя; подсос воздуха во
впускной трубопровод через негерметично собранные сочленения;
плохое качество топлива; несоблюдение сроков технического об-
служивания.
Исходя из этого, общий порядок диагностирования двигателя
с электронной системой управления состоит в том, что первонача-
льно контролируется техническое состояние механических систем.
Затем осуществляется проверка работоспособности диагностичес-
кой цепи бортовой системы диагностики. После этого производят
считывание кодов неисправностей из памяти блока управления. При
наличии неисправности разрабатывается алгоритм ее поиска, кото-
рый представляется либо на специальных диагностических картах,
либо на экране диагностического тестера.
472
10.4.4. ПРИНЦИПЫ ОБЕСПЕЧЕНИЯ НАДЕЖНОСТИ РАБОТЫ
ДВИГАТЕЛЯ С ЭЛЕКТРОННОЙ СИСТЕМОЙ
УПРАВЛЕНИЯ
Высокий уровень развития электронных систем управления дви-
гателем позволяет осуществить переход от функции их самодиаг-
ностики к созданию комплексной системы диагностирования двига-
теля и тем самым осуществить эксплуатацию двигателя «по состо-
янию».
Разработке такой системы предшествуют статистический анализ
наиболее распространенных отказов двигателя, его узлов и систем;
изучение физических процессов, приводящих к возникновению дефе-
ктов и их сопровождающих явлений; формирование объекта диа-
гностирования; разработка метода и алгоритма диагностирования
с учетом функциональных или статистических связей между конст-
руктивными, режимными и диагностическими параметрами двига-
теля, а также с учетом технических и экономических возможностей
ее практического использования.
Структурная схема системы диагностирования двигателей мо-
жет быть представлена в виде схемы, изображенной на рис. 10.27.
Источником сигналов о техническом состоянии (информатором
состояния) в системе диагностирования является объект диагности-
рования. Блок измерения поставляет исходную информацию о со-
стоянии объекта, содержащуюся в измеряемом сигнале. Он включа-
ет в себя первичные преобразователи диагностических сигналов
с объекта диагностирования в их электрические эквиваленты, а так-
же усилители и устройства преобразования первичных сигналов
в унифицированные сигналы для последующей обработки. На сиг-
нал, несущий диагностическую информацию, в большей или мень-
шей степени накладываются помехи, что необходимо учитывать
при разработке алгоритма диагностирования.
Вследствие того что ДВС имеет множество технических состоя-
ний, фактически при диагностировании приходится разбивать это
множество на конечное число распознаваемых классов состояний,
объединив в каждом классе состояния, обладающие одина-
ковой физической природой. Например, к одному классу можно
отнести состояния двигателя, характеризуемые дефектами узлов
клапанного механизма, подшипниковых узлов коленчатого вала
и т. д., если за признак состояния взять появление продуктов метал-
лического износа в масле. Этот класс состояний характеризуется не
только единым признаком состояния, но и единым методом диагно-
стирования. На основании статистического анализа отказов объекта
473
Рис. 10.27. Структурная схема системы диагностирования двигателя
диагностирования для каждого класса технических состояний фор-
мируются эталоны (усредненные для данного класса значения диа-
гностических параметров).
Для формирования системы диагностических параметров и эта-
лонов могут применяться диагностические модели объекта, в ряде
случаев облегчающие процесс поиска информативных компонентов
в исследуемом сигнале.
Завершающим элементом системы диагностирования двигателя
является подсистема принятия решения, которая по значениям па-
раметров диагностирования производит оценку технического состо-
яния двигателя и его элементов (постановку диагноза) с использова-
нием различных критериев.
Основными задачами при создании системы технической диа-
гностики являются выбор метода диагностирования и построение
алгоритма определения технического состояния.
Разработка метода диагностирования двигателей включает
группу последовательных задач:
описание объекта диагностирования минимальной совокупно-
стью параметров состояния и диагностических параметров;
выявление наиболее чувствительных к распространенным де-
фектам диагностических параметров;
разделение технических состояний на классы. Одновременно
решаются задачи измерения диагностических параметров, обеспече-
ния контролеспособности объекта диагностики.
При составлении и применении алгоритмов диагностирования
двигателей можно выделить следующие подходы.
Первый из них состоит в том, что измеренные значения пара-
метров диагностируемого двигателя сразу же сравниваются со
значениями тех же параметров, измеренных ранее на том же
двигателе и режиме. В результате сравнения вычисляют отклоне-
ния измеряемых параметров, а все дальнейшие операции диагно-
стирования с привлечением соответствующих математических
474
моделей проводят с указанными отклонениями. Оценка техничес-
кого состояния двигателя может также проводиться на основании
сравнения характера изменения признаков состояния с некоторы-
ми эталонными зависимостями, соответствующими бездефектно-
му двигателю.
Второй подход состоит в том, что по измеренным на диагности-
руемом двигателе значениям параметров вычисляют при помощи
математической модели значения других, не измеряемых непосред-
ственно параметров, которые сравниваются со значениями, полу-
ченными ранее по таким же или аналогичным моделям для той же
модели двигателя на том же режиме, и на основании их анализа
принимаются диагностические рекомендации и решения.
Развитие систем диагностирования автомобильных двигателей
предопределяется международным стандартом OBD-II (аббревиа-
тура OBD-II означает: On Board Diagnostic II — бортовая система
диагностики второго поколения). Этот стандарт предписывает
в обязательном порядке проведение контроля всех элементов двига-
теля, определяющих токсичность его отработавших газов, и усло-
вия быстрого обнаружения и устранения неисправностей, увеличи-
вающих токсичность. Согласно этому стандарту:
автомобилестроительные фирмы должны устанавливать на
всех автомобилях одинаковые диагностические разъемы со строго
регламентированными выводами;
блоки управления двигателей должны непрерывно и с высокой
точностью осуществлять жесткий контроль и мониторинг работы
двигателя;
• список неисправностей и отклонений, которые обязан обнару-
жить блок управления, жестко регламентирован, хотя алгоритмы их
выявления для автомобилей разных фирм могут быть различны;
в режиме вывода диагностической информации все блоки упра-
вления должны работать по единому протоколу обмена.
В соответствии с требованиями стандарта OBD-II в бортовых
системах диагностирования происходит постоянное совершенство-
вание алгоритмов поиска неисправностей в системах управления
двигателем и расширение числа диагностируемых систем бортовой
системой диагностирования.
Как пример можно привести контроль работоспособности дат-
чиков массового расхода воздуха и углового положения дроссель-
ной заслонки по расчетному времени впрыскивания топлива фор-
сунками по двум независимым алгоритмам. Контроль состоит
в том, что одновременно с расчетом времени впрыскивания по
массе поступившего воздуха производится сравнительный расчет
этого параметра по угловому положению дроссельной заслонки
475
и частоте вращения коленчатого вала. Если эти два значения не
совпадают, то продолжается проверка исправности каждого из
этих двух датчиков. После выявления неисправного датчика в па-
мять электронного блока вводится соответствующий код неисп-
равности.
В число постоянно контролируемых устройств и систем двига-
теля, влияющих на токсичность отработавших газов, включены:
датчик кислорода, каталитический нейтрализатор, система рецир-
куляции отработавших газов, система улавливания паров бензина
в топливном баке и т. д.
ЛИТЕРАТУРА
1. Автомобильные двигатели/Под ред. М. С. Ховаха. М., 1977.— 591 с.
2. Воннов А. Н. Сгорание в быстроходных поршневых двигателях. М., 1977.—
277 с.
3. Двигатели внутреннего сгорания/Под ред. В. Н. Луканина. М., 1985.—
311 с.
4. Двигатели внутреннего сгорания. Системы поршневых и комбинированных
двигателей/Под ред. А. С. Орлина, М. Г. Круглова. М., 1985.— 456 с.
5. Двигатели внутреннего сгорания. Теория поршневых и комбинированных
двигателей./Под ред. А. С. Орлина, М. Г. Круглова. М., 1983.— 375 с.
6. Крутов В. И. Автоматическое регулирование и управление двигателей внут-
реннего сгорания. М., 1989.— 415 с.
7. Льотко В., Луканин В. Н., Хачиян А. С. Применение альтернативных топлив
в двигателях внутреннего сгорания. М., 2000.— 310 с.
8. Морозов К. А. Токсичность автомобильных двигателей. М., 2001.— 79 с.
9. Электронное управление автомобильными двигателями/Под ред. Г. П. По-
кровского. М., 1994.— 335 с.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие ........................................................... 3
Введение .............................................................. 7
Глава 1. Принципы, показатели и условия работы двигателей..............12
1.1. Области применения и элементы классификации двигателей.............12
1.2. Рабочие процессы двигателей........................................16
1.2.1. Рабочие процессы четырехтактного двигателя с искровым зажиганием 17
1.2.2. Рабочие процессы четырехтактного дизеля......................19
1.2.3. Рабочие процессы двухтактного двигателя......................21
1.2.4. Энергетический баланс, экономические, энергетические и экологичес-
кие показатели двигателя ...........................................22
1.2.5. Литровая мощность и методы форсирования двигателей .... 25
1.2.6. Параметры напряженности. Массогабаритные и экологические пока-
затели .............................................................29
1.2.7. Понятие о характеристиках и эксплуатационных режимах работы дви-
гателей ..................’.........................................31
Глава 2. Топлива и рабочие тела поршневых двигателей...................34
2.1. Топлива и их свойства.............................................34
2.1.1. Общая характеристика топлив для поршневых двигателей .... 34
2.1.2. Автомобильные бензины........................................35
2.1.3. Дизельные топлива............................................40
2.2. Топлива из альтернативных ресурсов (ненефтяные топлива)...........44
2.2.1. Газообразные топлива ........................................45
2.2.2. Синтетические топлива .......................................47
2.2.3. Кислородосодержащие соединения...............................47
2.2.4. Водотопливные эмульсии ......................................49
2.3. Реакции окисления и продукты сгорания.............................50
2.3.1. Элементный состав топливовоздушной смеси.....................50
2.3.2. Полное окисление (сгорание) топлива..........................53
2.3.3. Неполное окисление (сгорание) топлива........................54
2.3.4. Коэффициент избытка воздуха..................................56
2.3.5. Количество свежего заряда и теплота сгорания топливо-воздушной
смеси...............................................................58
2.3.6. Состав и количество продуктов сгорания.......................59
2:3.7. Теплофизические и термохимические свойства топлив и продуктов
сгорания .......................................................64
Глава 3. Процессы действительных циклов...............................68
3.1. Процессы газообмена...............................................68
3.1.1. Общие положения..............................................68
3.1.2. Процесс выпуска и газообмен в период перекрытия клапанов . . 69
3.1.3. Процесс впуска...............................................73
3.1.4. Фазы газораспределения.......................................75
3.1.5. Газообмен в двухтактных двигателях...........................79
3.1.6. Параметры и показатели процессов газообмена..................81
3.1.7. Влияние различных факторов на процессы газообмена............86
3.2. Процесс сжатия....................................................91
3.3. Основные понятия и закономерности горения.........................94
477
3.3.1. Процесс сгорания. Распространение волны горения в объеме ... 94
3.3.2. Влияние смешения на процесс сгорания.........................100
3.3.3. Критические явления при сгорании.............................103
3.3.4. Механизм образования некоторых токсичных веществ в пламени 106
3.4. Процессы смесеобразования в двигателях с искровым зажиганием . . 107
3.4.1. Образование гомогенной смеси.................................108
3.4.2. Особенности смесеобразования в газовых двигателях............113
3.4.3. Образование расслоенных зарядов..............................114
3.5. Воспламенение и сгорание топлива в двигателях с искровым зажиганием 118
3.5.1. Фазы процесса сгорания. Характеристики выделения теплоты . . 118
3.5.2. Нарушения процесса сгорания в двигателях с искровым зажиганием 122
3.5.3. Влияние различных факторов на сгорание в двигателях с искровым
зажиганием .........................................................125
3.6. Процессы смесеобразования и сгорания в дизелях...................135
3.6.1. Впрыскивание и распыливание.................................135
3.6.2. Смесеобразование и тепловыделение. Фазы процесса сгорания . . 149
3.7. Процесс расширения...............................................177
Глава 4. Индикаторные и эффективные показатели......................182
4.1. Индикаторные показатели........................................182
4.1.1. Основные взаимосвязи .....................................182
4.1.2. Влияние различных факторов на индикаторные показатели дизеля 185
4.1.3. Влияние различных факторов на индикаторные показатели двигателя
с искровым зажиганием.............................................194
4.1.4. Влияние различных факторов на индикаторную мощность и момент 198
4.1.5. Расчет индикаторных показателей...........................200
4.2. Механические потери. Эффективные показатели....................200
4.2.1. Механические потери и механический КПД....................200
4.2.2. Эффективные показатели двигателей.........................206
4.3. Тепловые нагрузки на детали двигателя и их тепловая напряженность. Теп-
ловой баланс двигателя..............................................210
4.3.1. Тепловые нагрузки на детали и их тепловая напряженность . . . 210
4.3.2. Тепловой баланс двигателя.................................216
Глава 5. Системы питания двигателей.................................218
5.1. Системы топливоподачи двигателей с искровым зажиганием.........218
5.1.1. Системы впрыскивания бензина..............................219
5.1.2. Карбюраторные системы ....................................233
5.1.3. Системы подачи газа.......................................244
5.2. Топливные системы дизелей......................................247
5.2.1. Основные функции и типы топливных систем дизелей..........247
5.2.2. Топливные насосы высокого давления........................251
5.2.3. Форсунки .................................................260
5.2.4. Насос-форсунки. Аккумуляторные топливные системы..........265
5.2.5. Характеристики топливоподачи и их корректирование.........270
Глава 6. Системы наддува............................................
6.1. Системы наддува с турбокомпрессором............................
6.1.1. Способы подвода газа к турбине............................
6.1.2. Охлаждение наддувочного воздуха...........................
6.1.3. Регулирование турбонаддува ...............................
6.2. Совместная работа двигателя с агрегатами наддува...............
273
274
274
275
277
280
Глава 7. Применение в двигателях внутреннего сгорания газовых и других
топлив ненефтяного происхождения.....................................285
7.1. Общие положения.................................................285
7.2. Применение топлив растительного происхождения...................288
7.3. Применение спиртов..............................................289
7.4. Применение диметилэфира ..................................292
7.5. Применение газообразных топлив..................................295
478
7.5.1. Применение природного газа.............................295
7.5.2. Применение водорода....................................306
Глава 8. Экологические характеристики двигателей внутреннего сгорания
8.1. Общие положения................................................
8.2. Акустические показатели двигателей.............................
8.2.1. Основные определения .....................................
8.2.2. Физико-математическая модель образования шума двигателя . .
8.2.3. Снижение шума двигателей..................................
8.3. Токсичность отработавших газов ................................
8.3.1. Образование токсичных веществ. Нормируемые токсичные вещества
8.3.2. Нормирование токсичности отработавших газов двигателей с искро-
вым зажиганием...................................................
8.3.3. Снижение токсичности отработавших газов двигателей с искровым
зажиганием ......................................................
8.3.4. Нормирование токсичности и дымности отработавших газов дизелей
8.3.5. Снижение токсичности и дымности отработавших газов дизелей
311
311
317
317
322
325
333
333
336
342
351
354
Глава 9. Характеристики двигателей .....................................362
9.1. Общие положения....................................................362
9.2. Регулировочные характеристики......................................363
9.2.1. Регулировочная характеристика двигателя с искровым зажиганием по
составу смеси.......................................................363
9.2.2. Регулировочная характеристика по углу опережения зажигания . . 370
9.2.3. Регулировочная характеристика дизеля по углу опережения впрыски-
вания ..............................................................374
9.3. Нагрузочные характеристики.........................................375
9.3. 1. Нагрузочная характеристика двигателя с искровым зажиганием . 377
9.3. Z Нагрузочная характеристика дизеля ............................380
9.4. Скоростные характеристики .........................................382
9.4.1. Скоростная характеристика двигателя с искровым зажиганием . . 384
9.4.2. Внешняя скоростная характеристика дизеля. Формирование внешней
характеристики .....................................................389
9.5. Многопараметровые характеристики двигателя.........................399
9.6. Детонационные характеристики.......................................401
9.7. Характеристики двигателей на неустановившихся режимах..............405
Глава 10. Управление двигателем. Диагностирование.......................415
10.1. Двигатель как объект управления...................................415
10.1.1. Требования к двигателю и управление его работой..............415
10.1.2. Особенности двигателя как объекта управления.................418
10.1.3. Основные принципы автоматического управления.................421
10.2. Автоматическое регулирование частоты вращения.....................422
10.2.1. Устойчивость режима работы двигателя.........................422
10.2.2. Автоматические регуляторы частоты вращения...................426
10.2.3. Статика автоматического регулирования частоты вращения . . . 432
10.3. Электронное управление двигателем.................................436
10.3.1. Организация электронного управления работой двигателя . . . 436
10.3.2. Формирование управления работой двигателя....................441
10.3.3. Многопараметрическое управление двигателем...................455
10.3.4. Адаптация и калибровка электронной системы управления . . . 457
10.4. Диагностирование двигателя........................................459
10.4.1. Понятие о диагностировании двигателя.........................459
10.4.2. Формирование диагностических параметров двигателя .... 462
10.4.3. Бортовое диагностирование электронной системы управления дви-
гателем ...........................................................469
10.4.4. Принципы обеспечения надежности работы двигателя с электронной
системой управления................................................473
Литература..............................................................476
Учебное издание
Лукавив Валентин Николаевич, Морозов Константин Андреевич,
Хачяяв Алексей Сергеевич, Алексеев Игорь Владимирович,
Голубков Леонид Николаевич, Черняк Борис Яковлевич,
Трусов Владимир Иванович, Камфер Георгий Матвеевич,
Махов Владимир Захарович, Пришвин Сергей Андреевич,
Синявский Владимир Викторович, Матюхин Леонид Михайлович,
Назаров Николай Иванович, Шатров Михаил Георгиевич
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
КН. 1. ТЕОРИЯ РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ
Редактор Т. Ф. Мельникова
Художник А. А. Лукьяненко
Художественный редактор А. Ю. Войтпкевич
Технический редактор Л. А. Маркова
Компьютерная верстка Н. С. Михайлова
Оператор В. Н. Новоселова
Корректор В. В. Кожуткина
Лицензия ИД № 06236 от 09.11.01.
Изд. № СТР-182. Подп. в печать 15.12.04. Формат 60х88'/16.
Бум. офсетная. Гарнитура «Таймс». Печать офсетная.
Объем 29,40 усл. печ. л. 30,15 усл. кр.-отт.
Тираж 3000 экз. Зак. № 4664.
ФГУП «Издательство «Высшая школа», 127994, Москва, ГСП-4,
Неглинная ул., д. 29/14.
Тел.: (095) 200-04-56.
http://www.v-shkola.ru E-mail: info@v-shkola.ru
Отдел реализации: (095) 200-07-69, 200-59-39, факс: (095) 200-03-01.
E-mail: sales@v-shkola.ru
Отпечатано на ФГУП ордена «Знак Почета»
Смоленская областная типография им. В.И. Смирнова.
214000, г. Смоленск, проспект им. Ю. Гагарина, 2.