Газовые двигатели - Генкин К.И.

Author: Генкин К.И.

Tags: тепловые двигатели (кроме паровых машин и паровых турбин) двигатели газотурбинные двигатели тепловые двигатели топливо

Year: 1977

Similar

Двигатели внутреннего сгорания: Теория поршневых и комбинированных двигателей

Технология производства двигателей внутреннего сгорания

Теория двигателей внутреннего сгорания

Двигатели внутреннего сгорания. Книга 1. Теория рабочих процессов

Text

Введение...................................................
I. Основные сведения о газовых двигателях н используемых в них
топливах ......................................................... 6
Основные виды газовых топлив....................................... 6
Физико-химические свойства газов и газовоздушных смесей............ 12
Основные виды газовых двигателей.................................... 27
II. Сгорание....................................................... 34
Кинетика сгорания газовых топлив................................... 35
Воспламенение и зажигание......................................... 41.
Распространение пламени............................................ 46
Сгорание в закрытом сосуде......................................... 50
Турбулентное сгорание ............................................. 54
Особенности процесса сгорания в двигателе ......................... 56
~ ‘ 'ация и самовоспламенение...................................... 79
пюсть отработавших газов...................................... 90
абочий процесс .... ... . . . .
ные положения...............................................
оходиые газовые двигатели с искровым зажиганием.............
гавление рабочих процессов в газовом двигателе и дизеле . . .
ий процесс в газодизеле ..................... ..............
ий процесс в двигателе с форкамерно-факельным воспламенением
:тройство и основные технические характеристики современных
новых двигателей
ные особенности .... . .
1Ы подачи топлива ..."..................... ' ’ *•; ; * '
1Ы зажигания
обильные газовые двигатели.............................. • •
ооборотиые газовые двигатели
боротные и среднеоборотные газовые двигатели 1 ‘ '
гели газомотокомпрессоров ...............
не двигатели с Форкамерно-факельным воспламенением .’ i
вели......................
эдные двигатели . . . ............... ..................
ле роторные двигатели . .............................
< литературы ...............................
96
96
103
122
127
132
144
144
145
148
153
159
167
172
176
186
189
190
192
К. И. ГЕНКИН
ГАЗОВЫЕ
ДВИГАТЕЛИ
Москва
„МАШИНОСТРОЕНИЕ"
1977
УДК 621.433
Рецензент д-р техн, наук М. Г. Маханько
Генкин К. И. Газовые двигатели. М., «Машиностроение», 1977.
196 с.
В книге описаны особенности сгорания и рабочего процесса
в газовых двигателях. Рассмотрены различные типы газовых дви-
гателей, работающих на разных топливах, приведены их основные
технические характеристики.
Книга предназначена для инженерно-технических работников
двигателестроения. 1
Табл. 31, ил. 105, список лит. 48 назв.
ИБ № 439
Карп Исаакович Генкин
ГАЗОВЫЕ ДВИГАТЕЛИ
Редактор издательства О. Д. Горчакова
Технические редакторы И. Н. Раченкова, Н. В. Тимофеенко
Корректор А. П. Озерова
Обложка художника А. Н. Федорова
Сдано в набор 17/11 1977 г. Подписано к печати 1/VIII 1977 г.
Т09891. Формат 60X90716- Бумага типографская № 3.
Усл. печ. л. 12,0. Уч.-изд. л. 13,05. Тираж 4000 экз.
Заказ Xs 132. Цена 66 коп.
Издательство «Машиностроение»; 107885. ГСП, Москва, Б-78,
1-й Басманный пер., 3
Тульская типография «Союзполиграфпрома» при Государственном комитете
Совета Министров СССР по делам издательств, полиграфии и книжной тор-
говли, г. Тула, проспект им. В. И. Ленина, 109
Г 30305~14!_ 149-77
038(01)-77
© Издательство «Машиностроение», 1977 г.
ВВЕДЕНИЕ
История развития газовых двигателей своеобразна. Первые
поршневые двигатели внутреннего сгорания были, как известно,
газовыми. Двигатели Э. Ленуара, получившие довольно широкое
распространение в шестидесятых годах прошлого века, работали
без предварительного сжатия рабочей смеси на светильном газе.
Им предшествовали двигатели такого же типа, сконструирован-
ные де-Ривазом (1804г.), но не получившие, однако, распростра-
нения. Появившиеся вслед за ними двигатели с предварительным
сжатием рабочей смеси (четырехтактные), построенные в
1867—1872 гг. немецким изобретателем Н. Отто и являющиеся ро-
доначальниками современных двигателей с искровым зажигани-
ем, также работали на светильном газе. Принцип действия и
теоретические основы рабочих процессов этих машин были опи-
саны значительно раньше французскими учеными С. Карно
(1721 г.) и Бо-де-Роша (1854 г.). Известно также, что Р. Дизель
первоначально пытался осуществить дизельный цикл в газовом
двигателе.
С появлением в конце прошлого века дизельных двигателей,
весьма экономично работающих на тяжелом нефтяном топливе,
и вслед за этим бензиновых двигателей газ как топливо для дви-
гателей был почти полностью вытеснен жидкими нефтяными
продуктами. Лишь на отдельных крупных металлургических
предприятиях продолжали применять стационарные тихоходные
газовые двигатели главным образом с горизонтально располо-
женными цилиндрами. Эти двигатели работали на местном до-
менном, коксовом или угольном газах, их показатели были срав-
нительно невысокими.
Своим успехом жидкие нефтяные топлива обязаны транспор-
табельности, простоте хранения и высокой концентрации энергии
в единице объема. Однако по важнейшим техническим показа-
телям, характеризующим эффективность использования топлива
в двигателе, жидкие нефтяные топлива уступают газам, поэтому,
когда ко второй половине XX в. добыча и производство горючих
газов, особенно природного и сжиженных бутано-пропановых
смесей, достигли в некоторых странах большого объема, газовые
двигатели начали применять значительно шире, но на новом,
более высоком техническом уровне.
3
Три основных фактора обусловили возрождение газовых дви-
гателей: бурное развитие газовой промышленности в некото-
рых странах; техникр-экономические и санитарно-гигиенические
(меньшая токсичность и дымность отработавших газов) преиму-
щества газа как моторного топлива перед жидкими и твердыми
топливами; технический прогресс газовых двигателей, обеспечи-
вающий полное использование выгодных свойств газа как топ-
лива для двигателей.
Применение газа вместо жидкого и твердого топлива весьма
эффективно в различных областях, однако выделим особую
эффективность использования газа в поршневых двигателях, обу-
словленную следующими основными преимуществами газа:
в 1,5—2 раза уменьшается износ основных деталей цилиндро-
поршневой группы;
значительно снижается токсичность отработавших газов;
увеличивается срок службы и уменьшается расход смазки;,
снижается стоимость топлива.
Удельная мощность и КПД газовых двигателей могут быть
примерно такими же, как и дизельных двигателей того же класса.
Развитие .газовой промышленности в США и Канаде после
1945 г. сопровождается все расширяющимся применением газо-
вых двигателей. Доля газовых двигателей в стационарных уста-
новках с поршневыми двигателями в 1967—1968 гг. здесь состав-
ляла 87%, а дизелей —13%. Отметим, что в последующие годы'
значительно увеличилась доля газовых двигателей и в Европе.
Во многих отраслях газовые двигатели вытесняют жидкотоплив-
ные. Большое количество газовых двигателей, работающих на
природном газе, применяется в США на электростанциях малой
и средней мощности. Объясняется это тем, что КПД современного
газового двигателя мощностью в несколько сот и даже десятков
лошадиных сил выше КПД самых совершенных и мощных паро-
турбинных установок. Имеются также примеры весьма эффек-
тивного применения газовых двигателей и на электростанциях
мощностью в несколько сот тысяч лошадиных сил. Так, на четы-
рех крупнейших алюминиевых комбинатах США, построенных
в 1951—1955 гг., сооружены электростанции суммарной мощно-
стью более 1,5 млн. л. с., оснащенные газовыми поршневыми дви-
гателями мощностью по 1600—3700 л. с. каждый.
В обосновании эффективности применения электрогенерато-
ров с приводом от газовых двигателей в алюминиевой промыш-
ленности указывается, что электростанции с газовыми двига-
телями вырабатывают более дешевую электроэнергию, чем элек-
тростанции с паровыми турбинами и даже гидростанции, причем
по капиталовложениям также выгоднее электростанции с газо-
выми двигателями.
Одним из главных потребителей газовых двигателей в США
являются газовая и нефтяная промышленности. Подавляющее
большинство автономных бурильных установок США (нефтяных
4
и газовых) оснащено газовыми двигателями. В газовой промыш-
ленности основное применение газовые двигатели находят в ка-
честве приводов газоперекачивающих агрегатов на компрессор-
ных станциях газопроводов. За последнее десятилетие на
газопроводах США ежегодно вводятся в действие поршневые
компрессорные агрегаты общей мощностью привода 400—
500 тыс. л. с. Однако газовая промышленность США использует
менее трети суммарной мощности стационарных и полустацио-
нарных газовых двигателей, которая близка к 30 млн. л. с.
В большинстве случаев стационарные и полустационарные
газовые двигатели строят на базе дизелей, с которыми они доста-
точно хорошо технологически унифицируются. Не только в США,
но и в некоторых других странах с развитым двигателестроением
(ФРГ, Япония, Франция и др.) большинство фирм, выпускаю-
щих стационарные и полустационарные дизели, предлагает
потребителю их газовые модификации.
Сжиженные газы широко применяют в США для двигателей
малой и средней мощности (до 300 л.с.), предназначенных глав-
ным образом для легких стационарных, передвижных и тран-
спортных установок (тракторы, погрузчики, бурильные и иррига-
ционные установки, автобусы и др.). По приблизительным
данным на сжиженном газе в США работают до миллиона дви-
гателей, из них более полумиллиона тракторных. Широкое внед-
рение тракторов и других сельскохозяйственных машин и уста-
новок с двигателями, работающими на сжиженном газе, связано
с комплексным использованием сжиженного газа в сельском хо-
зяйстве. Теплицы, культиваторы, энергетические, отопительные
и бытовые установки весьма эффективно работают на сжижен-
ном газе.
Применение в США сжиженного газа для автомобилей, авто-
бусов и всевозможных автопогрузчиков, особенно работающих
в закрытых помещениях (склады, карьеры, подземные сооруже-
ния), обусловлено, помимо прочих технико-экономических фак-
торов, значительно меньшей токсичностью отработавших газов.
В некоторых крупных городах переведены на сжиженный газ и
городские автобусы.
Во многих европейских странах и в Японии в последние годы'
заметно увеличилось применение сжиженных газов в~ качестве
автомобильного топлива. В Япония выпускают такси, работаю-
щие на сжиженном газе.
В СССР- в связи с бурным развитием газовой промышленно-
сти после 1945 г. двигателестроительные предприятия начали
выпускать газовые двигатели.
Последние образцы отечественных газовых двигателей, кото-
рые подробно будут рассмотрены в данной книге, по своим пара-
метрам соответствуют современному уровню двигателестроения.
ГЛАВА I
ОСНОВНЫЕ СВЕДЕНИЯ
О ГАЗОВЫХ ДВИГАТЕЛЯХ
И ИСПОЛЬЗУЕМЫХ В НИХ ТОПЛИВАХ
ОСНОВНЫЕ ВИДЫ ГАЗОВЫХ топлив
Природные газы. Основным видом газового топлива являются
природные газы, добываемые из газовых месторождений или
одновременно с добычей нефти. Нефтяные (попутные) газы пе-
ред поступлением в магистрали природного газа очищают от
тяжелых углеводородов. Добыча и использование природных
газов достигли больших масштабов лишь после 1945 г. Напри-
мер, в США добыча и использование природного газа начались
более ста лет тому назад (в 1862 г. был построен первый газо-
провод длиной 8 км), но интенсивное развитие этой отрасли,сде-
лавшее природный газ крупной составляющей топливно-энерге-
тического баланса страны, началось после 1945 г.
Во многих развитых европейских странах также отмечается
значительное увеличение добычи и потребления природного газа,
особенно за последние годы. Ведутся интенсивные поиски газо-
вых месторождений. Значительные количества Газа экспортируют
Алжир,. Нигерия и другие страны.
В СССР газовая промышленность развивается исключитель-
но высокими темпами. Добыча природного газа за 1959—1972 гг.
увеличилась почти в 5 раз, а удельный вес газа в топливно-энер-
гетическом балансе возрос с 7,9 до 19,4%. Пятилетним планом
развития народного хозяйства 1975—1980 гг. предусмотрено
дальнейшее бурное развитие газовой промышленности СССР.
Перспективы развития газовой промышленности в СССР осо-
бенно ярко выступают на фоне прогнозируемой на ближайшее
будущее мировой ситуации с топливом, которую многие специа-
листы оценивают как энергетический кризис. Так, Д. Рокс и
Д. Ривъен [13] следующим образом оценивают запасы нефти и
природного газа и их распределение. Распределение этих запасов
по некоторым странам в % следующее:
Нефть Газ
США................ 6 23*
Ближний Восток .... 40 12
Западная Европа .... 1 4,6
Южная Америка .... 11 —
Африка............ 10 —
* В США и Канаде.
Б
По мнению Н, В. Мельникова, мировое потребление услов-.
ного топлива в год значительно возрастет в обозримом будущем.
При этом доля угля и нефти заметно снизится, а доля газа и
ядерного горючего в несколько раз возрастет [13].
Большие преимущества природных газов по сравнению с дру-
гими энергетическими и сырьевыми источниками определяются
экономическими выгодами в производстве и транспортировании,
выражающимися в снижении стоимости и затрат труда на еди-
ницу тепла в природном газе по сравнению с другими топливами,
а также большей эффективностью и удобствами использования
природного газа в различных топливопотребляющих устройствах.
Существенное значение имеет то, что отпадает необходимость в
устройствах для предварительной подготовки и очистки газа.
Устройства подачи, дозирования и смешения с воздухом очень
просты.
Применение газа в быту и для коммунальных нужд в значи-
тельной мере обусловлено санитарно-гигиеническими преимуще-
ствами, так как токсических веществ и золы в продуктах сгора-
ния угля и нефти несравненно больше, чем в продуктах сгорания
газового топлива. Это преимущество газового топлива в послед-
ние годы приобрело огромное значение, так как проблема за-
грязнения атмосферы в промышленных районах стоит сейчас в
центре международного внимания.
Эффективность и удобство использования природных газов в
самых различных отраслях народного хозяйства неоспоримы,
однако экономически целесообразно природный газ применять
только комплексно при наличии крупных, регулярных потреби-
телей. Применение газа только для быта или только для про-
мышленных целей значительно менее эффективно, так как свя-
зано со специфическими особенностями средств доставки газа
к потребителю.
Газообразное состояние, являющееся одним из важных пре-
имуществ, обусловливает в то же время два коренных недостат-
ка газа: малую концентрацию энергии в единице объема и специ-
фику транспортирования и хранения. Концентрация энергии в
единице объема природного газа при атмосферном давлении
в 800—1000 раз меньше, чем в единице объема жидкого неф-
тяного топлива.
В соответствии с особенностями газа для его доставки потре-
бителю применяют трубопроводы. При этом в связи с малой кон-
центрацией энергии в единице объема транспортирование на
большие расстояния по магистральным газопроводам осуще-
ствляется под давлением 55—75 кгс/см2. Для поддержания та-
кого давления на газопроводах через каждые 100—150 км уста-
навливают компрессорные газоперекачивающие станции, мощ-
ность привода которых достигает несколько десятков тысяч кВт.
В последние годы широко развиваются морские перевозки
сжиженного природного газа (метана), позволяющие экспорти-
7
ровать его из Алжира, Нигерии и других стран в Западную Евро-
пу и США. Охлажденный до — 164°С метан при атмосферном
давлении переходит в жидкое состояние и уменьшается в объеме
в 610 раз. В сжиженном состоянии метан транспортируют мор-
скими путями в специальных танкерах водоизмещением в не-
сколько десятков тысяч тонн. Танкер водоизмещением 30 тыс. т
вмещает 13 тыс. т жидкого метана, эквивалентных 18,4 млн. м3
газообразного метана. В настоящее время строят танкеры-мета-
новозы, вмещающие такое количество жидкого метана, которое
эквивалентно 72 млн. м3 газа при нормальных условиях.
Регулярные морские перевозки сжиженного метана из Алжи-
ра во Францию и Англию (~ 1900 км) начались лишь 10—15 лет
назад. В 1968 г. их объем достиг 1,5—2 млрд. м®. Стоимость
жидкого метана на месте потребления все еще значительно
(в 2—3 раза) выше стоимости природного газа, доставленного на
такое же расстояние (1900 км) по газопроводу. Однако с увели-
чением масштабов Перевозок и их расстояний, а также с усовер-
шенствованием техники сжижения и хранения, применение
сжиженного метана станет значительно более эффективным.
Французские специалисты, являющиеся пионерами в транспор-
тировании жидкого метана, утверждают, что ежегодная перевоз-
ка 10 млрд, м3 сжиженного метана танкерами на расстояние не
менее 2000 км более выгодна, чем использование трубопроводов.
Ожидается, что к 1988 г. объем таких перевозок достигнет
80—100 млрд, м® в год.
Подвергается конкретному техническому анализу также во-
прос трубопроводного транспортирования жидкого метана.
Можно полагать, что в недалеком будущем транспортирование
метана в жидком виде сделает его таким же продуктом между-
народного товарообмена и потребления как нефтяные топлива.
Сжижение природного газа необходимо не только в целях тран-
спортирования, но и для создания резерва, используемого в
периоды повышенного газопотребления. В 1975 г. в США дей-
ствовало около 30 заводов, сжижавших более 7 млрд, м3 природ-
ного газа в год. • Часть сжиженного природного газа (метана)
использовалась как автомобильное топливо.
Сжиженные газы. Наряду с добычей природного газа быстро
прогрессирующей и весьма перспективной отраслью газовой про-
мышленности является производство так называемых сжижен-
ных газов: бутано-пропановых и бутилено-пропиленовых смесей
отличительной особенностью которых является то, что при нор-
мальной температуре (15°С) в закрытом сосуде они находятся
в жидком состоянии.
В 1971 г. производство сжиженных газов в США (в основном
пропана), достигло 48 млн.м3, а на 1980 г. прогнозируется про-
изводство 80 млн. м . Общий объем производства сжиженных
газов и их роль в топливном балан е значительно меньше объема
и роли природных газов. Один млн. т сжиженного газа эквива-
8
лентеи, примерно, 1,35 млрд, м3 природного газа, однако общее
производство сжиженных газов в США составляет примерно 10%
производства бензина. В западноевропейских странах также зна-
чительно возросло использование сжиженных газов за послево-
енный период.
Интенсивное развитие производства и применения сжижен-
ного газа обусловлено его высокими качествами, а также раз-
витием добычи нефти и нефтяного (попутного) газа. Сжижен-
ный газ является главным образом продуктом переработки неф-
тяного (попутного) газа на газобензиновых заводах. В последние
годы большие количества сжиженных газов получают также из
природных газов, особенно из газов газоконденсатных месторож-
дений, где содержание тяжелых углеводородов достигает значи-
тельных величин. Сжиженные газы вырабатывают также на
нефтеперерабатывающих предприятиях, имеющих современные
установки каталитического крекинга. Возможности получения
сжиженного газа на нефтеперерабатывающих установках ис-
пользуют во многих странах, например в ФРГ, где нет развитой
нефтедобывающей промышленности.
Ценным свойством сжиженного газа является его способность
оставаться в жидком состоянии при нормальной температуре.
Это свойство позволяет транспортировать сжиженный газ, так же
как другие нефтепродукты, в цистернах, баллонах и других емко-
стях, отличающихся от емкостей для бензина или дизельного
топлива лишь толщиной стенок, которую рассчитывают иа мак-
симальное давление сжиженного пропана при 45°С, равное
17,5 кгс/см2.
Все шире применяют трубопроводное транспортирование сжи-
женного газа, которое, как известно, выгоднее любого другого
при регулярной передаче больших количеств жидких продуктов.
Кроме специальных трубопроводов для передачи сжиженного
газа используют также и нефтепроводы. Развиваются также
водные перевозки сжиженного газа в специальных или комби-
нированных танкерах, используемых также для перевозки нефти
или нефтепродуктов.
Возможность дешевого транспортирования, а также простота
хранения и высокая объемная концентрация тепловой энергий
(лишь в 1,3—1,4 раза меньшая, чем бензина и дизельного топ-
лива) позволяют рассматривать сжиженный газ подобно бен-
зину или дизельному топливу как рыночный продукт, потребле-
ние которого не связано с местом производства. Особенно выгодно
применение сжиженного газа для сравнительно мелких потреби-
телей в местах, удаленных от газопроводов природного газа.
В США для такого рода бытовых потребителей, а также в сель-
ском хозяйстве используют более 40% рыночного сжиженного
газа.
Основной областью использования сжиженных газов является
химическая промышленность. Одиако в США и в ряде европей-
9
ских стран, кроме удовлетворения нужд химии и быта, суще- ности излишки коксового газа используют в качестве деше-
ственную долю сжиженного газа используют в качестве мотор-энергетИческого топлива.
ного топлива. Так, в 1971 г. в США около 4 млн. м3 сжиженного Близким к коксовому является искусственный газ, получаемый
газа (в основном пропана), т. е. 8,3% всего производства, ис'газификацией угля и сланцев. В прошлом такой газ широко ис-
пользовали как моторное топливо, в том числе 2,4 млн. м3 — дляПОльзовали для бытовых нужд (светильный газ). В последние
автопогрузчиков. На 1980 г. прогнозируют использование ежи- ы> в связи с намечающейся нехваткой нефти и природного
женнрго газа как моторного топлива в количестве 8,9 млн. м3,газа’в некоторых странах, лишенных ресурсов этих топлив, pas-
т. е. 10,6% всего производства. виваются предприятия по газификации угля. Так, в ФРГ строят
В СССР осуществляется широкая программа развития про-атомный энергетический комплекс, вырабатывающий из угля
изводства сжиженного газа. В ближайший годы основная массаэлектроэнергию (5000 мВт) и газ (15 млрд.м3 в год). Также
сжиженного газа предназначается для использования в химиче-намечается развитие предприятий по переработке угля в жидкое
ской промышленности, около 30% —в быту и в сельском хозяй-топливо и газ в США. В перспективе отмечается возможность и
стве, некоторое количество намечено использовать в качествецелесообразность широкого использования угольного газа,
топлива для автомобилей и автобусов в крупных городах в целях Водород. Использование водорода в качестве моторного топ-
охраны их воздушного бассейна. лива давно привлекало внимание исследователей ввиду некото-
По экономическим показателям сжиженный газ несколько рых-весьма выгодных его технических свойств: высокая скорость
превосходит другие нефтяные топлива. Стоимость сжиженного и температура сгорания, широкие пределы воспламеняемости
газа, приведенного к тому же тепловому эквиваленту, меньше,и др. Еще в 1940 1945 гг. на подводных лодках применяли кис-
чем жидкого нефтяного топлива. Стоимость железнодорожноголородно-водородные двигатели системы Эррена. Однако широ-
транспортирования сжиженного газа несколько выше, чем бен-кому использованию водорода в двигателях массового примене-
зина или дизельного топлива вследствие меньшей плотности сжи-ния препятствуют некоторые технические и экономические фаю
женного газа и большей массы цистерн. По этим же причинам торы, в первую очередь малая концентрация энергии (в 4 раза
удельные капитале- и металловложения в производство цистерн меньше, чем у природного газа) в единице объема газообразного
и транспортирование сжиженного газа выше. Однако суммарные водорода. Эта трудность в значительной мере может быть пре-
экономические показатели остаются в пользу сжиженного газа, одолена сжижением водорода, которое возможно при очень низ-
так как стоимость перевозок относительно невелика. Так, себе- ких температурах (—252,7°С). Кроме того, хранение и транспор-
стоимость железнодорожных перевозок на расстояние 1000 км тирование сжиженного водорода представляют до сих пор слож-
составляет примерно 35% себестоимости производства газа. НУЮ проблему.
Эффективность применения сжиженного газа в качестве топлива Е последние годы повысился интерес к возможности исполь-
для двигателей определяется не только его стоимостью, но и неко- зования водорода в качестве топлива для автомобилей в связи
торыми важными качествами, улучшающими эксплуатационные с Двумя обстоятельствами: энергетическим кризисом и ограни-
показатели двигателей. ченностью ресурсов нефти, а также весьма значительным сни-
Угольные газы. К горючим газам, используемым в качестве
топлива для двигателей, могут быть отнесены также и угольные
газы, основной разновидностью которых является коксовый газ.
Угольные газы не являются продуктом широкого народнохозяй-
ственного потребления, подобно природным газам или сжижен-
ным. Это определяется прежде всего тем, что основную массу
коксового газа используют для обогрева коксовых печей, а так-
же для других нужд металлургического производства.
Необходимо однако принять во внимание два обстоятельства,
позволяющие рассматривать коксовый газ как топливо для дви-
гателей. Во-первых, на каждую тонну кокса вырабатывается
300 350 м3 коксового газа, а во-вторых, хотя металлургическая
промышленность и является главным потребителем коксового
газа, значительные его количества (более 20%) идут другим
потребителям. Кроме того, в той же металлургической промыш-
жением токсичности продуктов сгорания водорода по сравнению
с токсичностью нефтепродуктов.
Ресурсы водорода, содержащегося в воде, практически неис-
черпаемы и не иссякают, так как при сгорании водорода обра-
зуется водяной пар, который конденсируется и снова превра-
щается в источник получения водорода. Основываясь на
этих предпосылках водород часто называют топливом буду-
щего.
Одним из решений проблемы хранения и безопасного исполь-
зования водорода как топлива для двигателей внутреннего
сгорания является применение некоторых водородосодержащих
металлических соединений. Наиболее перспективными в этом
отношении являются гидриды магния с примесью никеля, содер-
жащие более 130 г/л. Для сравнения отметим, что удель-
ное содержание жидкого водорода при — 252,7°С составляет
70,8 г/л.
Ю
11
1. Объем и масса топлива, содержащего 5,8-10s ккал, и тары
для его хранения
Топливо Плотность. кг/м3 Энергоемкость. Объем и масса
ккал/кг ккал/л топлива емкости с ТОПЛИВОМ, жг
л КГ
Бензин 750 10450 7837,5 74 55,5 70
Метан СН< (газ) при 140 кгс/см2 . . . . 114 11 895 1360 426 48,6 500
Метан СН< (жид- кий) . .. 415 11 895 4940 117 48,7 140
Пропан С3Н8 (жид- кий) 510 10972 5600 103,6 52,8 90
Водород Н2 (газ) при 140 кгс/см2 . . . . 1,07 28 770 290 2000 19,3 2140
Водород Н2 (жид- кий) 70,8 28660 2050 283 20 136
Гидрид Mg2NiHx . 1760 2400 4210 137,8 242 284
2 Составы природных и искусственных газов в % объема
Газ сн4 С Н п т н. со со. N,
Природный 92-99 0,1-5,65 — — 0,1— -1,0 1—1,7
Нефтяной (попут- ный) 72—95 4—12 — — 0,1—2 0,4—16
Коксовый 26,8 2,4 52,8 7,6 1,8 8,6
Сланцевый 23,86 5,7 38,75 10,91 18,88 1,9
Канализационный (очищенный) ..... 78,2 0,8 1,2 4 13,1 2,7
в городе с населением 100 тыс. чел.), достаточных для питания
силовых установок этих станций. За рубежом канализационный
газ иногда используют как топливо для двигателей небольших
коммунальных электростанций.
Нефтяные (попутные) газы (см. табл. 2), так же как природ-
ные, в основном состоят из метана, одиако содержат большие
количества тяжелых углеводородов. Нефтяные (попутные) газы
относятся к категории так называемых сухих газов, являющихся
Весьма важной в отношении безопасности и практической ПРОДУКТОМ обработки «жирного» газа на газобензинбвых пред-
применения металловодородных соединений является возмож ПРИЯТИЯХ’ в-пР°иессе которой извлекают основную часть тяже-
ность выделения из них водорода при сравнительно невысокомлых УглевоД°Р°Дов- В связи с наличием в составе нефтяных
подогреве. Так, из многих гидридов при подогреве до 20—5о°(газов тяжелых углеводородов их свойства значительно менее
водород выделяется довольно интенсивно при сравнительно не- стабильны, чем свойства природных газов.
высоком давлении. Такой подогрев можно осуществить, .исполь- Коксовый газ (табл. 3) содержит в качестве основной состав-
зуя тепло отработавших газов двигателя. Помимо гидридов маг-рЯЮЩе® В°Д°Р°Д (50 55 /о), а также метай и окись углерода,
ния можно применять и гидриды других металлов, например Близок по составу к коксовому газу сланцевый газ.
лантаниды никеля, ванадия и др. Однако плотность этих метал Основная часть сжиженных газов, получаемых из нефтяных
ловодородных соединений достаточно велика и масса топливагазов» состоит из предельных углеводородов парафинового ря-
вместе с тарой существенно больше, чем тары и пропана илЕДа пропана и бутана. Сжиженные газы, получаемые на нефтё-
тары и жидкого водорода. В этом отношении гидриды магнииперерабатывающих заводах> состоят в основном из непредель-
предпочтительнее лантанидов никеля и др. В табл. 1 сопостав-пЫХ УглевоДоР°Дов олефинового ряда пропилена и бутилена,
лены энергоемкости водорода и других топлив а также массы табл. 3 приведены составы сжиженных газов, применяемых
тары для иих. ’ как топливо (ГОСТ 10196—62).
Наилучшим топливом для двигателей является пропан. В сжи-
женных газах, используемых как топливо для двигателей, жела-
, ФИЗИКО-ХИМИЧЕСКИЕ СВОЙСТВА тельно возможно меньшее содержание примесей, состоящих из
ГАЗОВ. И ГАЗОВОЗДУШНЫХ СМЕСЕЙ тяжелых легко полимеризующихся углеводородов типа бута-
диена (дивинила) С4Н6, способствующих смолообразованию.
Природные газы состоят в основном (на 90% и более) из мета В табл. 4 приведены некоторые физико-химические свойства
на. Близок по составу к природным газам очищенный от СО? основных компонентов горючих газов и воздуха, представляющие
канализационный газ (табл. 2), являющийся продуктом броже-наибольший интерес при использовании этих газов как топлива
ния сточных вод. На станциях по очистке сточных вод в больших Для двигателей. Перманентные, или сжимаемые газы (СН<, Hj,
городах выработка высококалорийного канализационного газа СО, СО2 и др.), названные так в связи с тем, что при нормальной
достигает значительных количеств (примерно 3000 м3 в сутки 13
12
3 Технические требования к сжиженным газам (по ГОСТ 10196—62)
Показ атели Пропан (СзНв) Бутан ' (С4Н10) Смесь бутана и пропана
Компонентный состав, %:
этан (С2Н6) — этилен (С2Н4) < 4,0 — < 4,0
пропан (С3Н8)—пропилен (СзН6) >93,0 < 4,0 —
бутан' (С4Ню) — бутилены (С4Нв) < 3,0 >93,0 —
пентан (C5Hi2) — амилены — < 3,0 < 3,0
Жидкий остаток (% по объему) при:
—20°С < 2,0 * —
+20°С < 2,0 < 2,0
Давление насыщенных паров (кгс/см2) при:
—20°С > 2,6 * —
+45°С < 16,0 <4,2—5,0 <16,0
Содержание сероводорода (H2S.) в 100 м3, г <5 <5 <5
* Показатель не нормирован.
температуре их невозможно перевести в жидкое состояние ника
ким сжатием, являются основными составляющими природны:
и угольных газов.
Свойства сжиженных газов СзНв, С4Н10, С4Нв, отличающих^
тем, что при нормальной температуре они переходят в жидко
состояние при небольшом давлении, также приведены в табл. 4
В закрытом сосуде эти углеводороды образуют двухфазную си
стему: жидкость, над которой находится пар под давление.,
(упругостью собственных паров), соответствующим температур!
и составу.
В практике использования газовых топлив для двигателе!
большое значение имеют изменения их свойств в зависимости о
температур и давления. Эта зависимость для большинства
свойств является достаточно сложной и обычно определяется н
основе опытных данных. Даже изменения таких свойств как плот
ность или удельный объем могут быть определены для рассмат
риваемых газообразных веществ на основе характеристической
уравнения лишь в сравнительно небольшом диапазоне изменени-'
давления и температуры. При значительном изменении давление
14
с
Этилен (С5Н4) 28,03 ю Ю Г- СМ СО СО о £ ~ ео ] со ю ю см о — 115 13 280 11 188 0069
Изооктан (С,Н„) 114,2 7,6 99,2 LO- CO о о —7 65 51 000 10 450 Ьр СО
t (”Н'Э) мЪгмаи 72,09 со ю о °- —' СО СО г*—’ 0,626 1,07 1 32 940 10 800 6770
Бутан (С.Н10) 58,08 СО 1Q СО xf7 о - 1 0,58 1,11 94 26 679 10 845 6320
пропан (С3Нв) 44,06 Ю СМ Г— см со -см со - 1 — ю IQ — о —7 103 20 485 10 972 5560
Этан (С,Н.) 30,05 см СО см СО *"• - см ОО СО CN СО —* 0,446 1,2 1 5 3 со см ю 8 ю
Метан (СН<) 16,03 со со _7 г- - СО со СМ г-4 Ю | о 0,415 1,28 122,6 8087 11 895 4940
Параметры Молекуляр- ный вес Газовая по- •я о s- • -3 gj3 О С о х „ So ’ я з яйфогх = к S нчян я м с s Ь «27г o7^s« кЕ§ё°ио<оМяо!йо« = й₽ |с С = 3 9 СО с к <я 1 £ н реиия, ккал/кг J с « U л § Ц лота сгорания-, в парооб- разном со-, стоянии, ккал/м3 . то же, ккал/кг . . . в жидком состоянии, СО
15

Продолжеии е табл.
16
и температуры необходимо учитывать так называемый коэффи-
циент сжимаемости и определять удельный объем из уравнения
pv = zR Т,
Рис. 1. Зависимости коэффициентов
сжимаемости различных газов от
давления р:
I — водорода; 2’—• азота; 3 — окиси
углерода; 4 — кислорода; 5 —ме-
тана
где z — коэффициент сжимаемости.
Значения z для разных газов при температуре О—10°С при-
ведены на рис. 1. Для некоторых газов, например, для СН4 и
Нг, коэффициент z существенно отличается от единицы уже при
давлениях в несколько десятков кгс/см2. Причем для СН4 коэф-
фициент z<l (р<375 кгс/см2), а для Н2 значение г>1. Таким
образом, при повышении в сосуде давления от pi до р2 количе-
ство СН4 будет большим, чем полученное по уравнению состоя-
ния, а Н2— меньшим. Коэффициент
сжимаемости z следует учитывать
во всех случаях, когда необходимо
точно определить действительное
количество газа при давлении более
20 кгс/см2.
Плотность сжиженных газов
(находящихся в жидком состоя-
нии), как и всех жидкостей, практи-
чески не зависит от давления, но
заметно зависит от температуры.
Коэффициент объемного расшире-
ния сжиженных газов значительно,
больше, чем воды: в 11 раз для
С4Ню и в 16 раз для СзНе. Значи-
тельное расширение сжиженных га-
зов при нагревании учитывают при
определении требуемого объема па-
ровой подушки в сосудах для хра-
нения сжиженного газа, необходи-
мого для его расширения при повышении температуры.
Зависимости упругости паров различных составляющих сжи-
женных газов от температуры, приведенные на рис. 2, а, опреде-
ляют также область насыщения: под кривой находится область
парообразного состояния, а над кривой — жидкого. Зависимости
упругости паров от температуры необходимы при расчете сосу-
дов для сжиженного газа, предохранительных клапанов и т. и.
На ^практике за максимальную температуру приняты 45°С. При
этой температуре упругость паров СзНв равна 17 кгс/см2. На
такое давление обычно рассчитывают сосуды для сжиженного
газа. Зависимости упругости паров жидкого СН4 приведены на
рис. 2, б. Практически важным является сравнительно незначи-
тельное возрастание упругости паров при некотором повышении
температуры. Так, при увеличении температуры от —161 до
123°С давление повышается от 1 до 10 кгс/см2.
2 Зак. 132
Рис. 2. Упругость р паров:
а— сжиженных газов; б—жидкого метана; 1—этилена; 2 — этана;
3 — пропилена; 4 — пропана; 5 — i-бутана; 6 — п-бутана; 7 — бутилена;
8— пентана
Теплофизические и химические свойства топлива проявля-
ются при сгорании, в котором, помимо топлива, участвует также
окислитель. Это обусловливает зависимость параметров сгора-
ния от свойств не только топлива, но и окислителя, поэтому сле-
дует говорить о параметрах сгорания не топлива, а смеси топ-
лива с окислителем. Здесь в качестве окислителя рассматриваем
воздух, содержащий по объему 21% кислорода и 79% азота.
Основным параметром, характеризующим топливовоздушную
смесь и существенно влияющим на ее горение, является соотно-
шение в этой смеси топлива и воздуха. В теории сгорания это
соотношение обычно выражают концентрацией в смеси топлива
в молях на единицу объема — моль/см3 (мольная концентрация),
граммах на единицу объема — г/см3 (массовая концентрация),
или чаще всего в относительных объемных долях (безразмерная
или процентная концентрация).
В теории двигателей для характеристики состава смеси
пользуются другим параметром — так называемым коэффициен-
том избытка воздуха а, выражающим отношение содержания
окислителя в смеси с единицей массы или объема топлива Lk его
содержанию, необходимому для полного сгорания — Lo, которое
определяют из стехиометрических уравнений, а»
Из материальных балансов углерода и водорода получим а=п н б=/п/2,
из материального баланса кислорода А=а+б/2—г/2=п+т/4—г/2.
Учитывая содержание кислорода в воздухе, для топлива CnHmOr по-
лучаем 1 / т г .
где Lo в моль/моль или в м3/м3.
Если химический состав топлива неизвестен, но Дано содержание по
массе в топливе углерода, водорода и кислорода (С+Н+О=1), то количе-
ство воздуха (кмоль), теоретически необходимое для полного сгорания 1 кг
топлива, определяется выражением
1 / С _ Н ° \ с Г , 3 / О \1
Z°~ 0,21 \ 12 + 4 “ 32 0,252 [' + С \ ~ 8 /] ’
Смесь, количество воздуха в которой равно теоретически необходимому,
т. е. коэффициент избытка воздуха в которой равен единице, называют нор-
мальной, или стехиометрической. В табл. 4 были приведены параметры сгора-
ния составляющих горючих газов для стехиометрических смесей. Связь отно-
сительной объемной концентрации А4,- топлива в топливовоздушной смеси
с коэффициентом избытка воздуха а следующая:
1 — Mt 1
а = —— ; Ду. _ --------------
LqM I O-Lq + 1
Соотношение а и концентрации топлива х, заданной в процентах объема,
следующее:
1 100 — х 100
о = —;----------- ; х =-----------.
•^о % а^о 4“ 1
Состав свежей горючей смеси определяет количество и состав продуктов
сгорания. При а 5=1 (полном сгорании) состав и количество продуктов сгора-
ния 1 моля газового топлива определяют из уравнения материального балан-
са (в расчетах этого баланса не учитывают окись азота из-за малого ее
содержания):
1 [C„HmOr] + 0,21aZo[0,J + 0,79a£,o[N2] = и[СО2] +~~ [Н2О] +
+ 0,21 (a-l)£0[O2] + 0,79aZ0[N2J, (2)
где левая часть уравнения — свежая смесь в молях, а правая часть — продук-
ты сгорания в молях.
Из уравнения (2) определяют содержание каждого составляющего про-
дуктов сгорания (в м3), а также общее количество продуктов сгорания
1 моля топлива (в молях) ;
пр.сг(а>1)
« + —4 <а-°’2,)Ло
Изменение числа молей при сгорании определяется разностью
ДЛ4О>1 ^пр.сг-Мсв.,
— (1—а£0) =
п + 2 + (“ — 0,21) £0
Уравнение полного сгорания 1 моля газообразного топлива, состав кото-
рого CnHmOr, следующее:
C„HmOr + ЛО2 = аСО2 + Щ12О .
18
[т 1
n + — -1 -0,21 До ,
или, принимая во внимание выражение (1) для Lo, зависимостью
19
[m г .1 /о
T + T“ ]• ( )
Выражение (3) показывает, что изменение числа молей при сгорании за-
висит от содержания водорода и кислорода в топливе и не зависит от содер-
жания углерода. Относительное изменение числа молей при сгорании харак-
теризует химический коэффициент молекулярного изменения
Л*пр.сг , ДЛ'?
|J'° М + М '
CB.CM CB.CM
Для топлива, состав которого задан в частях по массе, (С+Н+О) = 1,
при а:> 1 получаем (моль/кг)
Д^пр.сг = —+ ~2~ О,79а/о+О,21 (я — 1) /0 =
= —~ + ак> — 0,21Zu ; (4)
[ Н О I '
A/ki — 1 -4- \ 4 32
где Цт — молекулярный вес топлива.
В табл. 4 были приведены данные о Цс Для различных топлив. Для Н2
и СО коэффициент ц0<1, т. е. объем газов при сгорании этих топлив умень-
шается; для метана цо= 1, т. е. изменения объема при сгорании не наблю-
дается; для углеводородов Цо>1> т. е. объем газов при сгорании увеличивает-
ся. С увеличением а уменьшается Цо для всех топлив (за исключением СН4),
так как ДМ не зависит от а, а Мев. см повышается с увеличением
. При а<1, т. е. при недостатке кислорода для полного окисления СО
топлива в СО2 и Н2 в Н2О, выражения, определяющие состав и количество
продуктов сгорания, отличаются от приведенных выше (действительных при
а=1). В продуктах неполного сгорания, помимо СО2, Н2О и N2, содержатся
СО и Н2, а также в пренебрежимо малых количествах СН4 и О2.
Таким образом, уравнение материального баланса при сгорании 1 моля
углеводорода СпНтОг при а<1 имеет вид
CnHmOr + aL0 = аСО2 + 6СО + еН2О 4- гН2 + 0,79aLBN2.
Из баланса углерода а+б=п. Из баланса водорода в-{-г—т/2. Из балан-
са кислорода б+в=О,42£0(1—а)+г/2. Из приведенных соотношений следует
^пр.сг(а<1)'= п 4" g + О,79а/-о ;
Л<-<1 = Мпр.сг - Л4свлм = -у + у- - 1 + 0,21 (1 - а)£0 =
= ^(а-1)+-^-(2-а)--|-а-1] , (5)
где ДМ в молях.
Из аналогичных выражений для 1 кг топлива, состав которого задан в
весовых частях (С+Н+О=1 кг), получаем (кмоль/кг)
. „ Н О 1
+ 0.21 (1 - ») I. —_
ГТ
= -^(1-а)+^-(2-а)—(6)
20
. Сопоставление выражений для ДМ а<1 (5) и (6) идляДМа>1 (3) и (4)
показывает, что ДМ (при а<1) зависит не только от содержания Н2 и О2 в
топливе, но также и от содержания С, что объясняется наличием в продуктах
сгорания обогащенных смесей СО. При полном сгорании (a^sl) весь С пере-
ходит в СО2 без изменения объема газов, тогда как при неполном сгорании
(а<1) часть С переходит в СО с изменением объема газов. При а<1 увели-
чение go с уменьшением а происходит более интенсивно, чем при а>1.
Определенный интерес во многих случаях представляет точное определе-
ние содержания СО и Н2 в продуктах сгорания при Д< 1. Из баланса кисло-
рода можно определить лишь сумму этих двух составляющих, которая зави-
сит от Lo, а и содержания кислорода в топливе. В соответствии с уравнением
баланса кислорода для определения содержания СО и Н2 достаточно опреде-
лить одно из них, или отношение Нг/СО.
До последнего времени в теории двигателей чаще всего пользовались
допущением о том, что при недостатке О2 все же Н2 топлива сгорает пол-
ностью и все недогорание происходит в результате окисления части углерода
в СО (рассматриваем участок аКрит<а<1, где аКрИт— минимальный коэф-
фициент избытка воздуха, при котором возможно окисление С в СО).
При таком допущении содержание СО определяется выражением, полу-
ченным из баланса кислорода
СО = [0,42 (1 — а) £0 + г/2].
(7)
Однако допущение о недогорании обогащенных топливовоздушных сме-
сей только в форме СО и полном сгорании Н2 нельзя признать достаточно
точным даже для топлив с высоким содержанием С. Д'Аллева с сотрудника-
ми еще в 1937 г. показал, что в выпускных газах бензиновых двигателей,
работавших на обогащенных смесях, соотношение Н2 И СО составляет при-
мерно 1:3 (рис. 3 — штриховые кривые).
Для выяснения вопроса о составе продуктов сгорания обогащенных сме-
сей газообразных, топлив пройели серию экспериментов на двигателе ЗИЛ
при питании его бензином, природным и коксовым газами. Результаты этих
экспериментов показаны на рис. 3 (сплошные кривые). Отношение Н2/СО (по
объему) здесь дано в зависимости от а для различных топлив. Приведенные
данные показывают, что отношение Н2/СО при работ# двигателя на бензине
примерно равно 0,3—0,5, на природном газе 0,65—0,8 и на коксовом 1,2—1,3
для диапазона а=0,754-0,95. С увеличением а (в указанном диапазоне) отно-
шение Н2/СО уменьшается.
Теплота сгорания топлива — тепловой эффект реакции полного сгорания,
является одним из основных параметров топлива. Так как продукты сгорания
всегда выходят из двигателя при температуре, значительно превышающей
температуру конденсации водяного пара (100°С), в технических расчетах сго-
рания и теплового процесса двигателей используют так называемую низшую
теплоту сгорания, которая отличается от высшей теплоты сгорания на коли-
чество тепла, выделяющегося при конденсации водяного пара, содержащегося
в продуктах сгорания (600 ккал на 1 кг Н2О).
Для газообразных топлив теплоту сгорания обычно приводят на единицу
объема (м или моль). При этом, очевидно, должны быть оговорены темпе-
ратура и давление газа, определяющие массу вещества, содержащегося в еди-
нице объема. Однако и теплота сгорания единицы массы топлива зависит от
давления и температуры топлива перед сгоранием согласно закону Кирхгофа.
Расчеты показывают, что при изменении начальной темпера-
туры СН4 от 0 до 6ОО°С теплота сгорания единицы массы изме-
няется примерно на 1%. Такие же результаты получены и для
21
других топлив. Поэтому зависимостью теплоты сгорания от тем-
пературы в теплотехнических расчетах рабочих процессов двига-
телей обычно пренебрегают, так как требуемая точность этих
расчетов допускает такую ошибку. Влияние давления сказы-
вается еще меньше, чем влияние температуры, и им также можно
пренебречь.
При недостатке кислорода (а<1) тепловой эффект реакции
понижается согласно рассмотренной выше зависимости для хи-
мической неполноты сгорания на величину Ь.Ни. Низшая тепло-
та сгорания топлива при определяется выражением
#u(«<i) - д/д = ни (1 - = На^кы,
где т]хим = 1 — ^Ни1Ни) — коэффициент химической неполноты
сгорания.
Величина ЛНИ определяется содержанием СО и Н2 в продук-
тах сгорания. Наличие одного моля СО в продуктах сгорания
свидетельствует о йедовыделении 67 965 ккал (см. теплоту сго-
рания СО в табл. 4), а наличие одного моля Н2 — о недовыделе-
нии 57 752 ккал. Содержание СО и Н2 в продуктах сгорания
определяется выражением (7) и экспериментальными зависимо-
стями, приведенными на рис. 3.
Если допустить, что недогорает только С топлива и полностью сгорает Н2,
то на основании (7) химическая неполнота сгорания (ккал)
ЬНа = 67 965 [0,42 Z.o (1 — а) + г/2].
а<1
В продуктах сгорания 1 кг бензина (состав: С=0,85 кг, Н=0,15 кг) с тепло-
той сгорания 10 450 ккал/кг содержится молей СО: 0,42/0,21 (С/12+
+Н/4) (1 — а) =0,217(1—а). Химическая неполнота сгорания (ккал/кг)
ьн'и = 67 965-0,217 (1 — а) = 14 750 (1 — а) .
Относительная химическая неполнота сгорания бензина
ЬНа 1Ни = 14 750/10 450 (1 — а) = 1,41 (1 — а) .
Содержание СО (в м3) в продуктах неполного сгорания 1 м3 СН4 (при том
же допущении о полном сгорании Н2 топлива) составит
(0,42/0,21)2(1—а) = 4(1—а),
тогда ЛЯ „ = (67965/ 23,64) 4 (1 — а) = 11500 (1 — а), где Д Н’и в ккал.
' Относительная химическая неполнота сгорания метана
Д/Д !Ни = (11 500/8087) (1 — а) = 1,42 (1 — а).
Таким образом, при неполном сгорании лишь С относительная химиче-
ская неполнота сгорания как бензина, как и метана примерно определяется
одним выражением
ЬН'и!Ниъ 1,415(1 -а). (8)
Аналогичные выражения получают и для других углеводородных топлив.
Однако, учитывая приведенные на рис. 3 зависимости, характеризующие со-
отношения Н2/СО в продуктах неполного сгорания различных топлив, полу-
чаем иные значения относительной химической неполноты сгорания (а<1):
для бензина при Н2/СО«0,37
1,34(1 -а); (9)
для метана (природный газ) при Hz/CO—0,6
Д////Д « 1,32(1—а); (10)
для коксового газа (Н2~50%) при Н2/СО«1,2
ЛН1На» 1,2(1— а). (Н)
Относительная химическая неполнота сгорания обогащенных бензовоз-
душиых смесей, вычисленная по уточненным формулам, примерно на 6,5%
ниже-найденной по формуле, не учитывающей педогорание Н2. Для коксово-
го газа, содержащего около 50% Н2, разница значительно больше — до 13,5%.
Следовательно, расчет химической неполноты сгорания на основе допущения
о полном сгорании Н2 приводит к ее значительному завышению.
Теплота сгорания единицы объема (или массы) является важ-
ным критерием энергоемкости, позволяющим сравнивать в этом
отношении разные топлива. Однако непосредственно на процесс
сгорания и на тепловыделение при сгорании влияние оказывает
не теплота сгорания топлива, а теплота сгорания (в ккал/м3)
горючей смеси топлива с окислителем. Для газообразных топлив
h =____________
“ 1 + аДо ’
Рис. 3. Зависимости, характеризующие соотношения СО и Н2 в отрабо-
тавших газах при разных коэффициентах а и работе на различных топ-
ливах:
/ — коксовом газе (е=7,3): 2 —природном газе (е-6,1); 3 —канализа-
ционном газе (е-7,3); 4 — нзооктане* (е—7,3); 5 — бензине (е=7 3>-
6 — бензине (е=6,14); 7 — крекннг-дистиллате
(12)
23
22
где Ни в ккал/м3; Lo в м3/м3, а для жидких топлив
h---------------------------------"а-----, (13)
(УТ/|ЛТ) + al0
где Ни в ккал/кг; /о в м3/кг; VT — объем моля паров топлива, м3;
Ут= 23,6 м3 при 15°С и давлении 760 мм рт. ст.
Для бензина цт~П2; 0,2. Этой незначительной ве-
личиной пренебрегают и теплоту сгорания горючей смеси для
бензина (а также для дизельного топлива) определяют как
Согласно данным табл. 4 теплота сгорания для стехиометри-
ческих воздушных смесей жидких топлив и сжиженных газов
(C3He и С4Ню) на 8—9% выше, чем для СН4 и на 13—14% выше,
чем для Нг. На рис. 4 показаны зависимости hu(a.). Характерно,
что с увеличением а теплота сгорания горючих смесей газообраз-
ных топлив уменьшается не так значительно, как жидких. Так
при а=1 теплота сгорания смесей бензина и СН4 различается
на 8,8%, а при а=2 на 4,7%.
Согласно сказанному выше о химической неполноте сгорания
обогащенных смесей при а<1 для газообразного топлива
ни - Д/4
1 + а7о
“и
1 -г
а для жидкого топлива
, ни-ьни
пи
Ни
^хим •
а‘о “'о
Однако в расчетах теплового процесса двигателей при а<1
обычно при расчете hu не учитывают химическое недогорание.
Это связано с некоторыми утвердившимися в теории двигателей
понятиями. Так, часовой и удельный расходы теплоты двигате-
лем определяют умножением часового или удельного расхода
топлива на его теплбту сгорания вне зависимости от значения а.
Соответственно и КПД двигателя определяют как отношение
полезно использованной теплоты ко всей теплоте, внесенной
в двигатель, с топливом, без учета недовыделения теплоты вслед-
ствие химического недогорания при а<1. Таким образом, т]хим,
не учитывают при определении hu, но автоматически учитывают
при определении КПД двигателя.
Важным сввйством топлива (точнее, топливовоздушной сме-
си) является температура самовоспламенения, т. е. температура,
при которой в гомогенной смеси топлива с окислителем начинает
самопроизвольно развиваться очень быстрая (взрывная, спон-
танная) реакция сгорания. В табл. 4 были приведены темпера-
туры самовоспламенения стехиометрических воздушных смесей
основных компонентов различных топлив при атмосферном дав-
24
:«вс. 4- Зависимость теплоты сгорания
'"ot коэффициента а для топливовоздушных
смесей:
t бензина; 2 — пропана; 3— бутана; 4 —
коксового газа; 5 —окиси углерода; 6 —
метана; 7 — водорода
лении. На рис. 5 даны зависи-
мости температуры самовос-
пламенения от коэффициента
избытка воздуха (состава сме-
си). Температура самовоспла-
менения предельных углеводо-
родов уменьшается с увеличе-
нием Цт- Обращает на себя
йнимание разрыв между СН4
1 и другими углеводородами.
Характерно также, что для
всех углеводородов с обогаще-
нием смеси температура само-
воспламенения уменьшается,
однако СН4 является исключе-
нием.
Значительным и практиче-
ски важным в условиях рабо-
ты двигателей внутреннего
’сгорания является влияние
давления на температуру са-
мовоспламенения. С увеличе-
нием давления температура
самовоспламенения значитель-
но уменьшается, особенно для
тяжелых углеводородов. Так,
для С5Н12 при увеличении дав-
ления топливовоздушной смеси
с 1 до 10 кгс/см2 температура
самовоспламенения уменьша-
ется почти на 300°С. В табл. 5
приведены основные парамет-
ры газовых и жидких топлив.
По температуре самовоспламе-
нения газовые топлива, как и
бензин, относятся к категории
легких топлив, используемых в
Рис. Б. Зависимости температуры самовос-
пламенения от коэффициента а для раз-
личных топлив:
метана; 2 —окиси углерода; 3 —этана;
* — пропана; 5 — бутана; 6 — водорода
g 5. Основные параметры газовых и жидких топлив
Состав топлив дан по массе.
При температуре 15° С и давлении 760 мм рт. ст.
' двигателях с принудительным зажиганием, в то время как ди-
зельные и другие тяжелые топлива применяют в двигателях с
воспламенением от сжатия.
ОСНОВНЫЕ ВИДЫ ГАЗОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
Поршневые газовые двигатели различают по трем основным при-
знакам: способу воспламенения рабочей смеси; способу смесе-
образования; числу тактов.
Различие в способе воспламенения является важнейшим, так
как оно обусловливает особенности рабочего процесса и накла-
дывает отпечаток на основные параметры двигателя. По способу
I воспламенения рабочей смеси газовые двигатели можно разде-
лить (рис. 6) на три типа: с искровым зажиганием; с зажиганием
от воспламеняющей дозы жидкого (дизельного) топлива; с фа-
Рис. 6. Схемы рабочих процессов газовых двигателей различных типов:
а —с искровым зажиганием; б —с зажиганием воспламеняющей дозой жидкого топ-
лива (газодизель); в — с форкамерно-факельным воспламенением; I— момент появле-
ния искры; // — период подачн газовоздушной смеси; /// — период подачи воспламе-
няющей дозы дизельного топлива; 1 — газовоздушный смеситель; 2 — свеча зажи-
гания; 3— дизельная форсунка; 4— форкамера
кельным воспламенением. Двигатели этих трех типов значитель-
но различаются, но все они работают с воспламенением газовоз-
душной смеси от постороннего источника — принудительное
< зажигание.
Для газовых двигателей не нашел применения метод воспла-
менения от сжатия,-используемый в дизелях, хотя попытки осу-
ществить такой рабочий процесс делались. Основным затрудне-
нием при осуществлении цикла с воспламенением от сжатия на
газовом топливе является высокая температура воспламенения,
значительно превышающая температуру воспламенения дизель-
ных топлив (см. табл. 5).
Как показали обширные эксперименты, проведенные в
1935—1937 гг. в МВТУ С. Е. Лебедевым, для обеспечения надеж-
27
него воспламенения светильного газа при дизельном процессе
необходимо значительно поднять и без того высокую степень
сжатия. Кроме того, значительные трудности при осуществлении
дизельного цикла представляет малая плотность сжатых газов
по сравнению с плотностью дизельного топлива. Вследствие это-
го уменьшается пробивная способность и дальнобойность струи
газа в среде сильно сжатого воздуха, что ухудшает смесеобразо-
вание и сгорание. По указанным причинам дизельный цикл на
газовом топливе не нашел практического применения.
В 1945—1948 гг. А. А. Политов осуществил дизельный цикл
на газовом топливе оригинальным способом, который здклю-
чался в том, что в обычный (оставшийся без всяких изменений)
дизель вместе с воздухом подавали часть газа (т. е. вместо воз-
духа подавали на впуске сильно обедненную газовоздушную
смесь). Затем в конце сжатия газовоздушной смеси через ком-
прессор, предназначенный для распыливания воздуха, подавали
дополнительно некоторое количество газа. Оказалось, что в силь-
но сжатой, а следовательно, и нагретой газовоздушной смеси
происходит самовоспламенение газа. К сожалению, этот метод
пригоден лишь для компрессорных дизелей, совершенно вышед-
ших из употребления. Для применения этого способа в современ-
ных бескомпрессорпых дизелях необходима установка дополни-
тельного компрессора для сжатия газа до нескольких десятков
атмосфер и управляемых газовых клапанов в головке дви-
гателя.
Более благоприятными являются возможности осуществле-
ния дизельного цикла на сжиженном газе впрыском этого топ-
лива в камеру сгорания через дизельную форсунку. Меньшую,
чем дизельного топлива (примерно в 1,5 раза), плотность сжи-
женного газа можно компенсировать некоторым увеличением
проходных отверстий форсунки и увеличением диаметра или
хода плунжера насоса.
Однако основные трудности заключаются в другом. Прежде
всего это уже упоминавшаяся высокая температура самовоспла-
менения. Кроме того, серьезной трудностью является смазка
топливоподающей аппаратуры. Если при работе на дизельном
топливе этой проблемы не существует, так как само топливо
является отличным смазывающим агентом, то на сжиженном
газе вопрос о смазке трущихся деталей аппаратуры стоит весь-
ма остро. Возможность образования паровых пробок при
прохождении газа через топливоподающую' аппаратуру также
усложняет работу. Для преодоления указанных трудностей при
экспериментах в ЦНИДИ [18] была применена следующая си-
стема: к сжиженному газу, находящемуся в- баллоне,, примеши-
вали небольшую дозу (4—5%) дизельного топлива для смазки
топливной аппаратуры и улучшения воспламенения, а для пред-
отвращения появления паровых пробок давление сжиженного
газа поднимали на 2—4 кгс/см2 выше упругости паров в баллоне.
По данным ЦНИДИ описанная система обеспечила удовле-
творительную работу экспериментального дизеля на сжижен-
цом газе. Показатели при работе на газе были примерно та-
jgjie же, как и при работе на дизельном топливе. Однако
подмешивание к газу дизельного топлива (более рационально
•добавлять тяжелые нефтяные продукты, например, смазочное
картерное масло; опыты по подмешиванию масла к бензину
в аналогичных условиях дали хорошие результаты) и необходи-
мость установки специального подкачивающего газового насоса
Значительно усложняют топливоподающую систему двигателя
Н ее обслуживание. Кроме того, надежность такой системы нуж-
дается в тщательной проверке. Вряд ли описанная система спо-
собна широко конкурировать с обычными более простыми и
эффективными системами, применяемыми в перечисленных выше
разовых двигателях трех типов.
5. В отдельных случаях применение системы впрыска сжижен-
ного газа вместе с небольшой дозой дизельного топлива может
^казаться целесообразным. В этом отношении известный инте-
рес представляет оригинальное конструктивное решение, разра-
ботанное в ОИМФ (Одесский институт морского флота). Для
Додачи сжиженного газа используют специальную приставку
К топливному насосу, которую устанавливают вместо нагнета-
.Йелъного штуцера (рис. 7). По-
ддачу небольшой дозы дизельно-
топлива регулируют спе-
циальным . двусторонним кла-
паном на байпасной линии.
Жспытания такой системы по-
казали, что в первый (началь-
ный) период впрыска в двига-
Гь подается смесь сжиженно-
газа со значительно увели-
. -Ценной долей дизельного топ-
лива. Так, если за цикл доля
дизельного топлива составляет
"$)%, то в начальный период
Цпрыска она достигает 50%.
г/какое дозирование дизельного
^топлива весьма благоприятно
Йжазывается на рабочем про-
цессе, уменьшает жесткость и
Задержку воспламенения (по
сравнению с впрыском гомоген-
ной смеси сжиженного газа и
Дизельного топлива).
Простейшие и наиболее рас-
пространенные четырехтактные
газовые двигатели с воспламе-
Рис. 7. Устройство (конструкции ОИМФ)
для перевода дизеля на питание сжижен-*
ным (бутано-пропановым) газом:
/ — ввод сжижеииого газа; II— подача
дизельного топлива; III — ввод смеси в
двигатель; 1 — дизельный насос; 2 — дву-
сторонний клапан; 3 —дизельная форсун-
ка; 4 — приставка
29
нением от искры (см. рис. 6,а) по принципу действия и по пита-
нию ничем не отличаются от карбюраторных бензиновых двига-
телей. Газ к двигателю поступает через регулятор давления
(газовый редуктор), который поддерживает давление газа на
некотором постоянном уровне, и затем через смеситель, где газ
смешивается в нужной пропорции с воздухом. Количество газо-
воздушной смеси, направляющейся к цилиндру двигателя, регу-
лируют управляемой дроссельной заслонкой.
В многоцилиндровых двигателях большой мощности часто
ставят смеситель на каждый цилиндр (а не общий на весь дви-
гатель, как показано на рис. 6, а) и регулирование выполняют
не заслонкой, а клапаном или золотником. Очевидно, что эти
различия не имеют принципиального значения и не вносят изме-
нения в характер рабочего процесса.
Устройство и схема рабочего процесса в двигателе с воспла-
менением газовоздушной смеси небольшой дозой жидкого топ-
лива (так называемый газодизельный, или газожидкостный про-
цесс) показаны на рис. 6,6. Система питания газовых двигателей
этого типа аналогична предыдущей, однако рабочий процесс
существенно отличен. Двигатель, в котором осуществляется газо-
дизельный процесс, по своей конструкции и основным парамет-
рам ничем не отличается от обычного дизеля (в данном случае
четырехтактного без наддува). Однако в отличие от дизеля, в
двигатель с воспламенением газовоздушной смеси впускают не
воздух, а газовоздушную смесь.
В конце сжатия (такого же, как у дизеля, т. е. е= 144-18)
температура газовоздушной смеси недостаточно высока для са-
мовоспламенения газа, но превышает температуру самовоспла-
менения дизельного топлива. Последнее впрыскивается в
нагретую газовоздушную смесь и, воспламенившись, зажи-
гает ее.
На рис. 6, в показаны устройство и схема рабочего процесса
двигателя с форкамерно-факельным воспламенением, разрабо-
танным в 1934—1936 гг. для бензиновых двигателей в Институте
химической физики АН СССР. Помимо основной камеры сгора-
ния, являющейся непосредственным продолжением внутрици-
линдрового пространства, такой двигатель имеет дополнитель-
ную камеру (форкамеру), соединяющуюся с основной камерой
каналом, размеры и форма которого строго регламентированы.
Объем форкамеры составляет 2—5% объема основной камеры.
В форкамере расположена свеча зажигания. Основная камера
и форкамера имеют раздельные системы питания. Благодаря
этому, а также подбору параметров форкамеры, в последней при
всех режимах создается обогащенная смесь, наиболее благо-
приятная для воспламенения. Выбрасываемый из форкамеры
в основную камеру факел горящих газов является значительно
более интенсивным, чем искра, источником зажигания. Это су-
щественно изменяет характер рабочего процесса и создает новые
30
(возможности его организации в других условиях и с другими
•параметрами.
Принципиальные особенности форкамерно-факельного про-
цесса (или, точнее, способа организации процесса) заключаются
‘в том, что можно создать различные (близкие к оптимальным)
условия для каждого из трех основных этапов сгорания: образо-
вания начального очага; воспламенения основного заряда; сго-
рания основного заряда. Этого не позволяет никакой другой про-
цесс. Так, при обычном искровом зажигании часто термоди-
намически выгодно сжигать сильно обедненные смеси, однако
Гэтому препятствуют трудности их зажигания. Все это позволяет
выделить форкамерно-факельный способ организации рабочего
;процесса в отдельную разновидность.
Во всех предыдущих схемах газовых двигателей, различаю-
щихся по основному признаку — способу воспламенения, ис-
пользуется система так называемого внешнего смесеобразова-
ния, при которой газовоздушная смесь приготовляется вне цилин-
.дров двигателя. Такую систему используют главным образом
для двигателей небольшого объема и повышенной быстроходно-
сти. Для мощных газовых двигателей большого объема находит
широкое применение система внутреннего смесеобразования, при
которой газ и воздух подают в цилиндры двигателя раздельно.
Смешение же происходит внутри каждого цилиндра или непо-
средственно перед цилиндром. Особенно рациональным являет-
ся применение системы внутреннего смесеобразования при двух-
тактном цикле, так как только такая система позволяет избежать
потерь газа при продувке цилиндров. Отметим, что и для четы-
рехтактных двигателей с наддувом применение внутрен-
него смесеобразования часто является более целесообраз-
ным.
Обычно в двухтактных газовых двигателях газ подается
внутрь цилиндров в начале сжатия — после продувки цилиндров
воздухом. При сжатии происходит смешение газа с воздухом, а
'в его конце газо’воздушная смесь поджигается искрой или вос-
пламеняющей дозой жидкого топлива. При вводе газа в начале
'сжатия требуется сравнительно небольшое давление газа, кото-
рое обычно ниже давления газа в системе его подачи к двига-
телю. Это является положительным отличием системы подачи
в газовых двигателях от систем непосредственного впрыска бен-
зйнового двигателя, где требуются специальные насосы для
сжатия впрыскиваемого бензина. Другим преимуществом систе-
мы внутреннего смесеобразования применительно к газовому
топливу являются лучшие условия перемешивания газа с воз-
духом.
При внутреннем смесеобразовании с вводом газа в начале
сжатия (после заполнения цилиндров воздухом) увеличивается
наполнение цилиндров горючей смесью в результате своеобраз-
ного дополнительного наддува газом.
31
Количество тепла (ккал) на 1 м3 рабочего объема цилиндра
при внешнем смесеобразовании
О —_____Чи__
1 + «Ло
(14)
а при внутреннем смесеобразовании
Qv = -^-yiV. (15)
Из выражений (14) и (15) следует, что увеличение количества
тепла на единицу объема цилиндра при внутреннем смесеобра-
зовании в'значительной мере зависит от соотношения между
воздухом и газом в горючей смеси, так как происходит благо-
даря замещению воздухом объема, занимаемого газом при внеш-
нем смесеобразовании. Очевидно, чем меньше это соотношение,
тем эффективнее своеобразный наддув, получаемый в резуль-
тате вдувания газа.
Некоторый дополнительный эффект (2—5%) дает увеличе-
ние коэффициента наполнения при внутреннем смесеобразовании
вследствие уменьшения сопротивления впускной системы. На
рис. 8 показано относительное изменение концентрации энергии
Qv при впуске газа в начале сжатия в зависимости от соотно-
шения между воздухом и газом в смеси для среднекалорийных
сжатых газов (коксового, светильного), равного 30%• Для водо-
рода относительное увеличение Qv при а=1 достигает 43%, для
высококалорийных сжатых .газов — снижается до 10% и для
сжиженных газов — практически неощутимо. Таким образом,
применение описываемого процесса является особенно выгод-
ным для менее калорийных газов и при малых а. С увеличением
теплоты сгорания топлива и а повышение концентрации энергии
при внутреннем смесеобразовании,уменьшается.
Ввод газа по линии сжатия влияет также на температуру и
давление в цилиндре в конце сжатия. На рис. 8 показаны отно-
сительные изменения условных давлений и температуры в на-
чале сжатия (ра и Та), которые обеспечивают при вводе газа
Рис. 8. Зависимости, характеризующие от-
носительное изменение концентрации энер-
гии, давления и температуры в начале
сжатия с переходом от внешнего смесе-
образования к внутреннему (впуск газа в
начале сжатия; а—1) при работе на раз-
личных топливах:
коксовом газе; 2 — природном газе;
о сжиженном (бутано-пропановом) газе
132

вместе с воздухом такие же давление и температуру в конце
сжатия, как при вводе газа в цилиндр в начале сжатия, после того
как последний заполнен воздухом. Однако внутреннее смесеоб-
разование имеет и недостатки. Смешение газа с воздухом, про-
исходящее на коротком участке хода сжатия, не обеспечивает
такой же однородности смеси, как при внешнем смесеобразова-
нии, что может несколько снизить КПД двигателя. Регулирова-
ние рабочего режима двигателя при внутреннем смесеобразо-
вании сложнее, чем при внешнем. Однако при двухтактном цикле
с продувкой от нагнетателя внутреннее смесеобразование, как
указывалось, является единственной возможностью избежать
потерь
газа
при продувке и поэтому находит широкое
для современных двухтактных газовых двигателей.
применение
3 Зак. 132
ГЛАВА II
СГОРАНИЕ
Сгорание — основа рабочего процесса двигателя. На рис. 9 по-
казаны индикаторная диаграмма и характеристики сгорания в
двигателе с искровым зажиганием — наиболее распространенном
типе газовых двигателей.
В некоторый момент, близкий к в.м.т. (верхней мертвой точ-
ке), рабочая смесь поджигается искрой, проскакивающей между
электродами свечи зажигания. Воспламенившийся небольшой
объем смеси инициирует процесс сгорания, постепенно распрост-
раняющийся по всему рабочему заряду. В процессе сгорания
происходит выгорание топлива Qv, поданного, в цилиндр двига-
теля за цикл. Кривая выгорания тсг= (Q<p/Qn) =f (<р), где <р —
угол поворота коленчатого вала двигателя от в.м.т. в градусах, по-
казывает характер выгорания топлива по времени. Часть теплоты,
выделившейся при сгорании, теряется на теплопередачу в окру-
жающую среду [<?= (QnoTtp/Qn) = Иф)]> а оставшаяся часть теп-
ла расходуется на совершение рабочим телом работы и повыше-
ние его внутренней энергии
\pdV 4-Д^
С = -----------= /(<?)•
Оц
Кривая —характеристика активного тепловыделения —
показывает характер сообщения теплоты рабочему телу во вре-
мени. Часть топлива, не сгоревшего к концу сгорания, Д/пНед=
= (Снед/<2ц). В конце сгорания (момент фогтах на индикатор-
ной диаграмме)
Сакт + Q пот + Qнед — Qu
или в относительных величинах
Qncr max ^пот 1 тсг шах 4* ^ткел Q6)
Непосредственно по индикаторной диаграмме может быть
построена с достаточной точностью характеристика активного
тепловыделения: £(ф)- Недогоревшее топливо Дтнед экспери-
ментально определяют, анализируя отработавшие газы. Наибо-
34
лее сложным является опре-
деление потерь г/пот на теп-
лопередачу в окружающую
среду при сгорании. Различ-
ные эмпирические формулы
имеют коэффициенты, при-
менять которые можно толь-
ко для двигателей, очень
близких по конструкции и
параметрам рабочего про-
цесса к тем, для которых эти
коэффициенты были получе-
ны. Отметим, однако что для
точки тсг тах величину С/пот
можно определить из выра-
жения (16), т. е. по данным
индикаторной диаграммы и
анализа отработавших га-
зов.
В процессе сгорания мо-
Рис. 9. Индикаторная диаграмма р (<р) и
7 (<р), кривая выгорания т (<р) и характери-
стика активного тепловыделения £ (<р)
жно выделить отдельные фазы или стадии: зажигание, или вос-
пламенение первичного очага, инициирующее развитие процесса
сгорания; начальный или индуктивный период (иногда его неточ-
но называют задержкой воспламенения), которому соответству-
ет участок индикаторной диаграммы, расположенный между мо-
ментами и — появления искры и с — отрывом линии сгорания
от линии сжатия (в газодизеле, как и в дизеле, индуктивный пе-
риод заключен между началом впрыска жидкого топлива и точ-
кой с); период сгорания от момента с до конца выгорания тСГтах-
Период сгорания имеет две фазы: основное или видимое сгора-
ние—до момента, соответствующего ртах или Ттах, и догорание
(ОТ Ртах ИЛИ Т'тах) ДО Шег max-
КИНЕТИКА СГОРАНИЯ ГАЗОВЫХ ТОПЛИВ
В двигателях сгорание на всех его стадиях является комплексом
сложных взаимодействующих физико-химических процессов.
Однако в основе этого комплекса лежит химическая реакция
между горючим и окислителем. Основные результаты сгорания
как экзотермической химической реакции определяются приве-
денными выше простыми термохимическими уравнениями. По
этим уравнениям могут быть определены состав, объем и темпе-
ратура конечных продуктов химического превращения, а также
тепловой эффект реакции.
Однако эти уравнения не дают представления о характере
процесса сгорания во времени. Эти вопросы рассматриваются в
химической кинетике.
35
Согласно закону действующих масс и закону Аррениуса ско-
рость химической реакции
a —Ь — с —|— d
(для примера приведена реакция второго порядка—типичная
при ргорании) определяют из выражения
— kabe~ ~rt , (17)
где а, Ь, с и d — концентрации исходных и конечных продуктов,
моль/см3; Е — энергия активации, ккал/г-моль; т — время, с;
R— газовая постоянная, равная 1,985 ккал/(г-моль-К); Т— тем-
пература, К; k — константа, определяемая свойствами реагентов,
а также условиями, в которых протекает реакция, в частности
давлением и температурой.
Закон Аррениуса указывает на весьма существенное влияние
температуры на скорость реакции. Уравнение (17), как и законы
им отражаемые, основано на рассмотрении химической реакции
как процесса взаимодействия (соударения) активированных
(т. е. обладающих достаточно высокой энергией) молекул исход-
ных веществ, в результате которого образуются молекулы конеч-
ных продуктов.
На смену этим представлениям (называемым часто формаль-
но-кинетическими) пришло учение о цепном механизме большин-
ства химических реакций, в том числе и реакций йорения.
В разработке этого учения ведущая роль принадлежит отечест-
венной научной школе во главе с Н. Н. Семеновым [19]. В основе
учения о цепных реакциях лежит представление о том, что пре-
вращение исходных веществ (при горении — горючее+окисли-
тель) в конечные в процессе реакции проходит через.ряд стадий,
. на протяжении которых образуются промежуточные химически
активные вещества, интенсивно взаимодействующие как с исход-
ными веществами, так и между собой. Промежуточными химиче-
ски активными реагентами являются радикалы с одной
(монорадикалы) или с двумя (бирадикалы) свободными валент-
ностями.
Цепной характер реакции определяется тем, что при взаимо-
действии активной частицы с молекулой исходного вещества
образуется одна (неразветвленная цепная реакция) илй несколь-
ко (разветвленная цепная реакция) новых частиц. Примером
сильно разветвленной цепной реакции является сгорание водо-
рода в смеси с кислородом 2H2+O2=2H2O-i-Q.
Начальной стадией этой реакции является термическая дис-
социация молекулы Н2 на два активных атома Н или взаимодей-
ствие двух достаточно энергетически активированных молекул
Н2 и О2, в результате которого образуется два монорадикала
ОН. Далее следуют элементарные реакции с участием указан-
ных монорадикалов Н и ОН, а также образующихся в-ходе про-
36
цесса бирадикалов О. Общее
следующее:
а) Н2 - Н + Н ;
описание основной цепи реакций
в) О + Н, = Н + ОН ;
Н2 + О2 = ОН + ОН ;
б) Н + О2 — ОН О ; г) ОН Н2 — Н + Н2О.
Реакция г повторяется дважды в соответствии с образовани-
ем двух радикалов ОН в реакциях бив. Следовательно, в итоге
цепи, инициированной одним атомом Н, образуются две моле-
кулы Н2О и три новых активных атома Н.
Примером слабо разветвленной цепи может служить реакция
окисления метана CH4-|-2O2 = CO24-2H2O+Q, схема которой (по
Н. Н. Семенову) может быть представлена следующей последо-
вательностью элементарных реакций:
a) СН4 -4~ О2 — СН3 -р НО2;
б) СН3 + О2= НСНО + ОН ;
д) НСНО + О2 = НСО +но2;
е) НСО + О2 = СО + НО2;
в) ОН + СН4 = СН3 + Н2О; ж) СН4 + НО2 = Н2О2 + СН3;
г) ОН + НСНО = Н2О + НСО; з) НСНО + НО2 = Н2О2 + НСО-
Начальная стадия а этой реакции представляет собой соуда-
рение двух активированных молекул СН4 и О2, в результате
которого образуются два монорадикала СН3 и НО2> дающие на-
чало дальнейшим элементарным стадиям. В ходе этих стадий
образуются и взаимодействуют радикалы ОН и НСО, а также
менее активные, но химически неустойчивые промежуточные
продукты НСНО (формальдегид) и Н2О2 (пёрекись водорода).
На стадии е образуется СО, которая окисляется в ходе следую-
щей цепной реакции:
СО + ОН = СО2 + Н ;
, н + О2 - ОН + О;
СО + О=:СО2.
Как показывает приведенная схема, окисление СО может
происходить только в присутствии водяного пара или водорода.
Реакция окисления метана является весьма слабо разветвлен-
ной: лишь в одной из элементарных стадий — д — образуются
две активные частицы, во всех остальных воспроизводится одна
активная частица.
Окисление других более тяжелых углеводородов осущест-
вляется по значительно более сложной цепной реакции. Скорость
37
такой реакции обусловливается взаимодействием размножения
и гибели (рекомбинация активных частиц и обрыв цепей) актив-
ных центров.
Представления о цепном и тепловом (по Аррениусу) механиз-
мах реакции не противоречат, а дополняют друг друга. Как было
показано при рассмотрении цепной реакции, ее первичной ста-
дией является взаимодействие активированных (по Аррениусу)
молекул топлива и окислителя. Результатом этого столкновения
являются не конечные продукты реакции, а промежуточные не-
стойкие соединения. Далее начнет действовать цепной механизм
реакции.
Исследования показали, что сгорание углеводородов обычно
носит комбинированный цепочечно-тепловой характер. В на-
чальной стадии, протекающей при сравнительно низкой темпера-
туре по цепному механизму, происходит накопление перекисей
до определенной концентрации, при которой наступает их спон-
танный распад. Продуктом распада перекисей являются альде-
гиды и в некоторой мере окись углерода. Распад перекисей
сопровождается явлением холодного пламени, при котором
наблюдается незначительное повышение давления и температу-
ры ( — на 100°С). В холодном пламени выделяется лишь 5—
10% теплоты сгорания топлива. Свечение холодного пламени
вызвано хемилюминисценцией.
Вслед за холодным пламенем при соответствующих условиях
возникает голубое пламя, которое по своей химической природе
сходно с холодным пламенем, но отличается значительно боль-
шим выделением тепла. В голубом пламени выделяется около
40% теплоты полного сгорания топлива; повышение температуры
и давления достигает значительной величины. Голубое пламя
приводит к накоплению продуктов неполного сгорания и актив-
ных частиц. Разогрев смеси и высокая концентрация активных
частиц создают условия для резкого теплового ускорения сгора-
ния, в результате которого возникает горячее пламя и выделяет-
ся основная доля теплоты сгорания топлива при его окислении
до конечных продуктов сгорания.
Процесс многостадийного воспламенения начинается обычно
при сравнительно низких температурах, поэтому он получил на-
звание низкотемпературного воспламенения. Однако А. С. Соко-
лик [20] показал неточность такого термина, так как при некото-
рых условиях, например больших давлениях, многостадийное
воспламенение происходит при высокой температуре. Это уточне-
ние является особенно важным применительно к воспламенению
в двигателях, где возникают подобные условия. Существенно
также замечание А. С. Соколика о том, что при высоких темпе-
ратурах и давлениях многостадийность процесса воспламенения
наблюдается не столь четко, как при низких давлениях и темпе-
ратурах, так как периоды задержки в первом случае резко сокра-
щаются.
38
Не все топлива воспламеняются по многостадийному меха-
низму. Для СН4, Н2 и СО наблюдается лишь так называемое
высокотемпературное одностадийное воспламенение, при кото-
ром отсутствует стадия холодного пламени. Однако и в этом
случае имеет место голубое пламя, возникающее после предва-
рительной химической подготовки смеси в результате самораз-
гоняющейся цепной реакции. Даже при воспламенении водорода
можно выделить температурную «ступеньку», хотя температура
голубого пламени всего лишь на 10°С ниже температуры горя-
чего пламени. При высокотемпературном воспламенении прак-
тически невозможно провести границу между цепным и тепло-
вым саморазгоном реакции, поэтому его принято называть одно-
стадийным.
Отмечая решающее влияние теплового ускорения сгорания в
его завершающей стадии, не следует недооценивать значение
так называемой низкотемпературной стадии, в процессе которой
реагирующая смесь горючего и окислителя проходит химическую
активацию, имеющую важное значение для сгорания в двигате-
ле. На рис. 10 показаны результаты эксперимента, специально
поставленного для выявления низкотемпературных процессов
при сжатии газовоздушной смеси в двигателе. Коленчатый вал
двухтактного двигателя с высокой степенью сжатия (е=14) при-
водился во вращение без зажигания с подачей в начале сжатия
азота или смеси метана, бутана и пропана.
Линия сжатия газовоздушной смеси лежит ниже, чем азотно-
воздушной, что является следствием меньшего значения показа-
теля адиабаты для СН4 и С4Ню, чем для N2. Линия расширения
газовоздушпой смеси лежит выше, чем азотно-воздушной, что
Рис. 10. Диаграмма сжатия-расширения различных газов в двигателе:
7 — азота: 2 — природного газа: 3 — бутано-пропановой смеси
39
свидетельствует о выделении некоторой энергии при сжатии га-
зовоздушной смеси, являющемся результатом низкотемператур-
ных химических реакций. Такие процессы интенсивно протекают
в той части смеси, которая сгорает в последнюю очередь и под-
вергается дополнительному сжатию ранее сгоревшей смесью.
Особо важную роль они играют при воспламенении жидкого
топлива в газодизеле.
Скорость цепочечно-'тепловой реакции сгорания, как показали
опыты, может быть выражена уравнением (17). При этом энер-
гию активации Е и последовательность реакций следует рассмат-
ривать как некоторые условные величины, характеризующие за-
висимость суммарной скорости реакции от температуры.'
Часто сложную реакцию делят на несколько стадий, описы-
вая их приближенными уравнениями, подобными (17). Так,
Г. И. Козлов на основе исследования окисления метана в изотер-
мических условиях при температурах 750—1000°С предложил
брутто-описание этой реакции, разделив ее на две макростадии:
окисление СН4 до СО; окисление СО в СО2 [25]. По эмпирическим
данным Г.' И. Козлова скорость превращения на первой стадии
(tZf№)co = 7-108 (С,) у(О°---e-^F. (18)
Это выражение (в скобках даны концентрации соответствую-
щих веществ) свидетельствует о сильном влиянии концентрации
О2 на скорость образования СО. Отрицательный порядок реак-
ции по СН4 показывает, что СН4 тормозит свое собственное
превращение в СО. Для второй макростадии окисления СН4
Г. И. Козловым предложено эмпирическое выражение
(^)со = 1,04.10^.(-СО)(О^^ е^. (19)
Малый порядок этой реакции по О2 показывает, что ее ско-
рость практически не зависит от концентрации О2 (предложен-
ное Г. И. Козловым выражение действительно лишь при содер-
жании О2 в смеси, превышающем 5%).
Расчеты по формуле (19) показывают, что влцяние темпера-
туры на скорость двух макростадий реакции имеет различный
характер. При температурах до 1500°С скорость реакции на пер-
вой стадии (окисление СН4 до СО) меньше скорости реакции на
второй стадии (окисление СО до СО2), а при температурах выше
1500°С скорость реакции на второй стадии -становится больше,
чем на первой стадии. Следовательно, имеется определенный
температурный барьер (в данном случае при 1500°С), по
одну сторону которого лимитирующей является скорость на
одной стадии, а по другую сторону — на другой.
Следовательно, при />/кр, т. е. при скорости окисления СО,
меньшей скорости его образования, условия протекания суммар-
ной реакции сгорания СН4 благоприятны: в зоне реакции проис-
40
ходит накопление СО, скорость окисления которого при этих
температурах, хотя и лимитирует суммарную реакцию сгорания,
но достаточно велика. При реакция окисления СО стано-
вится более быстрой, чем превращение СН4 в СО, накопления
СО в зоне реакции не будет и скорость суммарной реакции по-
низится.
Отметим приближенность эмпирических уравнений Г. И. Коз-
лова, особенно то обстоятельство, что они получены для .узкого
диапазона температур, которые ниже обычных для двигателя (в
период сгорания).
Далее (при исследовании сгорания и рабочих процессов в
газовых двигателях) будут даны примеры использования урав-
нений Г. И. Козлова для качественного объяснения важных прак-
тических результатов.
ВОСПЛАМЕНЕНИЕ И ЗАЖИГАНИЕ
Рассмотренный выше цепочечно-тепловой механизм реакции сго-
рания определяет решающее влияние температуры на скорость
реакции, увеличение же скорости реакции ведет к возрастанию
температуры. В результате такого взаимного стимулирования
после достижения определенной температуры наблюдается про-
грессирующий разогрев горючей смеси и ускорение реакции, что
приводит к очень быстрому (спонтанному) протеканию реакций,
называемому самовоспламенением.
Приведенные соображения являются основой теории тепло-
вого спонтанного воспламенения (взрыва), разработанной
Н. Н. Семеновым. Согласно этой теории для воспламенения не-
обходимо разогреть смесь до определенной начальной темпера-
туры, называемой температурой самовоспламенения. Эта темпе-
ратура определяется условием равенства скоростей выделения
тепла от реакции и передачи тепла от нагреваемой горючей сме-
си в окружающее пространство. Температура самовоспламене-
ния зависит, с одной стороны, от свойств горючей смеси: ее
теплоты сгорания, теплоемкости и других факторов, определяю-
щих скорость выделения тепла при реакции (dqildx) =fi(T).
С другой стороны, температура самовоспламенения зависит от
размеров сосуда, коэффициента теплоотдачи и других парамет-
ров, определяющих характер кривой теплоотдачи —dq2ldr=
= f2(T).
Зависимость (17) скорости тепловыделения при сгорании от
начальной температуры согласно Аррениусу экспоненциальна.
Скорость же теплоотдачи в первом приближении связана с на-
чальной температурой линейной зависимостью
— dq2ld~ = атР(Т— То),
где ат—,коэффициент теплоотдачи; F — поверхность теплопе-
редачи.
41
dq !dr . Для самовоспламенения необходимо,
dq,jdr I чтобы прямая теплоотдачи не пересекала
у кривой тепловыделения. Если при дан-
1 ных ат и F смесь нагреть до TOi (рис. И),
d^'dry / ТО самовоспламенения не произойдет, так
/у как после саморазогрева смеси до Т\ бла-
! годаря предпламенным реакциям ско-
I рость теплоотдачи превысит скорость
' У/ , | тепловыделения.
—J у Температура смеси, при которой прои-
зойдет самовоспламенение, соответствует
Рис. и. диаграмма самовос- температуре в точке касания прямой теп-
иламеисния (по Н. Н. Семе- лооадачи и кривой тепловыделеНИЯ. ТеП-
лоотдача зависит от условий эксперимен-
та. Этим объясняется отличие полученных температур самовос-
пламенения одних и тех же смесей. Наиболее достоверными
принято считать результаты (см. рис. 5 и табл. 5), полученные
методом впуска горючей смеси в нагретый сосуд.
Помимо температуры самовоспламенения существенное зна-
чение имеет величина задержки воспламенения — промежутка
времени от начала реакции до перехода ее во взрыв, т. е. до того
момента, когда реакция начинает резко ускоряться благодаря
возрастанию температуры. Величина задержки воспламенения,
которая состоит из цепной и тепловой составляющих, во многом
определяет антидетонационные свойства жидких углеводородных
топлив, а также их воспламеняемость в дизелях и газодизелях.
В технике сжигания различных топлив находит широкое рас- .
пространение зажигание горючей смеси посторонним источником
(искрой, раскаленным телом, пламенем). По своей физической
природе зажигание сходно с воспламенением. Это сходство
объясняется тем, что основным условием воспламенения неко-
торой массы смеси является ее подогрев до необходимой темпе-
ратуры, который можно выполнить двумя способами: довести
температуру всей массы смеси до заданного уровня; повысить
температуру небольшой части смеси, чтобы ее воспламенение
распространилось затем на весь объем смеси. В первом случае
имеет место объемное самовоспламенение, а во втором — мест-
ное зажигание. В этих случаях воспламенение, т. е. появление
пламени, обусловлено ускорением химической реакции. Однако
имеется и существенное различие вследствие того, что самовос-
пламенение происходит во всем объеме горючей смеси, а зажи-
гание лишь в некоторой небольшой ее части. Сам факт самовос-
пламенения свидетельствует о том, что весь объем горючей смеси
охвачен реакцией горения, тогда как при зажигании необходимо
не только воспламенить некоторую часть горючей смеси, но и
распространить пламя на остальной ее объем.
Распространение пламени от источника воспламенения явля-
ется главным условием зажигания. Теплоотдача (а также эмис-
42
сия активных частиц) из зоны зажигания в зону прилегающей
холодной смеси служит основным средством рыполнения этого
условия, между тем как при самовоспламенении теплоотдача в
окружающую среду всегда является тормозящим фактором. Из
этих принципиальных отличий самовоспламенения от зажигания
можно сделать важные практические выводы. Прежде всего
отметим, что температура источника зажигания должна быть
существенно выше температуры самовоспламенения. Это опре-
деляется быстрым спадом температуры вблизи источника зажи-
гания вследствие теплоотдачи, а также уменьшением концентра-
ции топлива и кислорода вследствие реакции горения. При
недостаточно высокой температуре источника зажигания (даже
превышающей температуру самовоспламенения) воспламенение
и горение могут произойти только вблизи источника зажигания,
но не распространиться на весь объем горючей смеси.
Однако необходимая температура источника зажигания не
является достаточным условием зажигания — следует еще обес-
печить минимальную требуемую для зажигания энергию. Имен-
но минимальная энергия зажигания, а не температура является
основным отличительным критерием воспламеняемости разных
топлив (при зажигании.от местного источника). Существенное
значение имеет также время выделения минимальной энергии,
т. е. скорость тепловыделения.
Наиболее распространенный вид зажигания от местного
источника — искровое зажигание — имеет специфические особен-
ности.
Важнейшей из этих особенностей является ионизация го-
рючей смеси в районе искры, что послужило основанием к
появлению теории ионной природы искрового зажигания. Другая
теория трактует искру как высокотемпературный источник тепло-
вого зажигания. Б. Льюис и Г. Эльбе [15] считают вероятным
совместное влияние теплового и ионизационного факторов при
зажигании искрой. Существенное значение для анализа условий
искрового зажигания в двигателе имеет высказанное Л. Н. Хит-
риным положение о том, что поскольку основным условием зажи-
гания является обеспечение распространения пламени, важней-
ший фактор искрового зажигания — тепловой. Опытные данные
также подтверждают это положение. Если рассматривать искру
как тепловой источник, то это сводит основное условие осуще-
ствления зажигания искрой к нагреву определенного объема
горючей смеси до заданной температуры (которая должна не-
сколько превышать температуру самовоспламенения).
Электрический разряд (искра) между электродами свечи
зажигания вызывает местное резкое повышение температуры
(до 104°С), которая затем быстро снижается вследствие тепло-
отдачи в горючую цмесь и электроды. В результате этого все
больший объем горючей смеси разогревается. Если необходимый
критический объем (ограниченный радиусом гКр) будет разогрет
43
Рис. 12. Диаграмма точечного (иск-
рового) зажигания (по Я. Б. Зель-
довичу)
до заданной критической температу-
ры 7’,:р (рис. 12), то произойдет
дальнейшее распространение пламе-
ни. Соблюдение описанного условия
осуществления искрового зажига-
ния определяется, с одной стороны,
свойствами и состоянием горючей
смеси, от которых зависят критиче-
ский объем и температура, а с дру-
гой стороны — мощностью искры.
Из разработанной на основе
этих положений Я. Б. Зельдовичем
приближенной теории искрового за-
жигания можно заключить, что ми-
нимальная (критическая) энергия
зажигания связана с нормальной
скоростью выражением
1 i
где wH — нормальная или фундаментальная скорость пламени. -
Следовательно, все факторы, влияющие на скорость wH, соот-
ветственно влияют и на QKp. Под QKp понимают энергию, кото-
рая идет на нагрев горючей смеси и составляет лишь некоторую
часть энергии электрического разряда. Оставшаяся часть энергии
разряда расходуется на нагрев электродов.
Воспламенение при зажигании в значительной мере зависит
от следующих параметров топлива и топливовоздушной’ смеси:
н2
Теплопроводность, 104 ккал/(см-с-1<) 4,19
Минимальная энергия воспламенения,
10-3 Дж.................................0,02
сн4
0,73
0,23
Cg Н18
0,3
0,'28
Наименьшая энергия требуется для зажигания водородно-
воздушных смесей, наибольшая для метано-воздушных, что соот-
ветствует существенному различию теплопроводности и нормаль-
ных скоростей сгорания этих топлив.
С обеднением и обогащением смеси требуемая минимальная
энергия искры возрастает. Особенно важно то, что существуют
составы смеси, называемые концентрационными пределами (или
границами) воспламенения и зажигания, при которых смесь
практически невозможно зажечь искрои сколь угодно большой
мощности (мощность искры при этих составах смеси асимптоти-
чески приближается к бесконечности). Верхний концентрацион-
ный предел соответствует максимально ^рбогащенной смеси,
нижний — максимально обедненной. Искру, соответствующую
концентрационным пределам, называют насыщенной. Мощность
44
насыщенной искры примерно в 2—2,5 раза больше мини-
мальной.
В табл. 6 приведены значения концентрационных пределов
воспламенения при атмосферном давлении и нормальной на-
6. Основные параметры сгорания топлив
Параметры н3 со сн. С3Н8 С,Ню с8н18
Максимальное зна- чение нормальной ско- рости распростране- ния пламени, см/с . . 320 42 34-37 39 38 40—42
Коэффициент а, со- ответствующий: м акси ма льному значению нор- мальной скоро- сти распрост- ранения пламени 0,8 0,9 0,95 0,84 0,86 0,89
нижнему концент- рационному пре- делу 10 2,95 2,0 1,7 1,7 1,76
верхнему концент- рационному пре- делу 0,15 0,15 0,65 0,4 0,35 0,3
Октановое число по моторному методу . . 45—85 120 107—120 105 93,6 100
чальной температуре смеси. Так, Н2 отличается наиболее широ-
кими концентрационными пределами. Для углеводородных
топлив нижний (наиболее практически важный) предел воспла-
менения атах= 1,74-2, в то время как для СО предел атах=2,95,
а для Н2 соответственно атах=Ю. Следует отметить высокое
значение верхнего концентрационного предела СН4, равное
ctmin = 0.6. Значения концентрационных пределов зажигания за-
висят от начального давления и температуры смеси. Величина
давления и начальной температуры сказывается лишь при ма-
лых значениях давления. При этом более заметно влияние на-
чальной температуры на верхний предел.
При сгорании в двигателе большое значение имеет влияние
на искровое зажигание инертных присадок. На рис. 13 показа-
ны зависимости, характеризующие влияние различных инертных
присадок на границы воспламенения [22]. Как видим, все при-
садки, за исключением СО2, практически не влияют на нижний
(наиболее важный) предел зажигания. Это объясняется тем, что
при сильном обеднении смеси избыточный воздух играет роль
45
Рис. 13. Зависимости, характе-
ризующие влияние инертных
присадок на границы воспламе-
нения метано-воздушных смесей
Инертного разбавителя и дополнитель-
ное введение в смесь инертных приса-
док почти не изменяет процентного со-
держания горючего на нижней границе
воспламенения. Сопоставление влияния
различных присадок на границы вос-
пламенения показывает, что это влия-
ние является чисто физическим, т. е.
соответствует влиянию присадок на
теплоту сгорания смеси. Исключением,
по мнению Л. Н. Хитрина '{22], является
СОг, которая, по-видимому, химически
не полностью инертна, что подтверж-
дается ее влиянием на нижний концен-
трационный предел.
РАСПРОСТРАНЕНИЕ ПЛАМЕНИ
Зажигание от постороннего источника приводит к местному вос-
пламенению небольшой части горючей гомогенной смеси, т. е.
к образованию очага горения. Сгорание всей остальной массы
происходит при постепенном распространении пламени.
Простейший механизм распространения пламени от местно-
го источника по нетурбулизированной гомогенной смеси сводится
к послойному подогреву горючей смеси перед фронтом (поверх-
ностью) пламени благодаря теплопроводности. Подогрев проис-
ходит до того момента, пока температура слоя не достигнет тем-
пературы самовоспламенения. После этого начинается выделение
тепла в результате очень быстро протекающей реакции (темпе-
ратура самовоспламенения не равна температуре объемного
самовоспламенения, рассмотренной в предыдущем параграфе,
ввиду отличия условий воспламенения в этих двух случаях).
Ширина зоны сгорания в рассматриваемых условиях (при от-
сутствии турбулизации) составляет десятые доли миллиметра
для метано-воздушных смесей и сотые доли для водородно-воз-
душных. Таким образом, при сгорании нетурбулизированных
смесей в обычных условиях (за исключением очень узких тру-
бок) ширина зоны сгорания является пренебрежимо малой.
Поэтому в теории горения принято говорить о распространении
фронта пламени, который рассматривается как поверхность вос-
пламенения, разделяющая сгоревшую и несгоревшую части го-
рючей смеси.
Важнейшим параметром является скорость распространения
фронта пламени. Физической константой горючей смеси является
так называемая нормальная или фундаментальная скорость
распространения фронта пламени, т. е. скорость фронта пламе-
ни (в нетурбулизированной смеси) относительно несгоревшей
части смеси в направлении, перпендикулярном его поверхности.
46
Пространстренная скорость перемещения фронта пламени (отно-
сительно стенок сосуда или какой-либо другой неподвижной
системы координат) может значительно отличаться от нормаль-
ной скорости благодаря движению несгоревшей части заряда.
Это движение может быть обусловлено самим процессом сгора-
ния, например расширением сгоревших газов, как это наблюда-
ется при сгорании в закрытом сосуде. В табл. 6 приведены нор-
мальные скорости сгорания некоторых наиболее быстро горящих
топливо-воздушных смесей при нормальных условиях и постоян-
ном (в процессе сгорания) давлении.
Нормальную скорость распространения пламени определяют
методом бунзеновской горелки, мыльного пузыря (бомба посто-
янного давления) и другими методами, которые при правильном
учете сопутствующих явлений дают близкие результаты. Нор-
мальная скорость распространения пламени водородно-воздуш-
ных смесей в несколько раз больше скорости смесей углеводоро-
дов и окиси углерода с воздухом. Нормальные скорости воздуш-
ных смесей предельных углеводородов (для нас они представляют
наибольший интерес, так как в основном предельные углеводо-
роды составляют не только природные газы, но и жидкие нефтя-
ные топлива) обычно считают близкими.
Действительно, если сопоставить результаты измерений раз-
личных экспериментаторов, то нормальные скорости распростра-
нения -пламени для предельных углеводородов составляют 30—
48 см/с. Нормальная скорость сгорания воздушных смесей мета-
на примерно на 25% меньше, чем нормальные скорости сгорания
более тяжелых предельных углеводородов, входящих в состав
нефтяных топлив. Нормальная скорость сгорания смесей ненасы-
щенных углеводородов (С2Н4, СзНе, С4Н8) заметно выше, чем
насыщенных (С2Н6, СзН8, С4Н10). Особенно это заметно для
ненасыщенных углеводородов с тройной связью (ацетиленов).
Нормальная скорость распространения пламени является
физико-химической константой данной смеси и ее связи с други-
ми свойствами смеси весьма сложны. Наиболее важной связью
является обратно пропорциональная зависимость (в первом
приближении) между wH и шириной зоны сгорания. К числу
важнейших факторов, влияющих на wH, относится коэффициент
а. Нс шальная скорость достигает максимума (рис. 14) при
несколько обогащенной смеси и уменьшается как при ее обед-
нении, так и при обогащении [7]. При этом для СО и Н2 обогаще-
ние, соответствующее wHmax, довольно значительно, а для угле-
водородов— мало заметно. Для метана wB достигает максимума
при 1.
Для смесей различных газов с воздухом не сохраняется при-
знак ‘аддитивности wH. Особенно это относится к смесям, содер-
жащим СН4 и Н2, поэтому для определения wH таких смесей
пользуются экспериментальными данными. На рис. 15 приведе-
ны зависимости wH(a) для метано-водородных смесей с возду-
47
Рис. 14 Зависимость от коэффици-
ента избытка воздуха нормальной
скорости распространения пламени
топливовоздушных смесей:
1 — водорода; 2 — ацетилена; 3 —
этилена; 4— пропилена; 5 — пропа-
на; 6 - окиси углерода; 7 — метана
Рис. 15. Зависимость нормальной
скорости распространения пламени
в различных метано-водородно-воз-
душных смесях от содержания в
топливе Н2 и СН4:
1 — Н2=100%; 2 — Н2=95%, СН4=5%;
3 — Н2=90%, СН4—10%; 4 — Н2=85%,
СН4=15%; 5~ Н2=80%, СН4=20%;
6 - Н2=7О°/о, СН4=30%; 7 — Н2=6О°/о,
СН4=40%; 8 — Н2—50%» СН4«50%;
9 — Н2=30%, СН4=70%; 10 — СН4=
= 100%
хом. Вопрос о границах распространения пламени по а (кон-
центрационных пределах) был рассмотрен при анализе гранич-
ных условий зажигания. Данные условия определяются невоз-
можностью распространения пламени после зажигания, поэтому
приведенные в табл. 6 концентрационные пределы являются так-
же границами распространения пламени. Наиболее практически
важной является граница распространения пламени при обедне-
нии смеси (остах). Наибольшее обеднение смеси допускает Н2,
далее СО, затем СН4 и другие углеводороды. По пределам обед-
нения различные топлива располагаются не в том же порядке,
как по величине нормальной скорости.
Существенное влияние на нормальную скорость оказывает
начальная (перед сгоранием) температура смеси (рис. 16). Как
видим, при возрастании Тиач скорость wH значительно увеличи-
вается. Хотя wn повышается пропорционально Т^нач, это увеличе-
ние значительно меньше возрастания с температурой скорости
химической реакции (17). Это означает, что начальная темпера-
тура смеси при распространении пламени не является таким же
определяющим скорость реакции фактором, как при объемном
воспламенении. При распространении пламени значительную
роль играют теплопроводность и диффузия.
48
w„, cm/с
Рис. 16. Зависимости нормальной скорости распространения пла-
мени для СН4 и СО:
а — от температуры СН4; б — от давления
Влияние давления на wH также имеет существенное значение.
Как показывают опыты, нормальная скорость распространения
пламени для воздушных смесей всех топлив уменьшается с уве-
личением давления. Влияние на распространение пламени инерт-
ных присадок лучше всего иллюстрирует зависимость макси-
мальной wH от содержания этих присадок. На рис. 17 приведены
зависимости, характеризующие влия-
ние на wH присадок СО2 и N2j
Л. Н. Хитрин [22] предлагает следую-
щую приближенную формулу для
оценки влияния примесей:
= (1—0,01 N2 — 0,012С02),
где к'по — нормальная скорость без
присадок; процентные содержания
N2 и СО2 даны по объему.
Важным параметром сгорания яв-
ляется температура пламени (в зоне
сгорания). В табл. 4 были приведены
значения теоретической температуры
горения стехиометрической смеси без
учета диссоциации. Величину Ттор
Рис. 17. Зависимости максималь-
ной скорости ламинарного рас-
пространения пламени различ-
ных топлив от процента замеще-
ния кислорода:
сплошные кривые — азотом и
штриховые кривые — углекислым
газом
4 Зак. 132
49
Д. И. Менделеев назвал жаропронзводительностыо топлива.
М. Б. Равич разработал методику использования этого парамет-
ра в теплотехнических расчетах [14].
СГОРАНИЕ В ЗАКРЫТОМ СОСУДЕ
Сгоранию гомогенной нетурбулизированной смеси в закрытом
сосуде, т. е. при постоянном суммарном объеме сгоревшей и не-
сгоревшей частей смеси, присущи особенности, представляющие
значительный интерес, так как в двигателях определенных типов
существуют условия, близкие в некоторых отношениях к усло-
виям сгорания в закрытом сосуде. Особенности сгорания в сосу-
де постоянного объема связаны прежде всего с увеличением
давления по мере выгорания горючей смеси, обусловленным по-
вышением температуры и расширением продуктов сгорания.
Основные закономерности сгорания в закрытом сосуде наибо-
лее наглядно проявляются при следующих допущениях: отсут-
ствии конвекции; равенстве теплоем-
костей сгоревшей и несгоревшей ча-
стей смеси; отсутствии теплообмена с
окружающей сосуд средой. Эти усло-
вия наиболее близки к действитель-
ным при сгорании в сферическом со-
суде. Рассмотрим физическую картину
распространения пламени в таком со-
суде при зажигании в центре (рис. 18).
Перемещение фронта пламени за вре-
мя Дт из положения а в положение b
можно условно разделить на две ста-
дии: сгорание некоторого слоя Дг( при
давлении ра', расширение сгоревших
газов Дгг-
Таким образом, линейная скорость перемещения фронта пла-
мени в сферическом сосуде (относительно стенок) &вл= (dr/dr)
складывается из двух составляющих
= «'„ + «'₽, ~ (20)
где wH — скорость пламени относительно несгоревших газов, т. е.
нормальная или фундаментальная скорость в данных условиях;
©р — скорость движения несгоревших газов (относительно стенок
сосуда), обусловленная расширением сгоревших, газов.
При расширении газы сжимают несгоревшую часть смеси,
температура которой изменяется при этом по адиабатическому
закону
k—I .
Т’несг — (р/Ро) fc • (21)
Учитывая сделанные выше допущения, можно выявить при-
ближенные соотношения между параметрами газа при сгорании
50
в закрытом сосуде, оценить скорости пламени и сгорания, а
также соотношения между давлением р, долей сгоревшей массы
т= (Afcr/Л^нач) и ее объемом щг= (Усг/Инач). Из допущения об
отсутствии теплообмена с окружающей средой следует, что сум-
ма химической и внутренней энергий газов, заключенных в за-
крытом сосуде, в любой момент остается неизменной, т. е.
hu + U0~hu(\—тсг)+U; U = Uo + mnhu,
где hu — теплота сгорания заключенной в сосуде смеси; Uo —
внутренняя энергия смеси перед зажиганием; тсг — доля сгорев-
шей массы в некоторый момент, которому сответствует давле-
ние р.
Из допущения о равенстве теплоемкостей сгоревшей и несго-
ревшей частей смеси (а следовательно, о независимости тепло-
емкости от температуры, так как для сгоревшей и несгоревшей
частей смеси температуры различны) следует, что
RU
р =---------.
VmCv
Принимая во внимание, что в начале сгорания р—ро и
тСг=0, а в конце сгорания р=ркоя и тсг=1, получим зависи-
мость давления в любой момент сгорания от доли сгоревшей
массы:
Р — Ро + (/>кон — Ро) ; т<г = ——;
Ркон Ро
Г Z „ X т (22)
р-- Ро |1 + — 1)тсг]
L \ Ро / J
Угол наклона прямой р(тсг) определяется степенью конеч-
ных повышений давления и температуры при сгорании всей сме-
си, которые зависят от свойств горючей смеси и начальных усло-
вий. При сгорании в замкнутом объеме и принятых допущениях
Ркон _ TjtOH _ [ | (23)
Po
Исследования по уточненным формулам, учитывающим раз-
личие теплоемкостей сгоревшей и несгоревшей частей смеси, по-
казали, что выражение (23) в обычных практических случаях
приводит к погрешности около 3%.
Связь между долей сгоревшей массы и ее объемом может
быть установлена по соотношениям, обусловленным адиабатиче-
ским сжатием несгоревшей части смеси при сгорании. Изменение
плотности несгоревшей смеси определяется выражением
1 тсг Z р \~fe~
1 t'cr \ Ро /
4*
51
где vCr= Ver/Vna4 — доля объема сосуда, занятая сгоревшей
смесью в момент, соответствующий давлению р.
Подставляя из выражения (22) значение р, получим
©о- = 1-----------l~Wcr_________ . (24)
Г / Ркон . \ Ik
Выражения (22) и (24), определяющие тсг(р) и псг(т), по-
зволяют по индикаторной диаграмме сгорания в закрытом сосуде
р(т) определить скорость распространения пламени. Вслед за
определением дапл можно также определить скорость wa по вы-
ражению (20).
Расчеты и эксперименты показали, что видимая скорость
пламени в закрытом сосуде ауПл примерно на порядок выше нор-
мальной скорости при нормальных условиях [21],. Такое увели-
чение даПл происходит в результате адиабатического расширения
сгоревших газов и увеличения wu в процессе сгорания вследствие
повышения Т. Однако влияние адиабатического расширения
превалирует. В данных экспериментах скорость пламени опреде-
ляли не по индикаторным диаграммам, а непосредственно заме-
ряли, так как некоторые из принятых при выводе выражения (24)
допущений приводят на практике к заметным ошибкам даже при
опытах со сферическими сосудами.
Одно из таких допущений — неизменная теплоемкость смеси
в процессе сгорания. Здесь неточность заключается не только в
пренебрежении разностью температур (а следовательно, и теп-
лоемкостей) сгоревшей и несгоревшей частей смеси (это не
может привести к большой ошибке при вычислении внутренней
энергии, так как температура несгоревшей части смеси в не-
сколько раз меньше температуры сгоревшей части), а в пренеб-
режении градиентом температур сгоревшей части смеси. Это ин-
тересное явление давно привлекло внимание исследователей.
Еще в 1906 г. В. Гопкинсов экспериментально обнаружил, что
по окончании сгорания гомогенной смеси, воспламенившейся от
точечного источника в центре закрытого сосуда, продукты сго-
рания имеют разную температуру у стенки и в центре сосуда
(в месте воспламенения). Наибольшая температура наблюдается
в месте воспламенения, а наименьшая — у противоположного
конца сосуда. Разность температур может достигнуть несколь-
ких сотен градусов, благодаря чему продукты сгорания снова
начнут светиться у источника зажигания в конце процесса сго-
рания. Это явление послесвечения получило название 1Махе-эф-
фекта [10]. Многие советские и зарубежные исследователи под-
робно изучали описанное явление, физическая сущность которо-
го раскрывается при рассмотрении энергетического баланса раз-
личных элементов (слоев) смеси в процессе сгорания. Условно
можно принять, что каждый элемент сгорает при постоянном
давлении, существующем в момент начала его сгорания, а затем
52
адиабатически расширяется, сжимая все остальные элементы
смеси, как сгоревшие, так и Несгоревшие. Элемент, сгоревший в
первую очередь, расширяется, отдавая энергию остальной смеси
при малом давлении, и воспринимает энергию от других элемен-
тов, сгорающих и расширяющихся позднее, при более высоком
давлении. Следовательно, элемент, сгорающий первым, получает
от остальных элементов больше энергии, чем отдает им, поэтому
температура первого элемента к концу процесса сгорания будет
выше, чем остальных элементов, сгоревших позже.
Приближенно подсчитать разность температур различных
элементов продуктов сгорания в конце процесса сгорания можно
по следующим формулам.
Температура первого элемента (у источника зажигания) до
воспламенения То; после сгорания (этого элемента)
Т1 начтСр| ^нач _ TomCp\l° = hu;
после сгорания последнего элемента смеси
к-1
КОН Tj нач (ркои1 Рцяц)
Температура элемента, сгорающего в последнюю очередь, до
воспламенения
k-i
Ti нач — ^0 (.PkoiiiPo) >
после сгорания последнего элемента (и всей смеси)
Т тС |^2кон______7\ тС |Г2нач — /> •
* 2 Koie't'-'plo 1 2нач//41-,р1о —»
+ ^нач^Ср^нач
^2 КОН - Y ‘
тС„\ 2кон '
Расчеты показывают, что разность температур по окончании
сгорания в точках начала и конца сгорания может достигать не-
сколько сот градусов.
Вследствие зависимости теплоемкости от температуры темпе-
ратурный градиент в продуктах Сгорания вызывает снижение
давления в конце сгорания по сравнению с достигаемым при рав-
номерном нагреве смеси. Однако практически как температур-
ный градиент, так и его влияние меньше подсчитанных по ука-
занным приближенным выражениям благодаря теплообмену с
окружающей средой и другим отклонениям от принятых допуще-
ний. В двигателе этот градиент меньше, чем в закрытом сосуде,
вследствие влияния движения поршня, но в некоторых случаях
с ним приходится считаться.
53
ТУРБУЛЕНТНОЕ СГОРАНИЕ
Предыдущие разделы касались сгорания покоящейся перед сго-
ранием или медленно движущейся (ламинарный поток) однород-
ной смеси. Характер сгорания существенно изменяется при тур-
булентном состоянии горючей смеси.
Если в ламинарном потоке вся горючая смесь движется как
единое тело, т. е. все частицы движущегося газа имеют одну
и ту же скорость, то при турбулентном движении (Re>2000) от-
дельные частицы движущегося газа обладают различной скоро-
стью, отличающейся от средней скорости потока как по величи-
не, так и по направлению.
Мгновенная скорость каждой частицы в данный момент скла-
дывается из средней скорости потока ауп и пульсационной турбу-
лентной скорости Шпул, которая может иметь как положитель-
ное, так и отрицательное значение. Турбулентные пульсации
значительно интенсифицируют перенос тепла и вещества, способ-
ствуют перемешиванию продуктов сгорания со свежей смесью
и существенно ускоряют этим сгорание. Практика подтверждает
это положение. Однако не только количественные соотношения,
но даже характер воздействия турбулентности на сгорание еще
не получил достаточно полного освещения. До сих пор нет уста-
новившейся общепринятой концепции процесса турбулентного
сгорания.
В 1940—1947 гг. Г. Дамкелером и К. И. Шелкиным [24] бьиГи
выдвинуты представления о характере воздействия турбулентно-
сти на сгорание. В основе этих представлений лежало различие
воздействия мелкомасштабной и крупномасштабной турбулент-
ности. Турбулентность, масштаб которой намного меньше шири-
ны зоны сгорания (мелкомасштабная), увеличивает перенос
тепла и вещества внутри зоны сгорания, расширяет эту зону и
повышает нормальную скорость сгорания. Турбулентность, мас-
штаб которой больше ширины зоны сгорания (крупномасштаб-
ная), согласно этой концепции не воздействует на ширину зоны
сгорания, а лишь искривляет, «разлохмачивает» фронт пламени,
увеличивая его поверхность. На каждом участке этой искривлен-
ной турбулентными пульсациями (но неразрывной) поверхности
происходит сгорание с .нормальной скоростью, соответствующей
условиям сгорания в каждый данный момент при учете воздей-
ствия мелкомасштабной турбулентности на ширину зоны и нор-
мальную скорость.
Эта концепция выдвигает положения, имеющие большое
практическое значение. Важнейшее из них сводится к тому, что
при интенсивной крупномасштабной турбулентности скорость
распространения пламени определяется лишь пульсационной
турбулентной скоростью и, следовательно, не зависит от нор-
мальной скорости, т. е. от химических факторов (состава смеси,
вида топлива и т. п.). Турбулентное сгорание в данном случае
54
j
. <. уподобляется ламинарному, происходящему на искривленной
неразрывной поверхности, поэтому данная схема получила на-
звание схемы поверхностного горения.
В противовес этой концепции Д. Соммерфильдом, Е. С. Ще-
тниковым и др. выдвинута концепция объемного турбулентного
сгорания, согласно которой сгорание в турбулизированной среде
происходит в процессе интенсивного массообмена и теплообмена
между отдельными молями сгоревших газов и свежей смеси в
зоне реакции. Иными словами, предполагается сгорание не на
поверхности фронта пламени, а на поверхностях отдельных тур-
булентных молей в процессе перемешивания свежей и сгоревшей
смеси [25].
А. С. Соколик, ранее поддерживавший и развивавший тео-
рию Дамклера-Щелкина, в своих последних работах [21] пред-
ставляет турбулентное сгорание как процесс последовательного
или пульсирующего воспламенения, при котором турбулентное
перемешивание свежего газа с ионизированными горячими про-
дуктами сгорания приводит к возникновению в элементарном
объеме воспламенения и к’последующему угасанию.
Несмотря на различие концепций механизма турбулентного
сгорания, а также на трудности его экспериментального исследо-
вания, установлены некоторые основные положения, подтверж-
денные экспериментально. Первое — значительное ускорение
сгорания благодаря влиянию турбулентных пульсаций. Второе —
большое расширение зоны сгорания. Наиболее наглядно расши-
рение зоны сгорания под влиянием турбулентности проявляется
при наблюдении за факелом сгорания гомогенной смеси, выхо-
дящей из бунзеновской горелки. Если при ламинарном вытека-
нии смеси из горелки зона сгорания ясно очерчивается светя-
щейся конусообразной поверхностью, то при турбулентном пото-
ке смеси в горелке наблюдается значительно расширенная зона
сгорания [22].
Существенное значение имеет влияние турбулентности на
* процесс формирования пламени. При точечном зажигании этот
процесс состоит из двух стадий: собственно зажигания (воспла-
’ менения небольшого объема сме-
си) и формирования очага пла-
мени.
, Н. Н. Загрязкин [8] дает следую-
щую наглядную схему развития про-
цесса сгорания при вынужденном за-
жигании в турбулентном потоке
(рис. 19). В период I с очень боль-
шой скоростью выделяется неболь-
шое количество тепла. В период II
происходит формирование очага (яд-
ра) пламени, способного к дальней-
шему самопроизвольному распрост-
Рис. 19. Схема развития процесса
сгорания при точечном (искровом)
зажигании
55
ранению. Скорость подвода тепла на развитие процесса сгора-
ния, т. е. всего выделившегося тепла за вычетом теплоотдачи в ок-
ружающую среду и тепла, бесполезно рассеивающегося на этом
участке, невелика. Период /// — основная фаза сгорания, при ко-
торой с большой скоростью происходит выделение основного ко-
личества тепла.
Влияние турбулентности на периоды /, // й /// существенно
различно. Скорость тепловыделения в период III основного сго-
рания существенно увеличивается по сравнению со скоростью
ламинарного сгорания. Наоборот, скорость тепловыделения в
периоды / и II под влиянием турбулентности снижается вследст-
вие повышения теплоотвода от зоны воспламенения. Особенно
значительным и важным является увеличение периода // фор-
мирования очага пламени под влиянием турбулентности. При
зажигании покоящейся смеси (или в ламинарном потоке) период
// невелик и стабилен, а при турбулентном сгорании величина и
роль этого периода существенно меняются. Об этом, в частности,
свидетельствуют опыты А. С. Соколика и В. П. Карпова по ис-
следованию турбулентного сгорания в бомбе постоянного объема
[21]. Эти исследования показали, что при сгорании турбулизиро-
ванной гомогенной смеси возможно затухание пламени, охватив-
шего до 30% объема и 15% массы заряда, чего не наблюдается
при сгорании нетурбулизированной смеси.
Фотографии, регистрирующие развитие очага турбулентного
пламени, показывают, что в период // этот очаг далек от сферш
ческой формы, наблюдающейся при сгорании нетурбулизирован-
ной смеси. Развитие первичного очага пламени в период II при
турбулентном сгорании происходит не благодаря постепенному
увеличению радиуса сферы, а в виде беспорядочных выбросов,
напоминающих протуберанцы. Эти выбросы значительно увели-
чивают отношение поверхности пламени к его объему и повы-
шают теплоотдачу. В-результате теплоотвод из зоны реакции
может превысить теплоподвод даже при охвате пламенем зна-
чительной части объема заряда и пламя затухает, как это пока-
зано штриховой линией. Лишь в том случае, когда за период //
формирования пламени его очаг приобретает достаточно ком-
пактную форму, обеспечивается переход к быстрому сгоранию
основной массы заряда.
Описанная особенность турбулентного сгорания на стадии
формирования очага пламени, способного к самопроизвольному
распространению, имеет большое значение для процесса сгора-
ния в поршневых двигателях.
ОСОБЕННОСТИ ПРОЦЕССА СГОРАНИЯ В ДВИГАТЕЛЕ
Одним из наиболее сложных видов турбулентного сгорания
является процесс сгорания в двигателе. К ч^слу его особенностей
относится неизотропность турбулентности, наличие направлен-
56
ных и неупорядоченных потоков (вихрей), изменение объема
камеры сгорания в процессе сгорания, сложность конфигурации
камеры сгорания и др. Однако многолетней практикой установ-
лены важные экспериментальные факты, позволяющие оценить
технические проявления влияния турбулентности на сгорание в
двигателе.
Это прежде всего то, что средняя скорость сгорания смеси
в двигателях (определяемая по продолжительности процесса
сгорания) примерно на порядок больше, чем скорость сгорания
нетурбулизированной смеси в закрытом сосуде. Следующим важ-
ным фактом является сохранение почти неизменной относитель-
ной продолжительности видимого сгорания (в градусах угла по-
ворота коленчатого вала, см. рис. 9) в двигателе при увеличе-
нии частоты циклов (частоты вращения коленчатого вала).
Это говорит о том, что средняя скорость видимого сгорания
увеличивается примерно пропорционально частоте циклов под
влиянием турбулентности. Благодаря этому удалось создать
высокооборотные и, следовательно, легкие современные двигате-
ли с искровым зажиганием.
Г. Рикардо [16], впервые предложивший разделить процесс
сгорания в двигателе с искровым зажиганием на две фазы
финд=фи-с и фЕпд=<рс-2 (см. рис. 9), показал, что фвид с увеличе-
нием частоты вращения коленчатого вала не изменяется (сред-
няя скорость видимого сгорания увеличивается пропорционально
частоте вращения), а фипд с увеличением частоты вращения воз-
растает (средняя скорость сгорания остается на протяжении
этого периода неизменной). Для компенсации увеличения финд
при повышении частоты вращения необходимо соответственно
увеличивать угол опережения зажигания 6 (в градусах поворота
коленчатого вала до в. м. т.).
А. С. Соколик дал принципиальное объяснение этих фактов,
указав, что в индуктивном периоде, когда очаг сгорания не-
велик, на него воздействует лишь мелкомасштабная турбулент-
ность, расширяющая зону сгорания и несколько увеличивающая
нормальную скорость. Крупномасштабная турбулентность в на-
чальный период лишь переносит очаг сгорания целиком. В пе-
риод видимого сгорания крупномасштабная турбулентность ока-
зывает решающее влияние на ускорение сгорания. Из этой же
концепции следует, что на продолжительность видимого сгора-
ния не должны оказывать влияния химические факторы, напри-
мер нормальная скорость, зависящая от рода топлива и состава
смеси.
Действительно, некоторые ранние опыты с бензиновыми дви-
гателями показали, что продолжительность видимого сгорания
не зависит от коэффициента а. Однако при использовании га-
зового топлива, допускающего значительно большее, чем бензин,
обеднение смеси, эти данные не подтвердились. На рис. 20
57
Рис. 20. Параметры сгорания и рабочего
процесса в двигателе ГАЗ (п=1500 об/мин);
сплошные кривые — при работе нА бензи-
не, штриховые кривые — при работе на
природном газе
показано изменение продолжи-
тельности индуктивного перио-
да и периода видимого сгора-
ния (до ртах) в ЭВТОМОбИЛЬНОМ
двигателе ГАЗ при питании его
бензином и природным газом.
Отчетливо прослеживается, что
Фвид при работе на бензине и
прочих равных условиях мень-
ше, чем при работе на при-
родном газе. Кроме того, с
обеднением смеси <рВид возра-
стает. Это увеличение при ра-
боте на бензине незначительно
и обнаруживается лишь при
приближении к допустимому
пределу обеднения, а при ис-
пользовании газа — достаточ-
но заметно.
Объяснение, данное при рас-
смотрении этих опытов, связы-
вали с шириной зоны сгорания
в двигателе. В начале воспла-
менения эта ширина определя-
ется нормальной скоростью, а
1
<
по мере развития процесса сгорания — прогрессивно увеличива-
ется под влиянием турбулентности. Это определяет большую
продолжительность видимого сгорания при обеднении смеси или
при переходе от бензина к природному газу, имеющему меныпую
нормальную скорость (см. табл. 6). Эти объяснения в значитель-
ной мере умозрительны, так как фактические данные о ширине и
характере развития зоны сгорания в двигателе на тот период
времени были крайне скудны.
Изучение этого и других вопросов, связанных с процессом
сгорания в двигателе газообразных топлив, было проведено во
ВНИИГАЗе на специальной установке, имеющей оригинальные
особенности [4].
Установка (рис. 21) включала экспериментальный одноци-
линдровый газовый двигатель (S/D = 104/102; е= 10,55), осна-
щенный специальной головкой с удлиненной плоской (по верти-
кали) камерой сгорания, ограниченной с двух сторон круглыми
пластинами из оптического стекла (рис. 22). Такая конструкция
головки дала возможность наблюдать за распространением зоны
сгорания на значительном участке ее перемещения от свечи до
поршня. Относительно небольшая ширина и простая форма ка-
меры существенно упрощают определение объема, охваченного
пламенем, а также объемов полностью сгоревшей и несгоревшей
частей заряда. Для поддержания стабильного теплового состоя-
I
58
Рис. 21. Схема установки для исследования процесса сгорания:
/ — воздух; II — газ; III и IV — отработавшие газы; 1 — одноцилинд-
ровый двигатель; 2— свеча зажигания; 3— кварцевые пластины;
4 — кинокамера; 5 — шл ирен-установка; 6— газовоздушный смеси-
тель; 7 — газоотборочный клапан; 8—осциллограф; 9— электродви-
гатель
ния двигателя в его рубашке циркулировала жидкость, нагретая
до необходимой температуры. Газовоздушную смесь подавали
в двигатель через смеситель, представляющий собой диффузор
с центральной газовой форсункой (см. рис. 21).
Эксперимент заключался в синхронном индицировании и
шлирен-кинорегистрации процесса сгорания. Вал двигателя при-
водился во вращение с заданной частотой вращения электродви-
гателем постоянного тока. Затем устанавливали расходы воз-
Рис. 22 Схема камеры сгорания:
А — продукты сгорания; Б — зона сгорания; В — поверхность
пламени; Г — несгоревшая смесь; R — нижняя граница кварце-
вого окна камеры
59
РИС. 23. Кинограммы развития процесса сгорания метаио-воздушных смесей при ^50^/ми>ц под кажды^^
соответствующий угол (в градусах поворота коленчатою вала от в. м. т.), а справа—давление в цилиндре г» /
0-а-Ю 0-1Г б-а-1,89 0=25-”; / -момент и появления искры; //-момент с отрыва кривой сгорания от кривой сжатия, III -
а а i.u, о и.о a i,t»,v , Е. м. т.;/у— момент z максимального давления цикла
духа и газа, обеспечивающие нужный состав смеси. Цилиндр
двигателя и камеру сгорания продували газовоздушной смесью,
чтобы в них не оставалось никаких продуктов, кроме смеси за-
данного состава. После установления режима нажатием кнопки
одновременно включали зажигание, кинокамеру, осциллограф и
переключающее устройство, направляющее отработавшие за
один рабочий цикл газы в специальную камеру.
Скоростная кинокамера (до 4000 кадров в секунду) позво-
ляла получать на участке сгорания 20—40 снимков (рис. 23)
через т=0,2—0,4 мс, что соответствует при п=750 об/мин про-
межуткам в 1,35—1,5° поворота коленчатого вала. По кинограм-
ме определяли расстояния Дил и Rcr, пройденное соответственно
передней и задней границами зоны горения (см. рис. 22). Эти
расстояния приравнивали к радиусам сфер, ограничивающих
поверхности, равновеликие по площади запланиметрированным
поверхностям соответствующих границ зоны горения. Ширину
зоны горения б определяли как разность б=7?Пл—Rcr- Простран-
ственные скорости перемещения соответственно передней и зад-
ней границ зоны горения составили Шпл = Л/?пл/Ат и шСг=
=АДСГ/Ат. По данным о Run и /?сг определяли геометрические и
относительные объемы охваченной пламенем опл и несгоревшей
Пнесг частей заряда, а также объем зоны сгорания о3= Vs/K-w-
По индикаторной диаграмме строили характеристику актив-
ного тепловыделения С (<р), которая служила для приближенного
определения характеристики выгорания тСг(ф). Момент оконча-
ния выгорания топлива определяли построением кривой p(V)
в логарифмических координатах и графическим определением
точки перехода кривой сгорания в прямую расширения — поли-
тропу с прасш=const 1101. Многочисленные построения такого
ряда показали, что момент mcrmax расположен очень близко
к моменту Стах (см. рис. 9), поэтому окончание выгорания отно-.
сили к Стах- Отсюда для момента Стах было справедливо условие
Стах "Т А/Цнед -ф <7П01 — 1
Долю недогоревшего топлива ДШнед определяли аВализом
отработавших газов. Текущее относительное значение сгоревшей
массы
тсг<? — ('•ip /чтах) Щсгтах •
Массу несгоревшей части заряда определяли из допущения
о политропическом сжатии несгоревшей части заряда расширяю-
щимися продуктами сгорания:
И, (Ру \ЗГ“
^несго — ^несг? ,, I I сж >
Vc \ Рс )
где рс, ру , Vc и V? — соответственно внутрицилиндровые дав-
ления и объемы в момент с (отрыв линии сгорания от линии
сжатия на индикаторной диаграмме) и в текущий момент <р.
62
Для определения доли сгоревшей массы заряда, находящей-
ся в зоне сгорания, допускали, что. плотность этой доли и массы
сгоревшей части газа, находящейся позади зоны сгорания, оди-
наковы. При этом относительный объем всей сгоревшей массы
определяли из аналогичного предыдущему уравнения
^’сг? — 1 0 tnQT^ )
сж .
Рис. 24. Зависимости, характеризующие процесс сго-
рании метано-воздушной смеси в двигателе при л =
= 750 об/мин и а=1
Рс
Р-о
Доля сгоревшей массы, находящейся в зоне,
_ 1’сг.3
^ст.з — /»сг •
Пег
Скорость выгорания (массовая)
Атсг
Динамика процесса сгорания на протяжении рабочего цикла,
определена при обработке кинограммы, показанной на рис. 23
(метан; а=1; п = 750 об/мин), и соответствующей индикаторной
диаграммы (рис. 24). По кинограмме видим, что сразу же после
> искры с очень малой
задержкой начинается
| быстрое распростране-
J, ние достаточно четко
| очерченной зоны неод-
| породности (белая зо-
I на), которую назовем
д. зоной горения (кадры
'(6—13, см. рис. 23).
£ Скорость распростра-
1 нения передней поверх-
ЙНОСТИ этой зоны к мо-
менту отрыва индика-
торной диаграммы от
X линии сжатия — расши-
рения достигает 22 м/с.
К этому моменту зона
горения охватывает
t 5,5% объема заряда, а
выгорело лишь около
, 1,8% массы заряда.
Скорость Шпл продол-
жает возрастать при-
мерно До охвата пламе-
нем половины объема
заряда (wпл max
“=35,3 м/с), а затем на-
63
чинает снижаться. На участке с — R средняя скорость wnn-cp=
= 31 м/с. К концу этого участка пламенем охвачен уже 81 % объ-
ема заряда, включающий полностью сгоревшую часть заряда, а
также зону горения, однако выгорело лишь 14% массы.
Примерно через 2 мс после искры (7,5—8° поворота колен-
чатого вала) на кадре 11 (см. рис. 23) в районе свечи появляется
и начинает распространяться зона полностью сгоревшей смеси
(на снимках черная зона). Скорость распространения черной
зоны (Wcr) значительно меньше скорости а!пл и ее нарастание
происходит медленнее. Однако wc.r продолжает возрастать после
того, как йупл проходит максимум. Своего максимального значе-
ния wcr достигает при <р = 4,5° после в.м.т. К этому моменту выго-
рает более половины массы заряда.
Сопоставление скоростей распространения передней (юПл)
и задней (к.’сг) границ зоны горения указывает на резкое расши-
рение этой зоны на протяжении видимого участка сгорания.
К моменту охвата пламенем всего видимого объема камеры сго-
рания (/?пл=60 мм) ширина зо-
ны горения 6 = 32,7 мм (а=1).
К этому моменту пламенем было
охвачено более 81% объема заря-
да, но сгорело лишь (4% массы,
причем лишь 18,5% этого количе-
ства, т. е. 2,6% всей массы заряда,
находилось внутри зоны горения.
Таким образом, зона горения, за-
нимающая к рассматриваемому
моменту более 55% объема над
поршнем, на 96% состояла из нес-
горевшей смеси и лишь на 4% —
из сгоревшей. Это показывает, что
процесс сгорания основной массы
заряда завершается далеко поза-
ди так называемого фронта пла-
Рис. 26. Зависимости, характеризующие
влияние коэффициента избытка возду-
ха на параметры сгорания метано-воз-
душных смесей при п=750 об/мин
Рис. 25. Пространственные (относительно
стенок) и турбулентные (относительно не-
сгоревшей смеси) скорости передней (w
и задней (W ) границ зоны сгорания: и —
момент появления искры
64
• мени, который в данном случае идентифицируется с передней
. границей зоны горения. Сама же зона горения состоит в основ-
ном, из несгоревшей массы, в которой перемещается в разных
направлениях с высокими турбулентными скоростями небольшое
количество частиц, сгоревших (или горящих) газов.
Составляющие скоростей (рис. 25) распространения передней
и задней границ зоны горения были вычислены на основании
соотношения ajCT = wT + uip, где шСт — скорость относительно сте-
нок; шт— скорость (турбулентная) относительно несгоревшей
смеси; шр— скорость расширения газов вследствие сгорания, а
также перемещения поршня.
Скорость для передней и задней границ зоны горения вы-
числяли по кинограммам и индикаторным диаграммам в пред-
положении, что в промежутке между двумя кадрами кинограм-
мы сгорание некоторой доли заряда происходит при давлении,
соответствующем первому из двух рассматриваемых кадров;
затем это давление повышается до значения, соответствующего
второму кадру. Эти эксперименты показали, что для передней
границы зоны сгорания'скорость относительно стенок и турбу-
лентная скорость мало отличаются (^пл.т^^пл), а для задней
границы эти скорости существенно различны (шСг.т = (0,44-
4-0,6) wcr). Это подтверждает, что передняя граница не является
сплошным фронтом, а лишь границей проникновения горящих
турбулентных частиц. Задняя же граница является фронтальной.
То же самое показывают данные о пПл. Отпл, Осг и тсг, приведен-
ные ранее (см. рис. 24).
Влияние коэффициента а на сгорание было исследовано на
метано-воздушных смесях при п = 750 об/мин и а = 14-1,9
(<х=1,9— предел устойчивости процесса). Эксперименты
(рис. 26) подтвердили различное влияние а на величины началь-
' него (от и до с) и основного (от с до ртах) участков па индика-
торной диаграмме. Продолжительность начального периода
(фпнд, Гнид) с увеличением а от 1 до 1,9 возрастает с 4° поворота
- коленчатого вала (1 мс) до 16,5—24,5° (3,6—5,6 мс). Продолжи-
тельность основного периода меняется при этом лишь с 16 до 21°
поворота коленчатого вала.
Увеличение <р1гад с возрастанием а происходит в значительной
мере благодаря увеличению задержки воспламенения <рзад (точ-
нее этот период следует назвать периодом формирования разли-
чимого начального очага), которую определяли по кинограммам
как период между искрой и появлением различимого очага
пламени.
Если при а=1 угол <р3ад = 0,15° (0,033 мс), то при а=1,9угол
<рзад=44-8,5° (1—2,1. мс). Наглядно эта разница видна при
сопоставлении кинограмм рис. 23,а (а=1) и 23,6 (а=1,9).
В первом случае различимый очаг появляется уже на следую-
щем после искры кадре, а во втором —- только через 4—8 кадров.

Доля массы заряда triCT_c, выгоревшей к моменту с (см.
рис. 22—24), возрастает при обеднении смеси от 0,018 при а=1
до 0,0254-0,03 при а=1,9, что, очевидно, объясняется уменьше-
нием теплоты сгорания смеси при ее обеднении. Массовая ско-
рость -выгорания на участке и — с, равная Wmcpi, весьма неве-
лика и уменьшается при обеднении смеси, так Как финд увеличи-
вается быстрее тсг.с-
• С обеднением смеси значительно уменьшается скорость рас-
пространения передней границы зоны горения. На начальном
участке и — с скорость wnn.cpi уменьшается с 16,3 м/с при а=1
до 10,4 м/с при а=1,9, а на участке с — R скорость и>пл-сР2 сни-
жается с 31 до 16,5 м/с. Средняя скорость распространения зад-
ней границы зоны горения на том же участке с — jR уменьша-
ется с обеднением смеси в меньшей степени, чем и>Пл ср-
Экспериментально подтвердилось предполагавшееся ранее на
основании анализа индикаторных диаграмм заметное увеличение
ширины зоны горения 6 при обеднении смеси. К моменту охвата
пламенем видимой части камеры сгорания (/?Пл-тах), составля-
ющей 80—82% объема всей камеры, 6 o=i =32,7 мм, a 6o=i,9 =
=50,7 мм. К этому моменту при всех составах смеси доля сго-
ревшей массы тсг=0,144-0,15. Средняя скорость и>сг.сР распро-
странения задней границы зоны горения на участке с — jR сни-
жается с обеднением смеси. Эти два противоречивых факта
объяснимы, если рассмотреть структуру зоны горения. С обедне-
нием смеси относительная доля сгоревшей массы, находящейся
внутри зоны горения тсгзМз, резко увеличивается (рис. 26).
Таким образом, по мере обеднения происходит некоторое пере-
распределение сгоревшей части заряда: уменьшается ее относи-
тельное количество за зоной и увеличивается — в зоне.
Анализ кинограмм сгорания смесей — близкой к стехиомет-
рической (см. рис. 23, а) и сильно обедненной (см. рис. 23,6) —
показывает, что значительное обеднение в определенной мере
видоизменяет характер процесса сгорания, во всяком случае на
начальном участке. При а=1,9 перемещение передней границы
зоны горения происходит значительно медленнее (кадры //—30)
и с большей задержкой (кадры 2—10), чем при а=1 (см.
рис. 23,а). Однако характер этого перемещения также близок
к сферическому.
Характер же распространения зоны выгорания (черная зона)
при а=1,9 и а= 1 существенно различен. Если при а=1, зона
выгорания распрострЛГяется от свечи .зажигания примерно
так же, как зона горения, т. е. это сплошная сферически распро-
страняющаяся зона, то при а=1,9 зона выгорания проявляется
впервые значительно позже того, как зона горения (белая зона)
охватит всю видимую часть камеры сгорания (кадр 33,
см. рис. 23,6). При этом зона выгорания появляется в виде не-
скольких разрозненных очагов не у свечи, а ближе к центру ка-
меры сгорания, откуда эти очаги распространяются во все
66
Рис. 27. Индикаторные диаграммы при сго-
рании метана (п—750 об/мии):
а и б — моменты зажигания смесей соот-
ветственно первой и второй; 1— а—1; 2—
а-1,89
затягивается и к концу сгорания
J ^тороны, в том числе и в сторо-
жу. свечи, пока не охватят всю
камеру сгорания двигателя
(кадры 34—43).
Неравномерность сгорания,
проявляющаяся в неидентично-
сти рабочих циклов, заметна
при а>1,6. На рис. 27 приве-
дены образцы индикаторных
диаграмм при а=1 и а=1,9.
Сопоставляя эти диаграммы, а
также соответствующие кино-
граммы, видим, что затягива-
ние сгорания обедненных сме-
сей происходит главным обра-
зом на начальном участке и — с,
в результате чего основной
участок с — ртж сдвигается,
период догорания (после Ртах)
индикаторные диаграммы-сходятся.
В результате сдвига по фазе основного участка при затягива-
нии сгорания возрастают потери из-за теплопередачи и умень-
шается эффективность использования выделившегося активного
тепла. Вследствие этого индикаторный КПД снижается на
7—8%.
Значительное химическое недогорание Ашнед является следу-
ющей важной особенностью сгорания сильно обедненных мета-
йо-воздушных смесей. Как показано ранее (см. -рис. 26),
ДщНед=^3,5—4% (определено анализом выпускных газов) при
а=14-1,3, а при а=1,9 значение Атнед=17%. Столь заметное
увеличение Атнед при значительном обеднении метано-воздуш-
ной смеси не может быть объяснено уменьшением пространствен-
ных скоростей распространения зоны горения, так как это умень-
шение далеко не столь велико, чтобы не дать завершиться про-
цессу выгорания топлива в течение цикла.
Причина столь существенного возрастания Атнед при значи-
тельном увеличении а выясняется при рассмотрении кинетики
сгорания метано-воздушных смесей по приближенным уравне-
ниям (23), полученным Г. И. Козловым. На рис. 28 приведены
результаты расчета продолжительности двух стадий сгорания
Метано-воздушных смесей в условиях, приближающихся к имев-
шим место в описываемых экспериментах. На координате вре-
мени нанесены отметки в градусах при п=75() об/мин. Как ви-
Дим, при температуре горения 1500—1600 К продолжительность
Цервой стадии окисления СН4 до СО, которая в рассматриваемом
случае является лимитирующей, достигает 45° поворота колен-
чатого вала. Следовательно, при такйх температурах скорость
Выгорания лимитйруется не физическими факторами тепло- и
5* 67
Упри 1дт t,c
П=150
Рис. 28. Продолжительность двухфазного окисления метано-воздушной смеси в зависи-
мости от температуры сгорания:
а — а =“1,0; б — а=1,5; в — а=1,9; 1 — СН4-> СО; 2— СО ->СОг; 3— при р=20 кгс/см2,
4 — при р=27,5 кгс/см2; 5 — при р=35 кгс/см2; 6 — при р=45 кгс/см2; 7 — при р= 12 кгс/см
массообмена, связанными в основном с турбулентностью, а хими-
ческими — скоростью химической реакции.
Важной особенностью сгорания в двигателях является сни-
жение температуры сгорания (для сгоревшей в данный момент
части заряда) в ходе процесса под влиянием движения поршня.
Очевидно, что это понижение тем больше, чем сильнее затяги-
вается сгорание. На рис. 29 приведены результаты приближен-
ных расчетов (по данным индикаторных диаграмм) изменения
температуры сгорания в ходе процесса в экспериментальном дви-
гателе для метано-воздушных смесей различного состава. Тем-
пература сгорания
Т’сг =---[Лр----(1 отсг) 7несг]>
тсг
где Тер — осредненная по уравнению состояния температура
газа; Тпесг-—температура несгоревшей части заряда, определяе-
мая на основании допущения о политропическом сжатии несго-
ревшей части заряда продуктами сгорания; Тнесг= Тс(р,.!рс) сж'
Как видим, при значительном обеднении метано-воздушной
смеси температура горения снижается до критической величины
При значительном обеднении смеси уменьшение температуры
вследствие снижения теплоты сгорания заряда усугубляется ее
понижением в хода процесса, так как выделяющееся при сгора-
нии тепло недостаточно для компенсации уменьшения внутрен-
ней энергии при расширении заряда вследствие движения порш-
ня. При этом замедление реакции и снижение температуры
взаимно ускоряют друг друга. В результате часть заряда выбра-
сывается с отработавшими газами в несгоревшем виде, между
тем как сгорание остальной (сгорающей ранее при более высо-
ких температурах) части заряда происходит с достаточно боль-
шими скоростями и полнотой.
68
Рис. 29. Температуры сгоревшей и несгоревшей частей метано-воздушного за*
ряда при п=750 об/мин:
1 — а=1; 2 — а=1,57; 3 — а= 1,9
Изменение частоты рабочих циклов в двигателе при измене-
нии частоты вращения его коленчатого вала приводит к измене-
нию двух важных параметров: времени, отводимого на соверше-
ние цикла, и скорости движения заряда в цилиндре. Последняя
в значительной мере зависит от струйной скорости на выходе из
впускных клапанов, которая в процессе сжатия переходит в
пульсационную и вихревую скорости турбулентного движения
газа. Эти скорости пропорциональны п в об/мин.
Усиление турбулентности при возрастании п приводит к уве-
личению пространственных и массовых скоростей сгорания
(рис. 30). Однако это увеличение неодинаково для различных
Участков. На первом участке тНач возрастание скоростей значи-
тельно меньше, чем на втором (от точки с до z, см. рис. 22—24)
69
Рис. 30. Зависимости, характеризующие
влияние скоростного режима на параметры
сгорания метано-воздушных смесей: сплош-
ные кривые — при а=1, а штриховые — при
а» 1,55
н оно не компенсирует
уменьшения продолжитель-
ности цикла. В • результате
относительная величина это-
го участка в градусах пово-
рота коленчатого вала за-
метно увеличивается с повы-
шением п. Особенно это уве-
личение заметно при обед-
ненной смеси.
Отметим, что при измене-
нии п доля массы, сгораю-
щей на участке финД, остает-
ся 'неизменной и равной
2—2,5%.
На участке видимого сго-
рания (с — z) увеличение
скоростей сгорания с возрас-
танием п более существенно
и в значительной мере ком-
пенсирует уменьшение про-
должительности цикла. При
повышении п с 250 до
750 об/мин <рвид изменяется
всего лишь с 13 до' 16° при
сс= 1, а при а=1,55 измене-
п от 400 до 750 об/мин
ние
приводит даже к некоторому
уменьшению <рБид. Интенсив-
ность турбулентности влияет
также на ширину зоны сго-
рания 6, которая увеличива-
ется с возрастанием п. На обедненных смесях это влияние сказы-
вается в большей мере, что может быть объяснено большей
начальной шириной зоны.
Характерно влияние и на задержку воспламенения <рзад. При
а=1 величина <рзад остается практически неощутимой во всем
диапазоне изменения п. Однако при а=1,55 отмечается увеличе-
ние фэад. примерно пропорциональное повышению п, что указы-
вает на независимость продолжительности задержки (в мс)
от п. Для более пол1^о выявления влияния основных парамет-
ров топливовоздушной смеси на -характер сгорания были прове-
дены эксперименты с двумя составами метано-водородных сме-
сей: 1) СН4 = 0,52; Н2=0,47; 2) СН4=0,27; Н2=0,72. На рис. 31
показаны кинограммы сгорания второй смеси с различными
коэффициентами избытка воздуха (угол опережения зажигания
был близок к оптимальному при каждом а). На рис. 32 при-
ведены результаты экспериментов.
70
Увеличение содержания водорода в топливе вызывает: значи-
тельное повышение предела возможного обеднения смеси «max
(а также эффективного обеднения а 7]Zmax; заметное уменьшение
Удпирины зоны сгорания бд к моменту охвата пламенем видимой
участи камеры сгорания; увеличение скоростей распространения
йдередней (^пл) и задней (wCr) границ зоны горения; сокращение
Шаз сгорания по индикаторной диаграмме (фтатт и <рвид).
Ж Использование водородно-метано-воздушных смесей различ-
ного состава позволило установить связи между скоростями рас-
пространения зоны сгорания, шириной этой зоны в двигателе
(искровыми зажиганиями и основной физико-химической кон-
тантой сгорания топливовоздушной смеси — нормальной ско-
©стью сгорания (рис. 33). Эти связи можно аппроксимировать
ля исследованного случая приближенными выражениями
„„,0,22. . . _ .(0,3-0,38). » -.,—(0,3—0,36)
ОУпл.ср' ' , сУсг.срн > >
де оУпл.ср и оУсг-ср — средние скорости перемещения на участке
— R (см. рис. 24) соответственно передней и задней границ
оны сгорания, м/с; 6R — ширина зоны сгорания в конце этого
«участка, мм; пун— нормальная скорость, см/с.
|S, Из этого выражения следует, что хотя влияние на
.^видимые скорости сгорания а>Пл и ы>сг является ощутимым. Од-
ДЙако сокращение фаз сгорания по индикаторным диаграммам
Ари увеличении содержания Н2 в смеси (СН4+Н2) не является
Значительным, несмотря на заметное увеличение wH (см. рис. 32),
составляет: -
% WK , см/с ‘Рзад’ ‘РинД’ "Реид’
f-. СН4=100%; н2=о а=1,2 24 1 4,5 16,2
Д, СН4=100%; н2=о а=1,5 13 2,4 7,3 16,7
Ж' СН4=27%; Н2=72°/о а=1,2 72 0 3 13
Э СН4=27%; Н2=72% а= 1,5 60 0 4 13,8
Д -Эти данные имеют существенное практическое значение.
^Встречающиеся в литературе замечания о том, что скорость сго-
Йрания Н2 в двигателе втрое больше скорости сгорания бензи-
яра [47] лишены основания и осцованы, видимо, на соотношении
«нормальных скоростей сгорания, которое в двигателе не наблю-
Жается. Отметим, что сокращение продолжительности сгорания
-Й- двигателе при увеличении содержания Н2 в топливе происходит
Ойавным образом за счет начального периода <рИнд и в первую
|®чередь за счет задержки воспламенения <р3ад (периода форми-
рования видимого очага горения). Участок <рВиД сокращается
Кначительно меньше, однако вызывает некоторое увеличение
'max И Др/Дф (рис. 34).
Кинограммы показывают, что характер сгорания метана
|(см. рис. 23) и метано-водородных смесей (см. рис. 31) с учетом
71
-15,1,13,75
14
; r16,51;13,2
□ □□□□
У- -
-13,69;14,3 -12,28; 14,8 > -10,87; 15.61 46; 15,421 ‘
15 J6: ...17
^05; 17,4
Ш_____
-6fi4; 13,‘47'
5,23; 20,2
3,82;22,08.. -2,41;24,1
2 . ..__________________________________________ 23
-1,0-28,2
:24_______
' О^Г,28,4
1t82.;29,45
3,23;30f25 Vfi4;30,3 6fi5;3p^. 7,W;29,7
сдвига по а одинаков. При значительно обедненных смесях на
всех испытанных топливных композициях зона полного выгора-
ния появляется не у свечи (как при меньшем обеднении), а бли-
же к центру камеры сгорания. Характерно', что при работе
на всех топливных композициях предел устойчивости процесса
to is 2,0 л
Рис. 32. Зависимости параметров сгорания
метано-водородно-воздушных смесей от ко-
эффициента сс при п=750 об/мин:
сплошные кривые при СШу 100%, НгМ);
штриховые-при СН,-52_/о А,™ *н J/2%
штрнхпунктнрные — при Cru—z< л* 2 Л
при обеднении соответствует
WH=7=8 СМ/С, Wcr-cp2 —
= 14 м/с и 6П=45=50 мм.
Около этих пределов, т. е.
при сильном обеднении сме-
си, по-видимому, существен-
но видоизменяется механизм
сгорания, что проявляется в
двух следующих особенно-
стях сгорания сильно обед-
ненных смесей:
изменении структуры зо-
ны сгорания — при сильном
обеднении значительно (в
4—5 раз) в зоне увеличива-
ется доля сгоревшей массы;
перемещении зоны пол-
ного выгорания от свечи за-
жигания к середине заряда.
Это подтверждает спра-
ведливость замечания
Е. С. Щетинкова [25] о воз-
можности осуществления
различных механизмов сго-
рания в зависимости от ус-
ловий (в данном случае от
свойств горючей смеси).
Для близких к стехиометри-
ческой газовоздушных сме-
сей можно принять модель
Дамкелера — Щелкина
[24] — выгорание основной
массы топлива происходит
на сильно искривленной и
увеличенной под влиянием
турбулентности и вихрей
поверхности задней грани-
цы зоны горения. В этих
условиях внутри широкой
зоны горения можно выде-
лить сравнительно более
узкую, прилегающую к ее
задней границе зону выго-
74
Рис. 33. Зависимости пространственных ско-
ростей сгорания от нормальной скорости
при и=750 об/мин:
.1—CH4s100%, Н2=0; 2— СН4=52%, Н2=47%;
3—СН4=27°/о, Н2=72%
м/с, т. е. была примерно на по-
Этот факел, по-видимому, со-
брания. Для значительно
^.обедненных смесей более
^подходит модель «микро-
/объемного», пульсирующего
сгорания по Е. С. Щетникову
{25] и А. С. Соколику [21].
/ Сгорание при форкамер-
бно-факельном воспламене-
(иии исследовалось на опи-
Гсанной установке с форка-
I мерой объемом 3,6 °/о объе-
ма камеры сгорания двига-
ртеля. Форкамеру устанавли-
Г'вали в головке цилиндра
£ вместо свечи зажигания, а
^последнюю переносили в
.^верхнюю часть форкамеры.
t Кинограммы указывают
£на существенное изменение
^характера сгорания при
Й* форкамерно-факельном вос-
к-пламенении (рис. 35). Ско-
( рость, с которой факел про-
низывает основную камеру
сгорания, составляла 200—400
рядок выше скорости пламени.
Р стоит из разреженных турбулентных, сгоревших и горящих
частиц, а также продуктов неполного сгорания и несгоревших
тазов. На всех снимках на кадре, непосредственно предшествую-
щем выходу факела горящих газов, видна слабая неоднород-
ность, обусловленная выбросом из форкамеры первой дозы не-
сгоревшей смеси, вытесняемой горящими газами.
Распространение зоны горения (белая зона) при форкамер-
но-факельном воспламене-
дкгс/смг нии (после того как факел
- SO В.м.т. 30
• Рис. 34. Индикаторные диаграммы (п=»
«=750 об/мии) при обеднении, близком к мак-
симально допустимому;
аа б и в — моменты зажигания смеси соответ-
ственно /, 2 и 3; 1 —- СН4=1ОО°/о, Н2^0, а «'1.85;
2 — СН4=52%, Н2=»47%, а=2,45; 3 —СН4-27%,
Н2=72%, а=3,13
пронизал камеру сгорания)
происходит не от свечи, как
при обычном искровом зажи-
гании, а с противоположной
стороны — от поршня. Зона
полного сгорания (черная
зона) при богатых и мало
обедненных смесях также
распространяется от поршня
(рис. 35 а). При сильно обед-
ненных смесях (рис. 35, б),
как и при искровом зажига-
нии, зона, полного выгора,-
75
— _r. er-,--------------------- —------------жжН„ ч'^нпишсрпи-факельном воспламенении (/г=750 об/мин):
а — га-0,9; 5; б — га=2,285 (остальные обозначения такие же, как на рис. 23)
"И^^ЖИВЯИ

HOiIHQE
\,-^22‘11&> '
^20fi;l2,3
ю______
*•1
11,66; 29,7
-19,38;:12,8 -17,06; 13,3 -16,59; 13,8 ~15,12;16,9, -13,7;16,8 ~1?,28;15,35
П П СД
' *" "" *' ‘ " 0,92;'25,7
0,96;17Д;'' -8,03;'18,35 '^5^19,55, -5^;21А
18- .19'' Л; Ж. . %...............................................................................................
^22 , \«^23^
А
1,02;Ш . ' 3,39;30,3 .1^31,2 ' 'Ш231,6 ~ 7,6;31,7 Jfl2;31,9
7 ...... 27 ч V >"2Е • :29л •• ’? -•. . . 30 3> '
13,28:28,25 19,7;27,3

Ю,00;30,9
32'
Л,.

16,12;26,9 17,56; 25,15 18,96; 23,8 26,38:22,5 -2.1,8; 21,7
' ... 6).
р
Рис. 36. Зависимости параметров рабочего процесса от коэффициента а
(топливо-метаи; м=750 об/мии); сплошные кривые — при форкамерио-
факельном воспламенении, а штриховые — при искровом зажигании
ая появляется ближе к центру заряда одновременно
нескольких местах и распространяется во все стороны. Очевид-
з, и при форкамерно-факельном воспламенении, так же как при
зкровом, сильное обеднение смеси видоизменяет характер его-
При форкамерно-факельном воспламенении границы возмож-
но и эффективного обеднения смеси существенно сдвигаются
сторону более бедных смесей (рис. 36), что является основным
эеимуществом такой системы. При этом - существенно умень-
ается длительность периода сгорания с — рщ&х (см. рис. 24).
ачальный участок (от и до с) при форкамерно-факельном вос-
Рис. 37. Индикаторные диаграм-
мы при работе двигателя на ме-
тане (п=750 об/мин):
а и б — моменты зажиганий сме-
сей соответственно 1 и 2; / —
искровое зажигание, а=1,85;
2— форкамерно-факельное вос-
пламенение, « = 1,92
'8
пламенении остается неизменным при всех значениях а. Оче-
видно, для данного случая этот период определяется временем,
необходимым для того, чтобы пламя прошло путь от искры до
выхода из форкамеры. Этот путь составляет ощутимую часть
всего пути пламени от свечи до поршня. Ускорение сгорания при
форкамерно-факельном воспламенении приводит к заметному
увеличению ртах (рис. 37).
ДЕТОНАЦИЯ И САМОВОСПЛАМЕНЕНИЕ
Самые ранние исследования сгорания в трубах показали, что
при некоторых условиях скорость распространения волны сгора-
ния внезапно увеличивается от 5—10 м/с до 2000—3500 м/с. Сго-
рание с такими скоростями названо детонационным. Из самого
факта чрезвычайно высокой скорости распространения детона-
ционного сгорания, значительно превышающей скорость звука и
в сотни раз превышающей скорость обычного (бездетонационно-
го) распространения сгорания в той же среде, следует, что меха-
низмы распространения обычного и детонационного сгорания
принципиально различны. Механизм обычного распространения
пламени (ламинарного или турбулентного) при последователь-
ном воспламенении горючей смеси благодаря теплопроводности
и диффузии (молекулярной или турбулентной) при детонации
неосуществим, так как скорость детонации выше средней теп-
ловой скорости молекул (скорости звука).
Физической основой детонационного сгорания является вол-
на сжатия, распространяющаяся по газу со сверхзвуковой ско-
ростью и являющаяся результатом сгорания в ударной волне.
Таким образом, механизм детонационного распространения
сгорания сводится к воспламенению последовательных слоев
горючей смеси благодаря нагреву при сильном сжатии в удар-
ной волне. Механизм возникновения в трубе ударной волны до-
статочной крутизны по Я. Б. Зельдовичу заключается в пос-
тепенном ускорении фронта пламени вследствие прогрес-
сирующего его растяжения благодаря тормозящему действию
стенок.
Скорость детонационного сгорания очень слабо зависит от
аппаратуры и начальных условий (температура, давление), но
существенно зависит от состава смеси.
Значения скоростей детонации wR смесей некоторых газов
следующие:
Смесь Скорость, м/с Смесь Скорость, м/с
2Н2+О2 2821 С2Н2+1,5О2 2716
СН4+2О2 2146 СН4 + воздух 1600
С2Н4-|-ЗО2 2209 С2Н4 4- 2О2 + 8N2 1734
CsHi2+8O2 2371 С5Н12 + O2 + 24N2 1680
79
Наибольшее значение скорость wn достигает для Н2, а наи-
меньшее для СН4. Во всех случаях скорость детонационной вол-
ны в 5—7 раз больше скорости звука в той же среде (для СО —
в 3,5—4 раза).
Скорость, давление и температура детонационной волны свя-
заны определенными соотношениями, которые показывают, что
давление в детонационной волне примерно вдвое больше, чем
после сгорания при постоянном объеме, а температура выше
лишь примерно на 10% [21].
Сходные с детонацией явления — стуки были обнаружены
в самых первых карбюраторных (бензиновых, керосиновых) дви-
гателях. Однако в отличие от детонации в трубах стук в двига-
телях заметно зависел от аппаратурных условий. Интенсивность
этого стука и степень повышения давления (по индикаторным
диаграммам) при одном и том же составе смеси могут быть раз-
личны. На основе этих наблюдений, а также некоторых прибли-
женных измерений скорости сгорания при стуке в двигателе
общепризнанным (до 1936 г.) являлось мнение, что этот стук и
детонация — явления совершенно различные. В 1936 г. А. С. Со-
колик и А. Н. Воинов опубликовали результаты своих опытов по
исследованию стука в бензиновом карбюраторном двигателе,
противоречащие этому мнению [21]. Используя более совершен-
ную, чем применявшаяся ранее другими исследователями, аппа-
ратуру, А. С. Соколик и А. Н. Воинов обнаружили при фотогра-
фировании пламени в двигателе, работающем со стуком, типич-
ную детонационную волну, распространяющуюся со скоростью
около 2000 м/с.
Утверждение А. С. Соколика и А. Н. Воинова о том, что так
называемый стук в карбюраторном двигателе представляет со-
бой не что иное, как детонационное распространение пламени
в последней части заряда, долгое время оспаривалось большин-
ством исследователей. Однако эксперименты, проведенные
впоследствии К. Миллером и др. [21] при использовании высоко-
скоростной (до 500 000 кадров в секунду) шлирен-кинорегистра-
ции, подтвердили наличие в стучащем двигателе детонационной
волны, распространяющейся со скоростью ~2000 м/с. Обшир-
ные исследования, проведенные впоследствии А. Н. Воиновым
[1] на оригинальной установками фотографирования сгорания
в двигателе, обладающей высокой разрешающей способностью,
позволили более полно обрисовать картину протекания явления,
которое в настоящее время прочно приобрело название детона-
ции в двигателе.
В пятидесятых годах А. Н. Воинов показал, что термином
детонация в двигателях следует обозначать более широкий
круг явлений, чем явление собственно детонации. Эти явления
А. Н. Воинов характеризует термином взрывное или квазидето-
национное самовоспламенение [1]. Исследования А. Н. Воинова
показали, что при детонации в бензиновом карбюраторном дви-
80
гателе с искровым зажиганием в последней части заряда возни-
кают ударные волны, распространяющиеся в различных направ-
лениях с различными скоростями. При отражении от стенок, а
также при воспламенении «по пути» подготовленных объемов
смеси эти волны могут значительно усилиться и перерасти в клас-
сические детонационные (А. Н. Воинов подчеркивает роль стенок
в усилении ударных и образовании детонационных волн в дви-
гателе).
Процесс распространения и усиления ударной волны в дви-
гателе является весьма сложным и далеко не однообразным.
Характер этого процесса в каждом отдельном случае зависит от
конкретных сложившихся условий — направления и первона-
чальной скорости волны, состояния среды, через которую волна
проходит (эта среда является отнюдь не гомогенной как в физи-
ческом, так и в химическом отношении, так как включает несго-
ревшие, частично прореагировавшие и полностью сгоревшие
газы), а также от пристеночных условий.
Явления, обозначаемые общим названием детонация в двига-
теле, охватывают как действительную детонацию, так и появле-
ние ударных волн, не перерастающих в детонационные, но зна-
чительно (во много раз) ускоряющих сгорание последней части
заряда и вызывающих характерные для такого сгорания внеш-
ние проявления: резкий металлический стук, перегрев, снижение
КПД и мощности двигателя. Скорость сгорания при этом может
колебаться в широких пределах—-от звуковой до детонацион-
ной [1]. Так, при слабом стуке, показывает А. Н. Воинов, скорость
распространения ударных волн в продуктах сгорания составляет
1000—1200 м/с при скорости звука в них, равной 900 м/с. При
сильном стуке скорость ударных волн увеличивается до 1400—
1500 м/с в случае повышения давления в ударной волне в 1,4—1,5
раза.
Стук вызывают периодические отражения ударных волн от
стенок цилиндра, которые постепенно затухают при расширении,
и вызванные этими колебаниями вибрации стенок цилиндра. Пе-
регрев и, как следствие, снижение КПД и мощности двигателя
вызываются не повышением температуры при детонации (это
повышение сравнительно невелико), а значительным увеличе-
нием теплоотдачи в стенки при многократном отражении от них
ударных волн. Зачастую в результате этих отражений и перегрева
стенок цилиндра и его головки возникают преждевременные са-
мовспышки, в свою очередь, способствующие перегреву, жесткой
работе и снижению мощности двигателя. Такова специфическая
картина процесса детонации в двигателе. Хотя классическая де-
тонационная волна наблюдается далеко не во всех случаях,
наличие ударных волн является характерным признаком детона-
ционного сгорания как в трубе, так и в двигателе.
Процессы перерастания ударной волны в детонационную в
двигателе и трубе значительно отличаются друг от друга, но еще
6 Зак. 132 81
более отличны процессы образования ударных волн. Многочи-
сленные косвенные и прямые опыты показывают, что в обычном
бензиновом карбюраторном двигателе невозможно образование
ударной волны тем способом, который наблюдается в трубе, где
ударная волна возникает в результате прогрессивного ускорения
пламени. Фотографирование пламени в двигателе показало, что
возникновение детонации (стука) происходит в последней части
заряда впереди распространяющегося с обычной скоростью пла-
мени и не является результатом внезапного ускорения основного
пламени. Сложным и до конца нерешенным до сих пор является
вопрос о причинах этого воспламенения.
Неполнота объяснения возникновения взрывного горения в
последней части заряда бензинового двигателя чисто тепловыми
явлениями привела к возникновению в 30-х годах так называе-
мой «перекисной» теории. Согласно этой теории в последней
части заряда под влиянием сжатия фронтом пламени и повыше-
ния температуры образуются органические перекиси, типа
СООН. Образование органических перекисей является эндотер-
мической реакцией, а распад происходит с большим выделением
тепла. Если до охвата нормальным пламенем последней части
заряда произойдет накопление в ней достаточного (критическо-
го) количества перекисей, то происходит распад последних,
вызывающий объемное воспламенение последней части заряда,
приводящее к детонации. Последующие наблюдения подтверди-
ли связь возникновения детонации в бензиновом двигателе с
образованием перекисей в последней части заряда. Однако в том
виде, в каком перекисная теория детонации была выдвинута в
30-е годы, она не могла быть признана достаточной для полного
объяснения механизма возникновения детонации в . двигателе.
Действие перекисей не сводится просто к распаду, вызывающе-
му объемное воспламенение части заряда. Такая схема, приня-
тая в перекисной теории 30-х годов, не предусматривает образо-
вание ударной волны, являющейся необходимым элементом
начала детонационного сгорания.
Согласно исследованиям А. С. Соколика и А. Н. Воинова [1]
основой возникновения детонации в бензиновом двигателе явля-
ется многостадийное низкотемпературное воспламенение неко-
торого объема в последней части заряда перед пламенем.
Механизм такого воспламенения, вызывающего ударную волну,
включает в качестве первой стадии образование перед пламенем
перекисей, происходящее благодаря окислению углеводородов
при вызванных сжатием последней части заряда высоких темпе-
ратурах. Концентрация перекисей в последней части заряда
является неравномерной. В некотором объеме возможно образо-
вание критической концентрации перекисей. Такой объем само-
воспламеняется по низкотемпературному процессу, т. е. с после-
довательным очень быстрым прохождением холодного, голубого
и горячего пламени. Если объем такого ядра достигает достаточ-
82
ной величины, то его воспламенение приводит к образованию
ударной волны.
Как видим, имеет место принципиальное различие механиз-
мов возникновения ударной волны в трубе и в бензиновом дви-
гателе: в трубе причины образования ударной волны механиче-
ские, а в двигателе — химические.
Описанная схема возникновения и протекания детонации от-
носится к двигателям с искровым зажиганием, работающим на
бензине или на углеводородах, близких к бензину по своему
строению и составу. Именно на этих топливах проведено подав-
ляющее большинство исследований детонации в двигателях.
Значительно менее ясен вопрос о детонации в двигателях основ-
ных газообразных топлив: СН4, Н2 и СО. Детонация или, вернее,
детонационно-подобные явления в двигателях, работающих на
метане, возникают при значительно более высоких температурах
(или степенях сжатия), чем в бензиновых двигателях. В этом
случае создаются условия для предварительного расщепления
молекул СН4 с образованием активных частиц — радикалов, в
которых возникает так называемое голубое пламя, вызывающее
выделение до 40% тепловой энергии. Вслед за голубым пламе-
нем с очень малой задержкой следует тепловой взрыв. Таким
образом, голубое пламя (первая стадия высокотемпературного
воспламенения) является здесь тем химическим ускорителем,
который обусловливает возможность взрывного воспламенения
некоторого конечного объема в последней части заряда, что
ведет к образованию ударной волны.
Отметим, что экспериментальные данные о детонации метана
в двигателях очень скудны и непосредственных доказательств
приведенной выше схемы нет. Однако А. С. Соколик [21] указы-
вает на весьма убедительные косвенные доказательства, свиде-
тельствующие в пользу такой схемы. Практически в двигателях,
работающих на техническом метане (природном газе), инциато-
рами (стимуляторами) детонации (или детонационно-подобных
явлений) могут служить незначительные примеси тяжелых угле-
водородов и даже смазочного масла. Еще менее изучен вопрос о
природе возникновения и протекания детонации (или детонаци-
онно-подобных явлений) в двигателях, работающих на Н2 и СО.
Считалось, что для этих топлив невозможно выделить даже ста-
дию голубого пламени. Возникновение взрывного горения этих
топлив в двигателе объяснялось чисто тепловыми причинами
(тепловое высокотемпературное воспламенение некоторого ко-
нечного объема вблизи нагретой поверхности). Однако в послед-
ние годы эксперименты обнаружили низкотемпературное воспла-
менение водородно-воздушных смесей [39]. Причиной является
ионизация движущегося газа на поверхности стенки. В резуль-
тате этой ионизации образуются молекулярные ионы: Н2и выде-
ляется энергия. Молекулярный ион Н вступает в реакции с
нейтральными молекулами:
6* 83
Н2+ + Н2 -> Н3+ + Н ;
Н2+ + 02 -> Н02+ + Н ,
(25)
приводящие к образованию активных радикалов. Энергия акти-
вации реакций (25) невелика, а их скорость относительно высо-
ка. Накопление достаточного количества радикалов в пристеноч-
ном слое инициирует воспламенение смеси при температуре
меньше нижнего предела теплового самовоспламенения.
Детонационные свойства топлив, применяемых в двигателях
с принудительным зажиганием, обычно оценивают октановым
числом, определяемым на специальных одноцилиндровых уста-
новках [1]- в обычных автомобильных бензиновых двигателях,
для которых разработан и применяется метод оценки детонаци-
онных качеств бензинов по октановому числу, можно установить
приближенную зависимость допустимой по детонации степени
сжатия от октанового числа бензина. Так, при повышении окта-
нового числа с 80 до 90 степень сжатия е можно увеличить с
7,5 до 9, а при дальнейшем повышении октанового числа с 90 до
100 степень сжатия е — увеличить с 9 до 11 [1].
Для газовых топлив оценка детонационных качеств по окта-
новым. числам и ее связь со степенью сжатия является значитель-
но менее определенной (хотя и для бензинов она приближенна).
В табл. 6 приведены данные об октановых числах различных
углеводородов, полученные на стандартных установках по мо
торному методу. Обращает внимание малое отличие октановых
чисел метана и пропана, а на практике наблюдается значитель-
ная разница детонационных свойств этих топлив. На рис. 38 при-
ведены результаты определения допустимой (по детонации) сте-
пени сжатия еДет в экспериментальном одноцилиндровом двига-
теле Рикардо при его работе на метане и пропане [37]. Разность
допустимых еДет при прочих равных условиях составляет 3—4 еди-
ницы, в то время как минимальная разница октановых чисел по
некоторым данным всего лишь 2 единицы.
Отметим, что полученное Г. Ливингстоном минимальное зна-
чение октанового числа для СН4 (107) существенно меньше зна-
чений, указываемых другими^^следователями (115—120). Еще
менее определенные данные имеются о детонационных качест-
вах Н2. По шкале октановых чисел для водорода обычно указы-
вается цифра 45—70, однако по данным В. Анцилотти [30], полу-
ченным на стандартной установке моторным методом, октановое
число Н2 значительно выше.
Г. Керим и С. Клет провели обширное сравнительное иссле-
дование склонности к детонации и самовоспламенению воздуш-
ных смесей Н2, СН4, С3Нв и С2Н4 [34] на стандартном двигателе,
используемом для определения октановых чисел жидких топлив
[S/D= (114/82,5)] при режиме, близком к режиму моторного
метода (п=900 об/мин; Ам:=40оС). На рис. 39 показаны грани-
84
цы детонации и самовоспламенения Н2, СН$ и СзНв в зависимо-
сти от а и е (температура смеси на входе в двигатель 38°С).
В этих условиях СН4 не детонировал в широком диапазоне а при
е 5^ 15,5, СзНв — при e=s^8, а Н2 детонировал в широком диапазо-
не а при е^6.
Разноречивость данных о детонационной стойкости Н2, по-ви-
димому, связана с его большой склонностью к воспламенению.
Р. Кинг [44] показал, что поведение водорода в двигателе суще-
ственно зависит от чистоты камеры сгорания (отсутствия нагара
и выступающих кромок, гладкости поверхности), поэтому он
тщательно очищал все поверхности камеры сгорания. В таком
случае на одноцилиндровом двигателе можно было работать на
водороде без детонации при степени сжатия е, близкой к 14 и
стехиометрической смеси. Это подтвердили и наши опыты на
метано-водородных смесях, содержавших до 72% Н2 (см, рис.
31—33). Однако в реальных двигателях детонационно-пОдобные
явления проявляются на водороде при значительно меньших
степенях сжатия.
Ф. Лист, М. Лейкер, К. Кристоф и др. [32] на основе длитель-
ных исследований предложили пользоваться для оценки де-
тонационных качеств газооб-
разных топлив не октановой
шкалой, в которой детонацион-
ные качества изооктана приня-
ты за 100, гептана за 0 (для оп-
ределения антидетонационных
свойств топлив, у которых ок-
тановое число более 100 за эта-
лон принимают смесь пзоокта-
на с 1,59 мг/л тетраэтилсвинца,
для которой октановое число
равно 120,34), а метановую
шкалу, в которой за 100 при-
няты детонационные качества
Рис. 39. Зависимости границ самовоспламе-
нения и детонации от степени сжатия е
и коэффициента а:
сплошные кривые — границы самовоспла-
менения, а штриховые — границы детона-
ции топливовоздушиых смесей различных
газов
Рис. 38. Зависимость допустимой (по
детонации) степени сжатия е от
температуры входящей смеси (а=1):
1 __ метана; 2 — пропана
85
СН«, а за 0 — качества Н2. Таким образом, метановое число 75
соответствует антидетонационным свойствам смеси, состоящей из
75% (по объему) метана и 25% водорода. Для определения анти-
детонационных свойств газов, более стойких, чем метан, в качест-
ве эталона использовали смеси метана и углекислоты, добавка
которой оказывает сильный антидетонационный эффект. Мета-
новое число. 125 соответствует смеси, состоящей из 80% СН4 и
20% СО2.
Для различных газов метановые числа определяли на уста-
новке, близкой к стандартной, служащей для определения окта-
новых чисел, при и=900 об/мин, а=1, 0 = 15°, температуре воз-
духа перед двигателем 20°С и температуре охлаждающей жид-
кости на выходе из двигателя 80°С. Форма камеры сгорания в
использовавшемся двигателе (S/£>=92/96,8) была несколько
изменена по сравнению с той, которую применяют при опреде-
лении антидетонационных качеств бензинов — свеча сдвинута к
центру, камера сделана куполообразной (более близкой по фор-
ме к применяемой в газовых двигателях).
Метановые числа для различных газов [32] следующие:
Н2 ...................0 С3Н6...............20
С4Ню ....... Ю С4Н8...............21
С2Н4.................16 i-C4H8 ............27
С4Н,0................17 С3Н8...............34
С2Н6...................................... 44
СН4.......................................... 100
СН4=80%; СО2=20%............................ 120
Газ нефтепереработки (% по объему)
СН4= 10,43; С2Н6=26,3; С3Н6=38,42;
С4Н1о=13,4; Н2=11,4 ........................ 34,3/34,4*
Попутный нефтяной (% по объему)
СН4=49; С2Н6=19; С3Н6=32 .................... 35,4/33,4
Природный алжирскЯк(% по объему)
СН4=83; С2Н4=7,2; С3Н6=2,3;
п-С4Н|о=О,8; Ы2=6,1 ........................... 65/65,8
Природный австрийский (% по объему)
СН4=96,85; С2Н4=1,43; С3Н6=0,4;
Ь-С4Ню=0,09; (-С4Н,о=О,О9; С„Н„=0,3;
СО2=0.18; N2=0.55 .......................... 90/90
Природный СССР (% по объему)
СН4=95,01; С2Н6=2,62; СзН6=0,73;
п-С4Ню=0,15; C4Hid=0,22; СО2=0,36;
N2=0,54 ....................................... 82,5/82
Коммерческий бутан (% по объему)
С3Н6=13,4; С3Н8=0,9; 1-С4Ню—42,5;
п-С4Н10=42,5; С4Н8=0,4; С5Н12=0,3............ 14,5/15,5
* Данные в числителе определены экспериментально, а в знаменателе по-
лучены расчетом.
86
Рис. 40. Зависимости от давления сжатия [32] метановых чисел
(МЧ):
1 — водорода; 2 — t-бутана; 3 — коммерческого бутана; 4 — эти-
лена; 5 — изобутана; 6 — бутадиена; 7 — пропилена; 8 — р-бути-
лена; 9—t-бутилена; 10 — светильного газа; 11— угольного га-
за; 12 — пропана; 13 — этана; 14— окиси углерода; 15 — природ-
ного газа (СССР); 16 — природного газа (Австрия); 17 — метана,
18 — газа, содержащего СО2
На рис. 40 приведена зависимость метановых чисел газовых
топлив и соответствующих им предельных давлений сжатия. На
рис. 41 показана зависимость метановых чисел от степени сжатия
в использовавшемся двигателе при указанных условиях.
Исследование влияния различных факторов на метановое
число подтвердило известные данные о их воздействии на склон-
ность топлива к детонации в реальном двигателе. На возникно-
вение и протекание детонации влияют многие факторы, связан-
ные с состоянием рабочей смеси, конструкцией двигателя и ре-
жимом его работы.
Коэффициент а в смеси, наиболее склонной к детонации,
несколько меньше единицы. Обогащение и особенно обеднение
смеси уменьшают склонность к детонации. Разбавление смеси
остаточными газами (например, при уменьшении нагрузки сни-
жением наполнения) подавляет детонацию, так как продукты
сгорания оказывают антидетонационный эффект. Степень сжа-
тия, температура воздуха на входе в двигатель и степень надду-
ва относятся к практически наиболее важным в отношении
детонации параметрам двигателя. Увеличение значений всех
этих параметров вызывает повышение температуры и давления
в последней части заряда и,
следовательно, способствует
возникновению детонации.
С уменьшением опереже-
ния зажигания существенно
уменьшается давление пос-
ледней части заряда и пото-
му склонность к детонации
снижается. Увеличение час-
тоты вращения коленчато-
Рис. 41. Зависимость метанового числа (МЧ)
от степени сжатия
87
го вала двигателя заметно уменьшает его склонность к детона-
ции, так как при увеличении турбулентности существенно уско-
ряется распространение пламени и уменьшается время, отводи-
мое на преддетонационные процессы. Кроме того, усиление тур-
булентности само по себе затрудняет температурную неравно-
мерность ш образование детонационных ядер в последней части
заряда.
Сокращение пути пламени благодаря уменьшению диаметра
цилиндра, соответствующей форме камеры сгорания и располо-
жению свечи в ней, может также существенно повлиять на
склонность к детонации, так как ускоряет сгорание и сокращает
абсолютное и относительное время, отводимое на преддетона-
ционные процессы. Однако влияние этих конструктивных факто-
ров (как и некоторых других, например расположения клапанов)
является достаточно сложным, так как они связаны с другим
весьма важным в отношении детонации параметром: охлажде-
нием последней части заряда. В бензиновых двигателях так на-
зываемые клиновые камеры, введенные в практику Г. Рикардо,
оказываются выгодными в отношении детонации, несмотря на
увеличение пути пламени (от свечи до крайней точки камеры сго-
рания), благодаря усиленному охлаждению последней порции
заряда.
Особое значение имеет оценка антидетонационных качеств
газовых топлив, используемых в распространенных газовых дви-
гателяк с большим диаметром цилиндров и высоким наддувом.
Авторы метановодородного метода проверили его на двигателе
с п = 375 об/мин и S/D = 480/320. Метановые числа, определенные
для различных газов на этом двигателе, оказались на 10—20 еди-
ниц меньшими, чем определенные на двигателе с S/D—92/96,8 и
п=900 об/мин. Изменение метанового числа на 10 единиц экви-
валентно изменению е на 0,5—0,8,0 на 1—3° и температуры
воздуха на моде в двигатель на 10—14°С [32].
Другие исследования [20] детонации в газовых двигателях
большего диаметра показали их специфические особенности. На-
пример, состав смеси в этих двигателях оказывает значительно
меньшее влияние, чем в более быстроходных двигателях с ма-
лым диаметром цилиндров, а решающее значение имеет темпе-
ратура в конце сжатия. Для подавления детонации в этих дви-
гателях большое значение имеет организация смесеобразования
и зажигания.
Специфическими являются антидетонационные свойства га-
зодизельных двигателей и газовых двигателей с форкамерно-
факельным воспламенением. В этих газовых двигателях сгора-
ние протекает значительно быстрее, чем в двигателях с искро-
вым зажиганием, а кроме того, значительно расширяются
возможности обеднения смеси. Оба эти фактора способствуют
улучшению антидетонационных свойств. Однако в газодизель-
ных двигателях неизбежно использование высоких (дизельных)
88
значений е, что затрудняет борьбу с детонацией и иногда вызы-
вает снижение мощности по сравнению с мощностью дизеля.
В газовых двигателях с форкамерно-факельным воспламенением
имеется возможность некоторого снижения е по сравнению с е
дизеля. Кроме того, сгорание в этих двигателях протекает, хотя
и быстро, но более плавно, чем в газодизельных двигателях, что
также способствует повышению антидетонационных качеств. При
прочих равных условиях форкамерно-факельное воспламенение
обеспечивает существенно лучшие антидетонационные качества
двигателя, чем обычное искровое зажигание.
Детонация, или, точнее, детонационно-подобные явления в
газовых двигателях, связаны с преждевременным воспламене-
нием части заряда, сгорающей в последнюю очередь и обладаю-
щей повышенной температурой вследствие сжатия расширяю-
щимися при сгорании газами. Иногда эти явления, вызывают
преждевременное (до искры на свече зажигания) воспламенение
заряда от горячей точки (так называемое калильное зажигание).
Особенно часто это наблюдается при использовании водородо-
содержащих газов. Преждевременное (до искры) точечное вос-
пламенение вызывает детонацию, так же, как и увеличение угла
опережения зажигания (каковым оно в сущности и является).
89
Преждевременное точечное воспламенение может вызвать не
детонацию (например, при малой е), а взрыв (хлопок) во впуск-
ном трубопроводе. На рис. 42 показана серия индикаторных
диаграмм, иллюстрирующих это явление. Двигатель ГАЗ -рабо-
тал на коксовом газе; содержащем 52% Н2. На последователь-
ных диаграммах (рис. 42, а, б, в) зафиксировано развитие само-
воспламенения от цикла к циклу. В начале (рис. 42, а) самовос-
пламенение произошло за 40° до появления искры, но на 25°
позже закрытия впускного клапана. Это привело к увеличению
жесткости и максимального давления (так же как при чрезмер-
ном увеличении опережения зажигания). В последующих цик-
лах (рис. 42, б) воспламенение’произошло за 50—70° до появле-
ния искры, но все же позже закрытия впускного клапана. Инди-
каторная диаграмма имеет характерную петлю, работа этого
цикла отрицательная. И, наконец, в цикле, показанном на рис.
42, в, воспламенение от горячей точки произошло раньше закры-
тия впускного клапана (возможен взрыв во впускном трубопро-
воде) .
По-видимому, в описанном случае, как во многих ему подоб-
ных, горячей точкой явился центральный электрод свечи зажи-
гания. Об этом свидетельствует тот факт, что преждевременное
воспламенение во всех циклах явно происходило не в последней
части заряда, а в начальной. Об этом же свидетельствует и то,
что при уменьшении зазора на свече зажигания вероятность
описанного явления резко снижается.
ТОКСИЧНОСТЬ ОТРАБОТАВШИХ ГАЗОВ
Уровень токсичности отработавших газов, выбрасываемых в
атмосферу, в настоящее время является одним из основных по-
казателей любого энергетического агрегата, особенно работаю-
щего в густонаселенном промышленном районе. Особую остроту
приобрел вопрос о токсичности отработавших газов автомобиль-
ных двигателей. В США за 1968 г. 39% общего количества ток-
сичных веществ, попавших в атмосферу, составили отработав-
шие газы автомобильных двигателей. В некоторых районах, на-
ходящихся в особо неблагоприятных условиях, эта доля
значительно выше: так, в Лос-Анжелесе (США, Калифорния) —
достигает 68%, в ФРГ — составляет 30—48%.
Снижение токсичности стало в последние годы основным
фактором, определяющим тенденции развития автомобильных
двигателей. Приняты законодательные акты по ограничению
токсичности автомобильных двигателей в СССР и в ряде зару-
бежных стран. Одним из средств снижения токсичности являет-
ся применение для автомобильных двигателей газовых топлив,
так как отработавшие газы этих двигателей значительно менее
токсичны, чем бензиновых'и дизельных.
90
Основными токсическими составляющими являются окись
углерода СО (при а<1) и окислы азота NOX (при а>1), а
также углеводороды СН. Многочисленными исследованиями
установлено существенное влияние СО на состав крови, состоя-
ние нервной системы и сердечно-сосудистую деятельность; ток-
сические свойства NOX в 3—10 раз превосходят токсичность СО.
При недостатке кислорода (а<1) решающее значение име-
ет СО, а при избытке — NOX. Именно это выдвигает наибольшие
трудности при борьбе с токсичностью автомобильных бензино-
вых двигателей, работающих при переменных режимах и изме-
няющихся составах смеси. В соответствии с этим токсичность
отработавших газов автомобильных двигателей оценивают по
количеству различных токсических составляющих за так назы-
ваемый ездовой цикл, на протяжении которого двигатель рабо-
тает при определенных режимах [9]. В разных 'странах приме-
няют различные циклы для определения токсичности, поэтому
наиболее убедительными являются сравнительные данные, полу-
ченные в одинаковых условиях. Содержание токсических со-
ставляющих оценивают объемными концентрациями в % или в
частицах на миллион (чнм) — 10000 чнм=1%, или по содержа-
нию массы в единице объема отработавшего газа и по абсолют-
ному количеству массы, приходящейся на единицу работы,
г/(л. с-ч). При оценке эксплуатационной токсичности автомо-
бильных двигателей часто используют величину г/км за ездовой
(стандартизированный) цикл.
В исследованиях по «распространенному в США «Калифор-
нийскому циклу» можно приближенно установить следующие
соотношения: для NOg—1 г/км = 432 чнм; для СН—1 г/км=
= 131 чнм; ( для СО —
1 г/км=0,07 %.
Для сопоставления ток-
сических свойств отработав-
ших газов жидкотопливных
и газовых двигателей наибо-
лее показательными являют-
ся характеристики по соста-
ву смеси. На рис. 43 приве-
дены сравнительные харак-
теристики токсичности отра-
ботавших газов автомобиль-
ного двигателя при его
работе в режиме полного
открытия дроссельной за-
слонки и использовании бен-
зина и сжиженного пропан-
бутанового газа. Кривые
СО (а) и Сп#т(а) для бен-
зина и сжиженного газа
Рис. 43. Зависимость содержания токсических
компонентов в отработавших газах автомо-
бильного двигателя от коэффициента а (лг=*
=2000 об/мин, дроссельная заслонка полностью
открыта):
сплошные кривые — при работе на бензине,
а штриховые — при работе на сжиженном (бу*
тано-пропаиовом) газе
91
близки [5], а кривые NOx(a) —существенно различаются. Для
сжиженного газа NOxmax примерно вдвое меньше, чем для бензи-
на, а кривая сдвигается в сторону более бедных смесей.
Зависимости, характеризующие содержание СО и NOX в от-
работавших газах четырехцилиндрового двигателя с D/S—
= 150/180 и е=9,3, который работал с искровым зажиганием
при п = 1500 об/мин на коммерческом пропане (Ни =
= 21 915 ккал/м3; А0=23,25) и природном газе французского ме-
сторождения Лак (//„ = 8710 ккал/м3; Ао = 9,76), приведены на
рис. 44 [28]. Там же даны зависимости Ne(a), т]е(а) и темпера-
туры на выпуске /Сг(<х). Содержание СО в отработавших газах
примерно одинаковое для этих топлив, определяется химиче-
ским недогоранием вследствие
Рис. 44. Зависимость содержания токсиче-
ских компоиеитов в отработавших газах
автомобильного двигателя от коэффициен-
та а (п=1500 об/мин; е=9,3, дроссельная
заслонка полностью открыта):
сплошные кривые — при работе иа пропа-
не, а штриховые — при работе на природ-
ном газе
недостатка кислорода при хх< 1.
Содержание N0xmax=3300
чнм при работе на природном
газе и 4400 чнм при работе на
пропане, что в основном объяс-
няется более медленным сго-
ранием природного газа. Опе-
режение зажигания на природ-
ном газе было равно 38°, а на
пропане 25°. Максимальная
мощность и КПД на природ-
ном газе оказались на 10%
меньше, чем на пропане.
Количество и скорость об-
разования NO, как показал
я. Б. Зельдович, зависят от
температуры сгоревших газов
(за фронтом пламени) и кон-
центраций N и О [9]. Благодаря
взаимодействию этих двух ос-
новных факторов концентра-
ция NO сначала возрастает
при увеличении а, а затем сни-
жается. При температурах,
меньших 1700 К, образования
NO практически не наблюда-
ется. Отметим, что температу-
ру, при которой образуется
NO, не следует отождествлять
с осредценной по уравнению
состояния температурой заря-
да. Необходимо учитывать
действительную температуру
продуктов сгорания и влияние
Махе-эффекта.
Исследования показали, что
92
образовавшаяся при сгорании NO в процессе расширения не
разлагается и не окисляется дополнительно. До 99% всех окис-
лов азота (NO*) в бензиновых и газовых двигателях и до 90%
в дизелях на 'выходе из двигателя состоят из NO [9]. Однако при
выходе в атмосферу NO быстро окисляется до NO2, которую
обычно считают основной составляющей NOX. Однако последние
исследования показали, что при относительно малых концентра-
циях NO может очень медленно окисляться до NO2, а это важно,
так .как NO в 2,5 раза токсичнее NO2.
Влияние температуры сгорания и концентраций О2 и N2 поз-
воляет объяснить изменение содержания NO* при переходе с
бензина на газ. Меньшие скорости сгорания природного газа
обусловливают и меньшие температуры в зоне выгорания. Сле-
дует особо остановиться на токсичности отработавших газов во-
дородных двигателей. Очевидно, что СО и СН в отработавших
газах этих двигателей отсутствует. В отношении NOX данные
противоречивы.
Один из двух основных факторов — температура сгорания —
при работе на Н2 выше, чем на углеводородных топливах. На
рис. 45, а приведены данные расчетов теоретических циклов [26]
при е=9. Быстрое сгорание водородно-воздушных смесей в дви-
гателе способствует тому, что действительная температура его-
Рис. 45. Зависимости содержания окислов азо-
та в отработавших газах двигателей от коэф-
фициента а при использовании различных
топлив:
а — расчетные от ’/а (сгорание при V=const)
для е=9[26]; б —для одноцилиндрового опыт-
ного двигателя [38]; в — для одноцилиндрового
опытного двигателя при п=2600 об/мин [42];
г — для одноцилиндрового опытного двигателя
прн «=1100 об/мин ГЗЗ]; / — водород; 2—бензин
(или изооктаи): 3—метан; 4— пропан; 5
Н2=50%. СН.-бО^
93
рания в нем этих смесей выше, чем углеводородно-воздушных
того же состава. Однако концентрация О2 и N2 в водородно-
воздушных смесях меньше, чем в углеводородно-воздушных.
В табл. 7 приведены данные о концентрациях Ог и N2 (в %) в
топливно-воздушных смесях при различных а, полученные из
элементарных выражений
21 (а — 1)Л0 .
1+ Л) ’
79 (а-1)£6
1+^о
Значительно меньшая концентрация Ог и N2 в водородно-
воздушных смесях (благодаря малому Lo) способствует сниже-
нию NOX. Однако данные разных экспериментов дают различ-
ные величины содержания NO* ( рис. 45, б, в, г). По-видимому,
вопрос о содержании NO» в отработавших газах водородных
двигателей нуждается в дополнительном изучении.
7. Концентрация избыточных кислорода и азота в газовоздушных смесях
различных топлив
Параметры н, сн. CgHg с,нш СдН1а
Теоретически необходимое количестволоздуха для сго- рания при Я^= 1 2,38 9,52 23,01 31,09 38,08
Концентрация избыточно- го кислорода в смеси, % объема:
а=1,2 2,95 3,82 4,03 4,05 4,08
а=1,5 ....... 7,4 9,6 10,01 10,05 10,25
Концентрация избыточного азота в смеси, % объема:
а=1,2 11,2 13,38 15,2 15,3 • 15,4
а=1,5 . 27,8 36,0 37,9 38,2 38,5
Отметим, что в эксплуатационных условиях (при перемен-
ных режимах работы двигателя) автомобильные газовые двига-
тели по токсичности превосходят жидкотопливные более значи-
тельно, чем при стендовых испытаниях. В табл. 8 приведены
данные о токсичности отработавших газов некоторых автомоби-
лей (США) по данным эксплуатационных испытаний в сравни-
мых условиях. В США установлены следующие предельные нор-
94
мы содержания токсических составляющих в отработавших
газах автомобильных двигателей (г/км):
СО нс no„
1971 г. . . . . . . 14,4 2,5 2,5
1976 г. . . . . . . 10 1,95 1,95
1977 г. . . . . . . 2,1 1,25 1,25
1978 г. . . . . . . 2,1 0,25 0,25
8. Содержание (г/км) токсических составляющих в отработавших газах
автомобилей, при использовании различных топлив
‘Автомо- били Работа на бензине Работа на бутано-пропаиовом газе и иа природном газе (данные в скобках)
со нс NOx
со нс NO
Форд (1969 г.) 11,12 4,625 5,34 4,56 1,93 3,25
Край- слер (1969 г.) 19,1 2,12 2,25 4,5 1,5 1,81
Форд (1970 г.) 10 2,31 5,88 1,125 0,43 1,62
Тойота (1972 г.) 7,7 0,44 1,49 (1,7) (0,49) (1.01)
Додж (1969 г.) 13,56 1,03 2,47 (0,81) (0,31) (1,01)
Раз- личнее другие автомо- били . . 21,25—48,6 2,6—15,6 2,5—2,94 (1,6-5,9) (0,24- —0,4) (1,06-1,85)
ГЛАВА HI
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС
ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ
Рабочий процесс в цилиндре двигателя, в результате которого
выделяющаяся при сгорании топливовоздушной смеси теплота
переходит в механическую работу газов, описывается индика-
торной диаграммой. Из этой диаграммы можно определять ос-
новные индикаторные показатели рабочего процесса, связанные
выражением
7воздО
где Pi — среднее индикаторное давление; hu — теплота сгорания
1 м3 рабочей смеси; т) индикаторный КПД; i]v— коэффици-
ент наполнения (отношение действительной массы заряда в ци-
линдре к его массе в условиях окружающей среды); увозд и
увоздо — удельньт^вес воздуха соответственно на входе в двига-
тель и при нормальных условиях (15° С, 760 мм рт. ст.).
Из индикаторной диаграммы можно определить также и
другие показатели: pmas; Ттйх= (рV)max/GR-, жесткость Др/Д<р
и др. Кроме того, непосредственно из индикаторной диаграммы
можно определить важные параметры сгорания: фивд и (рввд (см.
рис. 9). Однако наиболее .полное представление о влиянии сго-
рания на рабочий процесс и его основные показатели дает ха-
Д£/|;с + J Pdv
рактеристнка активного выделения тепла С =---------—--- =
Qu
= /(<р), рассматривавшаяся при исследовании сгорания.
Характеристику активного тепловыделения определяют не-
посредственно из индикаторной диаграммы [10], которая при
эксперименте является первичным документом. Однако прин-
ципиально именно характеристика активного тепловыделения
является первоосновой рабочего процесса.
Количество тепла и процесс его подвода, отражаемые харак-
теристикой активного тепловыделения, определяют изменение
термодинамического состояния рабочего тела, описываемое ин-
дикаторной диаграммой. С другой стороны, характеристика ак-
тивного тепловыделения представляет собой конечное проявле-
96
’ ние сгорания и теплопередачи в двигателе и, таким образом,
является мостом, связывающим сгорание как физико-химиче-
ское явление с его термодинамическим отражением в рабочем
процессе.
По данным характеристики активного тепловыделения и ин-
дикаторной диаграммы можно построить внутренний тепловой
баланс рабочего процесса, отражающий превращение и распре-
деление энергии в цилиндре двигателя (рис. 46).
Рис. 46. Структурная схема внутреннего теплового баланса и превращения энер-
гии в двигателе
Введенное за цикл тепло в процессе сгорания топлива
частично идет на повышение внутренней энергии и работу, сго-
'Лс.СГ
ревших газов: Оактгаах=ДЦнх?+^ j P^V, a-частично ухо-
^и.сг
дит в окружающую среду вследствие теплопередачи в стенки и
недогорания (Опот.сг=Сц— QaK-rmax). Активное тепло частично
переходит в индикаторную работу (Qi=AZ.j), а частично уходит
в окружающую среду с отработавшими газами при выпуске и
по окончанию сгорания теплопередачей в стенки на участке рас-
ширения газов.
Характеристика активного тепловыделения непосредственно
определяет один из важнейших показателей рабочего процес-
са— коэффициент полноты сгорания или КПД сгорания
__ г ___ Оакт tnax
Чсг — ^гаах — п
¥ц
Эффективность рабочего процесса в цилиндре оценивают
индикаторным КПД, равным отношению работы, совершенной
газами внутри цилиндра за цикл, ко всему введенному за цикл
7 Зак. 132 97
теплу, т. е. i\i=ALi/Qn. Однако, как показывает характеристика
активного тепловыделения и внутренний тепловой баланс рабо-
чего процесса, не все введенное с топливом за цикл тепло Q4
участвует в термодинамическом процессе, а лишь факт max, по-
этому целесообразно индикаторный КПД представить как
Факт max ALi ___г
’ll — ~ ------' — '•max 'п ’
Qu Qu QaKT max
где т]т — термодинамический КПД рабочего процесса, характе-
ризующий термодинамическую эффективность введенного в дей-
ствительный термодинамический цикл тепла, определяемого
непосредственно из характеристики активного тепловыделения.
Максимальный коэффициент активного тепловыделения gmax
однозначно характеризует эффективность (полноту) сгорания и
не требует какого-либо дополнительного эталона для сравнения,
так как таким эталоном является сгорание с'£тах = 1.
Для оценки Цт необходимо сравнить его с КПД теоретиче-
ского цикла, принятого за эталон. Таким идеализированным
циклом для двигателей с принудительным зажиганием в теории
двигателей обыч^ считают состоящий из двух изохор и двух
адиабат цикл, осуществляемый на идеальном рабочем теле (с
теплоемкостью, не зависящей от температуры). КПД такого
цикла — 1-------— . Относительным КПД оценивают качество
е?-1
рабочего процесса, т. е. цОтн= (Цг/цО- Для более точной оценки
термодинамического совершенства действительного рабочего
цикла целесообразно сравнить его КПД с КПД теоретического
цикла, осуществляемого с тем же рабочим телом, к которому
подведено то же количество тепла раит max- Процесс ввода тепла
при эталонном теоретическом цикле должен быть термодина-
мически наивыгоднейшим. Для всех поршневых двигателей наи-
более выгоден ввод тепла по изохоре (мгновенное сгорание в
в. м. т.).
Основные сходства и отличия действительного цикла и эта-
лонного теоретического следующие:
рабочее тело и его свойства, начальные условия (состояние
рабочего тела на входе в цикл — в начале сжатия) и внешние
условия (Кк; е) одинаковы в обоих случаях;
в оба цикла вводится одно и то же количество тепла
QaKT max — ^maxQu >
ввод тепла в эталонном цикле происходит по изохоре (мгно-
венно в в. м. т.), а в действительном цикле — согласно харак-
теристике активного тепловыделения;
отвод тепла в эталонном и в действительном циклах проис-
ходит по изохоре в н. м. т.;
сжатие и расширение в теоретическом цикле адиабатические.
Сравнением термодинамического КПД действительного про-
цесса Цт с КПД теоретического цикла гр оценивают термодина-
мическое совершенство действительного рабочего процесса —
Цт/Ц{=Цотн.д. Следовательно, Цг=т]1Т)сгЦотн.д. Кроме характера
тепловыделения, цотн- д учитывает также потери в действитель-
ном цикле на участках сжатия и расширения до и после сгора-
ния вследствие теплоотдачи от рабочего тела в окружающую
среду. Эти потери тепла могут быть оценены разностью работ
адиабатического и действительного сжатия и расширения на
соответствующих участках:
— А (7-сж 7.ад),
bLp = A(LM-Lp).
Опыт показывает, что потери при сжатии ДКСШ очень невели-
ки и могут быть приравнены нулю.
Потери при расширении (после сгорания) могут быть оце-
нены коэффициентом
т;р = 1—-(-^д~£р) и
QaKT max
Т^отн д — '*]отн.и'1,]р •
Подробные тепловые расчеты теоретических циклов на раз-
личных топливах: метане, пропане, коксовом газе и бензине,
показали, что тр не зависит от количества введенного за цикл
тепла, а также (с точностью до долей процентов) и от вида
топлива (рис. 47), а определяется двумя факторами: степенью
всжатия е и коэффициентом воздуха а.
Зависимость tp=f(e, а) достаточно точно для технических
расчетов аппроксимируется следующими выражениями [10]:
г, = 1--------?---------- при а = 1 -V- 1,8; 'З/ = 1 —
1 £0,236 + 0,44а
<
-------------- ПРИ а = 1>8 -4- 3,4; — 1 —
е0,295 + 0,0113а 1
ео,43а-0,15
при а < 1 .
При работе на водороде КПД теоретического цикла на 4 6%
ниже.
Помимо на рис. 47 показаны некоторые другие параметры
теоретического цикла на разных топливах. Средние давления
циклов при прочих равных условиях определяются теплотой сго-
рания рабочей смеси hu. На максимальные давления и темпера-
туры определенное влияние оказывает величина коэффициента
молекулярного изменения р. Данные тепловые расчеты проведе-
ны с учетом зависимости теплоемкости от температуры и других
свойств действительного рабочего тела.
7*
98
99
Термодинамический КПД, а также другие параметры дейст-
вительного рабочего цикла определяются динамикой тепловыде-
ления, т. е. видом характеристики активного тепловыделения.
Для общей оценки влияния динамики тепловыделения на пока-
затели рабочего процесса важно выделить на этой характери-
стике (рис. 48) следующие характерные точки:
Рис. 47. Зависимости параметров
теоретического цикла от коэффици-
ента а при использовании:
1 — изооктана: 2 — метана; 3 — кок-
сового газа
Рис. 48. Характерные точки (с. z, Т
шах
^тах И индикаторной диаграммы н
характеристики активного тепловыде-
ления
1) с — отрыв линии сгорания от линии сжатия; в точке с
начинается активное тепловыделение (подвод тепла к рабочему
телу);
2) в. м. т.— где величина работы газов меняет знак;
3) Ртах — максимальное давление за цикл;
4) Ттах^ (pV)max — где величина внутренней энергии рабо-
чего тела достигает максимума;
5) £тах — Соответствует Qairr max? . .
6) b' — момент открытия выпускных клапанов.
100
Аппроксимируя индикаторную диаграмму и однозначно связанную с ней
характеристику активного тепловыделения как политропу с переменным по-
казателем, можно получить некоторые общие связи между параметрами ха-
рактеристики активного тепловыделения в основных точках и показателями
рабочего процесса. При этом используют известные связи между показателем
политропы д, работой, приращением внутренней энергии и подведенным
теплом [41]:
п — 1 , 1 — k
dU =--------dQ ; AdL =--------dQ .
n—k • n—k
В указанных характерных точках индикаторной диаграммы и характери-
стики тепловыделения показатель политропы п принимает определенные зна-
чения:
1) пс ~ исж >
‘2) «в.м.т = ± °°;
3) Пр = 0;
’ Ртах ’
4) пт =1 ;
max
5) п, = k;
чтах
®) пЬ' ~ прасш •
Важнейшее значение имеют параметры двух точек на характеристике
активного тепловыделения: Ттах и tmax.
Анализ показал, что границей видимого сгорания целесообразно считать
Гтах, а не Ртах, как это обычно делают применительно к бензиновым двига-
телям. В ряде характерных для газовых двигателей (а также дизелей) слу-
чаев, например при сгорании бедных смесей, особенно в газодизелях, к мо-
менту ртах выделяется меньше половины всего активного тепла. Между тем
к моменту Ттах в подавляющем большинстве случаев выделяется не менее
85% активного тепла. Критериальному значению точки ТШах соответствует
максимум приращения внутренней энергии в этой точке.. Характерно, что по-
казатель п на участке ршах— Гшах возрастав от 0 до 1, что свидетельствует
о значительном тепловыделении на этом участке.
На участке Тщах— t mai происходит выделение незначительной доли ак-
тивного тепла (5—15%) с малой скоростью (п увеличивается от 1 до ~ 1,35).
Рис. 49. Зависимости, характеризующие влияние продолжительности видимого огорания
на рабочий процесс:
1 - Ч> вид =25°; 2 — ф вид-50* .
101
Таким образом, деление характе-
ристики тепловыделения на участ-
ки с — ТШах — видимое сгорание
и Тщах — — догорание — яв-
ляется наиболее универсальным н
целесообразным.
Указанные выше аппроксима-
ции [10] позволяют в первом при-
ближении оценить расчетом влия-
ние различных параметров тепло-
выделения на показатели рабочего
процесса. Целью таких расчетов
было получение лишь сравнитель-
ных оценочных данных, поэтому
род топлива не имел значения и
все расчеты были проведены для
изооктана (е=6,2; а=1).
Изменение продолжительности
ВИДИМОГО СГОраНИЯ ДО Гшах(фвид)
при неизменных прочих парамет-
рах тепловыделения gmax, fcr, фс
и др. (рис. 49) оказывает заметное
влияние на ртах, а на т]т и tj* вли-
яет лишь при <рвид>45°. Это объ-
ясняется тем, что при уменьшении
фвид площадь индикаторной диа-
граммы увеличивается незначи-
тельно, несмотря на резкое возра-
стание максимального давления,
так как увеличение площади про-
исходит на узком участке вблизи
пики давления. Следовательно,
стремление к уменьшению фвид ни-
же 40—45° не рационально, так
как оно приводит лишь к резкому
увеличению ртах и жесткости, но
не дает ощутимого эффекта в от-
ношении Т){.
Значительное влияние на все
показатели рабочего цикла оказы-
(рис. 50). Так,
Рис. 60. Зависимости, характеризующие влия-
ние на рабочий процесс коэффициента актив-
ного тепловыделения в точке :
/ — Гт =0,8; 2 — Е у- =0,5
шах “ 'max
вает коэффициент активного тепловыделения к моменту Гшах (рис. 50). Так,
уменьшение на 20% (с 0,75 до 0,6) приводит к уменьшению т)< на 10%.
Подчеркнем, что при изменении £т количество всего введенного за цикл актив-
ного. тепла факт шах. а следовательно и £тах, принимали неизменными. Изме-
нение т)< в зависимости от при неизменном Стах происходит в результате
перераспределения по циклу выделившегося тепла. Снижение Ст при неизмен-
ном Стах означает уменьшение доли тепла, выделившегося до точки Гшах, и
увеличение доли выделившегося после Ушах- Уменьшение при этом и т),
свидетельствует о снижении эффективности тепловыделения после 7тах—-
тепло, выделившееся после Ттах, используется много хуже, чем выделившееся
до Утах- Об этом же свидетельствует анализ влияния величины Стах.
Согласно выражению т]<=СшахТ)т — изменение ijmax должно привести
к прямо пропорциональному изменению т)<_ Однако, как показал расчет, при
увеличении Стах на 12% (с 0,85 до 0,95) при £т=0,75=const значение тр
повысилось лишь на 6%. Это обусловлено тем, что увеличение Стах при не-
изменном Ст также связано с перераспределением тепла по циклу: меньшая
его доля выделяется до Тшах и большая на линии расширения. При этом т]’
уменьшается. Следовательно, изменение характеристики тепловыделения
в этом случае снижает эффект от увеличения полноты сгорания (£шах). От-
сюда тот же вывод: увеличение полноты сгорания дает наибольший эффект,
если оно происходит до Ушах, а не на линии догорания — расширения (после
7ва«)-
Приведенный параметрический анализ влияния характеристики тепло-
выделения на КПД рабочего процесса, конечно приближенный, так как не
учитывает взаимного влияния различных параметров, например изменения
теплоотдачи в окружающую среду, а следовательно, н £тах в зависимости от
фвяя. Однако это ие снижает принципиального и практического значения при-
веденного анализа, основанного не на общих рассуждениях, а на количест-
венных расчетах.
Основные выводы сводятся к тому, что важнейшими пара-
метрами тепловыделения практически являются следующие:
полнота сгорания £тах; коэффициент £т (точнее, разность
£шах—£т); продолжительность видимого сгорания <рвид. При этом
основное значение имеет величина £т, а влияние <рввд заметно
сказывается лишь при <рВИд>45°.
БЫСТРОХОДНЫЕ ГАЗОВЫЕ ДВИГАТЕЛИ
С ИСКРОВЫМ ЗАЖИГАНИЕМ
Четырехтактные газовые двигатели с искровым зажиганием и
внешним смесеобразованием являются наиболее распространен-
ными, особенно применительно к транспортным (автомобиль-
ные, тракторные) силовым установкам. Рабочий процесс в таких
двигателях происходит в
наиболее сложных усло-
виях (разнообразие режи-
мов и требований). Так,
при режиме максималь-
ной нагрузки часто быва-
ет необходимо достичь
наибольшей мощности,
хотя бы и в ущерб топ-
ливной экономичности.
При режимах частичных
нагрузок требуется мак-
симальная эффективность.
Наиболее характер-
ные особенности рабочего
процесса газового двига-
теля определяют свойства
топливовоздушной смеси,
характеризуемые в основ-
ном свойствами топлива,
а также коэффициентами
избытка воздуха и напол-
нения. Важное значение
имеют также некоторые
конструктивные парамет-
ры двигателя (форма
Рис. 51. Зависимости, характеризующие влия-
ние коэффициента а на среднее индикаторное
давление и индикаторный КПД двигателя ГАЗ
(л=1000 об/мин, дроссельная заслонка пол-
ностью открыта, оптимальный 6), работающе-
го на различных топливах:
1 — на бензине; 2 — на природном газе; 3 — на
сжиженном газе; 4 — на коксовом газе
102
103
Рис. 62. Зависимости параметров рабочего процес-
са и тепловыделения в двигателе ГАЗ, работаю-
щем на различных топливах (условия работы та-
кие же, как для рис, 51):
/ — на бензине; 2— на природном газе; 3 — на
коксовом газе
камеры сгорания, степень
сжатия), организация
смесеобразования, влия-
ющая на однородность
рабочей смеси и распре-
деление смеси по цилинд-
рам многоцилиндрового
двигателя.
Коэффициент избытка
воздуха. На рис. 51 и 52
й в табл. 9 приведены
данные о влиянии коэф-
фициента а на основные
показатели рабочего про-
цесса и на тепловыделе-
ние в одноцилиндровом
отсеке автомобильного
двигателя ГАЗ (S/D—
= 110/88; е=6,2), работав-
шего на бензине, сжижен-
ном бутано-пропановом,
природном и коксовом га-
зах. Испытания на раз-
ных топливах были про-
ведены при одинаковом
наполнении (полном от-
крытии дроссельной за-
слонки) и оптимальном
опережении зажигания.
Максимум среднего ин-
дикаторного давления на
бензине и сжиженном га-
зе достигается при обога-
щении смеси до а=
=0,84-0,9, а на природном и коксовом газах при а«1. Измене-
ние Pi при а<1 определяется противоположным влиянием двух
факторов: увеличением теплотворности смеси hu благодаря по-
вышению концентрации топлива в единице объема смеси, и
уменьшением полноты сгорания (£тах=т]сг) вследствие химиче-
ского недогорания. Увеличение hu в случае уменьшения а при
работе на бензине значительно больше, чем при работе на газе.
Это предопределяет сдвиг р,-тах в сторону более богатых смесей
в первом случае. Этому сдвигу способствует также увеличение
т]т при обогащении смеси благодаря повышению доли двухатом-
ных газов в продуктах сгорания и некоторое увеличение ц01Н.д
в результате уменьшения догорания (gmax—£т) и продолжитель-
ности видимого сгорания <рВид (рис. 52).
/i. Основные параметры рабочего процесса в одноцилиндровом отсеке
двигателя ГАЗ (е=6/2, п=<1000 об/мин, полное открытие дроссельной
заслонки)
5 ,-П-
Параметры 1 - J о п л Иво
Бензин Природны? газ Коксовый газ Бутано-пропа- новый газ
Среднее индикаторное давление (кгс/см2):
максимальное 8,95 7,85 7,6 8,5-8,7
при «max 5,6 3,2 3,0 4,8—5,0
Максимальный индикаторный КПД . . 0,32 0,32 0,36 0,32
Коэффициент сх, соответствую- щий:
pi max 0,87 0,98 1,0 0,85-0,9
1,14 1,38 1,87 1,15
! предел устойчивости работы ССщах *. 1,33 1,77 3-3,5 1,45
Индуктивный период (градусы) при:
Pi max 7 6 : 2 —
‘Hi max 9,5 12 5 .—
* C&max , 15 20 5
Период видимого сгорания (гра- дусы) ДО 7\nax при:
Pi-max 37 42 31 .—
“Hi max 38,5 45,5 41
amax Коэффициент активного тепловы- деления к моменту Ттлт при: 48 53 70 —
Pi таах . 0,67 0,77 0,79 * -—
‘Hi max . 0,8 0,82 0,87 —
-
Наиболее существенным отличием рабочего проце „хРПНР_
вых топливах является расширение границ эффективн
ния рабочей смеси. При работе на бензине (или изоокт )Ч«тах
соответствует а= 1,14-1,2, на сжиженном газе а—*> /о’рпвиг
природном газе а= 1,354-1,45 и на коксовом а- .7 •
границы эффективного обеднения в *
ных смесей обусловливает некоторое увеличение Я» max на газо
вых топливах.
104
105
Существенное значение имеет также характер кривой т)< (а)
за точкой максимального индикаторного КПД. При работе на
бензине эта кривая после тртах круто снижается и при а =
= 1,25-4-1,35 работа двигателя становится крайне неустойчивой.
При работе на сжиженном газе граница устойчивой работы дви-
гателя «max = 1,454-1,5, на природном газе <Zmax=1,754-1,8, а на
коксовом газе атах=34-3,5. На коксовом газе при «max обеспечи-
вается устойчивый холостой ход двигателя при полностью от-
крытой дроссельной заслонке.
Значительное увеличение ®7jz-max и «шахла природном газе по
сравнению с бензином не может быть объяснено разницей преде-
лов воспламеняемости, так как эти пределы, полученные в лабо-
раторных условиях, для углеводородных топлив близки (см.
табл. 4 и 6). Однако для природного (метанового) газа этот пре-
дел в двигателе близок к ссшах, в то время как для бензина он
значительно ниже.
Приведенные данные о влиянии а на рабочий процесс в дви-
гателе с искровым зажиганием позволяют не только вскрыть осо-
бенности рабочего процесса на различных топливах, но и служат
материалом для анализа влияния характера сгорания на пара-
метры рабочего процесса.
Значительный практический и теоретический интерес пред-
ставляет различие влияния а на КПД теоретического и действи-
тельного циклов. При увеличении а КПД теоретического цикла
непрерывно возрастает, асимптотически приближаясь к КПД
воздушного цикла. Причиной является снижение теплоемкости и
теплосодержания продуктов сгорания при обеднении смеси,
уменьшающее относительную долю термодинамических потерь с
отработавшими газами. КПД действительного цикла возрастает
при обеднении смеси лишь до определенного предела, различного
для разных топлив. Перегиб кривой г]<(а) при всех топливах, а
также сдвиг границы эффективного объединения при газовых
топливах известны давно, однако окончательного объяснения
еще не получали.
Прежде всего следует признать неоправданными часто ветре
чающиеся ссылки на замедление сгорания при обеднении смеси
как на основную или даже единственную причину снижения тр
При а= 1,24-1,4 продолжительность основной фазы сгорания на
природном газе больше, чем на бензине (рис. 52); однако тц при
работе на природном газе в этом диапазоне изменения а продол-
жает возрастать, а при работе на бензине — снижается.
Анализ индикаторных диаграмм и характеристик тепловыде-
ления показывает, что причины снижения гр- при обеднении сме
си далее a у.т1а на бензине и газе — различные. Плавному умень-
шению тр после a-/jimax на газе соответствует снижение цОтн и тр
Резкое же снижение тр на бензине после a rliaiax не связано (
уменьшением т]Отн.д- Как показали исследования (10], оно об
106
условлено увеличением неравномерности рабочего поопесса в
смысле неидентичности последовательных рабочих циклов
В грубом, но достаточном для практики Циклов.
mnUHrTL по/лпттлнл ---
номерность рабочего процесса можно оЛени^ИбЛИЖении неРав'
л'тЬ'ТТЛиРтГЯМ мот/отт.гл пг плг-л_ СТаТИГТИЧРгчгтл
* ------------------------------иненить статистически пл
отклонениям максимального давления от спел?
квадратической) величины, т. е. Р 1ИЛИ сРеДней
2 (^тах —Рн) —Рср
Д = ------------------,
трср
т
где рср = (2 Т’тахМ) ; Рн — давление начала сгорания, которое
принимают средним для всех диаграмм.
Опыты показали, что для каждого бензинового двигателя с
его системой зажигания и смесеобразования границе эффектив-
ного обеднения («7];тах ) соответствует определенная степень не-
равномерности. При работе на газовом топливе граница эффек-
тивного обеднения в четырехтактных двигателях с искровым
зажиганием не связана с уменьшением неравномерности: при
а>а ->?;-1ПЭХ не отмечается заметного увеличения степени неравно-
мерности.
Однако это утверждение об отсутствии заметной неравномер-
ности при обеднении газовоздушной смеси действительно лишь
В/ Случае, когда обеспечена достаточная ее гомогенность, т. е.
Дорошее смешение газа с воздухом, наблюдающемся, например,
/при внешнем смесеобразовании и четырехтактном цикле. Для
менее благоприятных в отношении сьТесеобразования условиях
и при работе на газе можно наблюдать заметную неравномер-
ность, существенно отражающуюся на границах эффективного
обеднения.
Снижение тр при обеднении хорошо перемешанной газовоз-
душной смеси далее a т;;-гпах обусловлено ухудшением процесса
тепловыделения, о чем в первую очередь свидетельствует сниже-
ние Т]отн.д.
Более полно характер зависимости тр-(а) при работе на га-
зовых топливах выясняется при рассмотрении изменения по а
сомножителей выражения
TJ2 = 7]сг7]т = Сщах^отн-Д^е
Здесь из трех сомножителей один (гр) непрерывно воаРа
ет с увеличением а. Изменение £тах в зависимост пкплХаю-
ляется изменением потерь вследствие теплоотдачи Р* о
щую среду при сгорании. С обеднением смеси Стах н Лишь
«>«^тах благодаря уменьшению температуры сгорания.^Лишь
*тах ллмипжитель £тах несколько
при значительном увеличении а с0“н0Ж™ения сгорания и
уменьшается вследствие существенного г

увеличения потерь тепла. Третий сомножитель (т]отн-д) непре-
рывно снижается с увеличением а. Именно снижение т]отн-д с
обеднением смеси определяет перегиб кривой (а), когда умень-
шение т|отн-д начинает превалировать над увеличением тр и в
результате тр начинает уменьшаться.
Непосредственной причиной снижения Цотн.д с обеднением
газовоздушной смеси является повышение разности £тах &ттах,
т. е. увеличение догорания на линии расширения вследствие
уменьшения trmax- В результате (рис. 52) £ттах начинает сни-
жаться при Основной причиной уменьшения £т max
при обеднении смеси является, (см. рис. 26) расширение зоны го-
рения, которая, в свою очередь, связана с фундаментальной ско-
ростью. Этим же объясняется (рис. 52) отличие £т Шах для раз-
личных топлив, особенно заметное при значительном обеднении
смеси. Дополнительным фактором, влияющим на уменьшение
Потн-д обеднении смеси и переходе на медленнее горящие
топливщявляется-увеличение продолжительности видимого сго-
рания <р'вид, которая также зависит от фундаментальной скоро-
сти сгорания (см. рис. 34).
Влияние фвид заметно сказывается на так называемой жест-
кости рабочего процесса &.р/А<р. На рис. .53 приведены индика-
торные диаграммы работы двигателя на природном и коксовом
тазах и на бензине. Для природного газа характерна растянутая
верхняя часть диаграммы, что связано с увеличенной продолжи-
тельностью видимого сгорания, особенно на участке рШах— / max-
Верхняя часть индикаторной диаграммы для двигателя, работа-
ющего на коксовом газе, наоборот, более острая, чем при работе
на природном газе и на бензине, что соответствует повышенной
скорости сгорания коксового газа. Этим объясняется и то, что
Максимальное давление цикла и жесткость kplkq при работе на
коксовом газе больше, чем на природном, несмотря на меньшее
pi (вследствие меньшего hu). Не все отличия параметров сгора-
ния при разных’топливах могут быть объяснены различием нор-
мальных скоростей сгорания. Так, фВИд при работе на природном
газе больше, чем на бензине, что соответствует разнице в wH- Од-
нако финн при работе на природном газе меньше, чем на бензине,
а остах значительно больше.
Изменение этих показателей хорошо увязывается с другим
параметром топливовоздушной смеси —То. На рис. 54 показаны
зависимости «max, a 7jz-max и других параметров от Lo. Все эти
показатели связаны с равномерностью сгорания от цикла к цик-
лу. Чем меньше Lo, тем равномернее сгорание, меньше финн,
больше аШах и a 7jZmax.Ho мере уменьшения Lo предел «щах
устойчивой работы двигателя сближается с пределом апред.воспл,
определенным в лабораторных условиях. Для коксового газа,
при использовании которого в обычном четырехтактном двигате-
ле заметная неравномерность не наблюдается до холостого хода,
108
1 — иа бензине (а=0,8); 2 — на природ-
ном газе (а=1); 3— иа коксовом газе
(а-Г)
Рис. 54. Зависимости, характеризующие
влияние стехиометрического соотноше-
ния воздуха и-топлива в смеси на не-
которые параметры рабочего процесса
в двигателе с искровым зажиганием,
работающем на различных топливах:.
1 — коксовом газе; 2 — природном газе;
3 — сжиженном (бутано пропановом) га-
зе; 4 — бензине; 5 — предел воспламе-
нения; 6 — предел устойчивой работы;
7 —.максимальное значение 7] i
цредел ctmax возможного обеднения практически совпадает с пре-
делом ССдред.воспл-
Характер воздействия £0 нельзя считать выясненным до кон-
ца. По-видимому, здесь имеют значение как макроструктура сме-
. Са (равномерность распределения топлива и воздуха во всем
заряде), так и микроструктура (равномерность этого распреде-
ления в каждом микрообъеме). Значение микроструктуры Д.Пай
и Е. А. Чудаков иллюстрируют следующим простым, но нагляд-
ным примером. Для получения одинаковой микрооднородности
стехиометрических смесей с воздухом бензина (£о=58 м3/м3) и
коксового газа (L0=4 м3/м3) молекула топлива должна быть
равномерно окружена в первом случае 58-ю молекулами возду-
ха, а во втором — лишь четырьмя.
Ухудшение однородности смеси (микроструктуры или макро-
* стРуктуры) может привести в отдельных, циклах к переобедне-
иию смеси в зоне искры и к ухудшению равномерности сгорания
°т цикла к циклу.
Коэффициент наполнения цг- О влиянии коэффициента на-
полнения на индикаторный КПД четырехтактного двигателя
с искровым зажиганием (главным образом бензинового) имеют-
109
ся противоречивые, на первый взгляд, данные. Е. П. Бугров и
М. М. Масленников показали, что т]< существенно снижается при
уменьшении rjv, а А. Додж и Г. Рикардо (16] приводят данные о
незначительном влиянии на т]{.
Опыты показали, идо влияние т]у на тр существенно зависит
от а и вида топлив» На рис. 55 приведены данные о влиянии
t]v на одноцилиндрового двигателя ГАЗ при питании его изо-
октаном и метановым газом. На богатой смеси (а=0,84-0,85)
параметр тр мало зависит от При а=1 зависимость T]i(T]v)
Рис. 55. Зависимость индикаторного
КПД от коэффициента наполнения дви-
гателя ГАЗ (п=1000 об/мии; 6 — опти-
мальное), работающего на различных
топливах (сплошные кривые — при ра-
боте на бензине, а штриховые — на при-
родном газе):
1—а=1,2; 2 — а-1; 3 — а=0,8
начинает сказываться лишь после уменьшения нагрузки пример-
но наполовину. При обедненных смесях (а = 1,2) наблюдается
заметное снижение т], с уменьшением riv-
Зависимость т]г(т]к) обусловлена связью а и свойств остаточ-
ных газов, относительная доля которых в рабочей смеси увели-
чивается с уменьшением t]v. При обедненных смесях остаточные
газы состоят в основном из инертных газов и избыточного кисло-
рода, который в данном случае также может быть приравнен к
инертной присадке.
Разбавление горючей обедненной смеси остаточными газами
снижает еще более концентрацию топлива и ухудшает сгорание.
Разбавление смеси инертными газами уменьшает нормальную
скорость сгорания (см. рис. 17), вследствие чего увеличиваются
индуктивный период и продолжительность основной фазы сгора-
ния, а также ухудшается характеристика тепловыделения. В ре-
зультате г], снижается.
Остаточные газы обогащенных смесей не могут быть полно-
стью приравнены к инертным присадкам, так как они содержат
активные продукты неполного сгорания. Кроме того, температу-
ра остаточных газов обогащенных смесей существенно выше, чем
обедненных. Это в значительной мере компенсирует действие
остаточных газов обогащенных смесей как инертной присадки,
и т), при уменьшении в процессе работы на обогащенных сме-
сях снижается значительно меньше, чем на обедненных. Приро-
да топлива также оказывает существенное влияние на зависи-
мость th(t]v). Это в первую очередь отражается на границах
ПО
возможного уменьшения tjv, имеющих существенное чняц₽ни.
для обеспечения устойчивого и экономичного холостого То п а
Пределы разбавления рабочей смеси остаточными газами
так же как и воздухом, при работе на газе шире, чем на бензине
На рис. 54 была приведена зависимость r]vmta(L0), также ил-
люстрирующая и это положение. ” с
Отметим, однако, что влияние hv натп связано не только с
остаточными газами. Согласно формуле qv,~____________Рь_____
/ Ч (* + 7) (Е — 1)
изменение т]г (при данных а и е) вызывается изменением как
коэффициента остаточных газов у, так и давления на впуске ph.
Обычно наполнение двигателей с искровым зажиганием
уменьшают дросселированием, при котором одновременно изме-
няются Ph и у. Для исследования роли каждого из этих факторов
был поставлен следующий опыт. На выпускном трубопроводе од-
ноцилиндрового отсека двигателя ГАЗ был установлен эжектор,
который позволял при дросселировании поддерживать в выпуск-
ном ресивере то же давление, что и во впускном, т. е. рь—рг, а
следовательно, держать y=const при снижении rjv. Очевидно,
что при ph=pr Для уменьшения rjv до той же величины, что при
обычном дросселировании, приходилось значительнее снижать
рь. Оказалось, что отсос отработавших газов, дозволивший сни-
жать только уменьшением ph при y=const, не вызвал сколь-
ко-нибудь значительного изменения т], в зависимости от т]у.
Следовательно, действие ph на тц при дросселировании при-
мерно такое же, как и действие у. Уменьшение ph приводит к
/Снижению давления и плотности рабочей смеси в момент вос-
пламенения, уменьшает фундаментальную скорость и в соответ-
ствии с этим ухудшает условия воспламенения и сгорания.
Совместное изменение а и Оптимальное регулирование нагрузки.
Значительный интерес представляет изучение влияния совместного изменения
а и t]v на показатели рабочего процесса. В двигателях, работающих при
переменных режимах (автомобильные, тракторные и др.), необходимо осущест-
вить такое изменение а и т)г, которое обеспечивает наибольшее щ при каж-
дой нагрузке (р<). На рис. 56 приведены результаты исследования качествен-
ного (a=var; T]v=const) и количественного (tjv=var; a=const) регулирова-
ния мощности двигателя ГАЗ при питании его бензином и природным газом.
Угол опережения зажигания 0 поддерживался оптимальным.
Количественное регулирование позволяет снизить нагрузку двигателя от
максимальной до холостого хода; ц, при этом непрерывно снижается. Про-
цесс одинаков при работе как на бензине, так и на газе. При качественном
регулировании т)4 с уменьшением нагрузки сначала несколько возрастает,
а затем начинает снижаться Качественным регулированием при работе иа
оензине нагрузку можно уменьшить до 68—70%; при дальнейшем ее умень-
шении двигатель будет работать неустойчиво. При работе на природном газе
качественное регулирование можно было применять во всем диапазоне на-
рузки (от 100% до холостого хода). Однако при нагрузках, меньших 48 /о,
качественное регулирование становится менее выгодным, чем количественное,
несмотря на значительное увеличение угла 0.
Иыше были подробно проанализированы факторы, определяющие харак-
плпоИЗМенения КПД двигателя при качественном и количественном регули-
ровании (рис. 56). Влияние этих факторов хорошо иллюстрирует опыт, в
111
результате которого получены 1
две столь разных индикаторных
диаграммы (рис. 57.). Они соот-
ветствуют одной и той же мощ-
ности и одному и тому же удель-
ному расходу топлива двигате-
лем ГАЗ, работающим на при-
родном газе при п= 1500 об/мин
(точкой пересечения кривых
качественного и количествен-
ного регулирования является
такая точка, при которой чи-
сто качественное и чисто коли-
чественное регулирование дают
одинаковый эффект). Диаграм-
ма (рис. 57, а) снята при коли-
чественном регулировании (а=
=0,86; T]v=0,4), а диаграмма
(рис. 57, б) — при качественном
(а=1,62, г] v =0,76). Угол 0 в
обоих случаях был оптималь-
ным. Этот эксперимент позво-
ляет сопоставить влияние ci' и
rjv на КПД двигателя. Сни-
жение с 0,76 до 0,4 равно-
ценно увеличению а с 0,86 дс
1,62.
Анализ качественного и ко-
личественного регулирования
приводит к выводу, что опти-
мальным является смешанное
(комбинированное) регулирова
ние. Этот известный вывод для
работы на бензине действите
лен и для работы на газе. Опта
мальное регулирование должнс
обеспечивать наибольшее р* пр!
полной нагрузке и максималь-
ный КПД при частичных на
грузках. На рис. 58 показам
построение характеристики on
тимального регулирования. Кри
вые 1 качественного регулиро
заслонке (цгшах) соответствуют
~30 D.M.m.
-----_ p
dp
12
I
б.м.т. зо
y)O
-зе
" d)
Ряс. 57. Индикаторные диаграммы двигателя ГАЗ, работающего на природном газе
при л-1500 об/мин:
4—качественное регулирование; б — количественное регулирование
Построение характеристики оптимального регулирования можно осущест-
влять в координата*) г; v—а. По данным регулировочных характеристик при
разных r)v можно Занести кривые равных удельных расходов (одинаковых
т)« Н т)г) и одинаковых ре и pt (рис. 59). Точки касания линий т],=const и
Pi=corrst на диаграмме г] v — <х образуют линию оптимального регулирования.
Характеристика оптимального регулирования в координатах t]v— а удобна
тем* что позволяет определить изменение т]< при любом отступлении от опти-
мального регулирования по а или по r]v, а также показывает, насколько
отстоит характеристика оптимального регулирования от границы устойчивой
работы.
.Оптимальные характеристики регулирования мощности включают также
кривую оптимального изменения угла опережения зажигания, т. е. зависи-
мость 4иЦт (We), где We в % We max. Угол 0ОПТ не является таким фактором
регулирования мощности, как а или Задача заключается лишь в том,
чтобы Поддерживать 60пт при любой нагрузке.
Характеристики оптимального регулирования мощности дви-
гателй ГДЗ при его работе на бензине и газе приведены на
рис. 60, а на рис. 61 эти характеристики даны в координатах
Лк—
При 100%-ной нагрузке КПД двигателя (см. рис. 60) в про-
цессе работы на бензине несколько выше, чем на газе, что объ-
ясняется главным образом большей мощностью двигателя и по-
выпюимо». г, _ ~.........механического КПД. Однако расшире-
ние диапазона эффективности качественного регулирования при
пиния максимально возможных ?а?оте На газе способствует увеличению КПД двигателя при
регулирования, так как это' частичных нагрузках, соответствующих обедненным смесям.
дВИ1пТТи^₽пмЧточек касания огибающей семейства ту* (We) на соответствую Для бензина граница эффективного качественного регулиро-
..Х“ W соответствует -1.6-1,2 И нагрузке 87^-92%. а для
показывающие, каким^ Скак°иеобхЛо°диХ°измеияето оба регулирующих мощност» пРИродноГо газа 0^.^= 1,35-М ,45 и нагрузке 724-77%. Для кок-
^Ж'атиив *екттно яо нагрузки
смесь, обеспечивающая наибольшувлдегсядчисто каче(Рвенное ррегулир0Вание_ Максимальное увеличение КПД по оптимальной характери-
дСТеё теобходамо одновременно изменять а и t]v, т. е. осуществлять смешай тике при работе на бензине и переходе от ‘ 100% к нагрузке
птеоптимальное регулирование. • 8 3.x, 132
Рис. 56. Характеристики регулирования мощности
двигателя ГАЗ (п=1500 об/мин), работающего на
различных топливах — (сплошные кривые — при
работе на природном газе, а штриховые — на бен-
зине):
1 — качественное регулирование; 2 — количествен-
ное регулирование
вания при полностью открытой дроссельной
показанным ранее кривым 1 (см. рис. 56) при полностью открытой дроссельноГ
заслонке. Кривые 2, 3 и 4 (рис. 58) построены так же, как кривые 1, но не при вышениом
полном, а при частичном открытии дроссельной заслоики (i]v = var). Огнбаю '“. шеписм в связи с этим
щая 5 семейства кривых т)* (We), где в % Wemai,— кривая оптимальной ' ------
----- максимально возможных КПД данного' Работе на газе и К£1че’“1 венного регулирована?
сПОСобствует увеличению КПД двигателя
113
112
= 87-4-92% составляет 8—9%, при работе на природном газе и
переходерт 100% нагрузки к 72-4-77% равно 10—13% и при ра-
боте на коксовом газе и переходе от 100% нагрузки к 55—60%—
составляет 18—19%. Благодаря этому при частичных нагрузках
КПД двигателя в процессе работы на газе становится более вы-
соким, чем на бензине.
Отметим, что при работе на газе, даже при холостом ходе,
а>1, в то время как на бензине уже при нагрузках, меньших
50%, а<1. Это способствует уменьшению эксплуатационной ток-
сичности отработавших газов автомобильных газовых двига-
телей.
Степень сжатия е. Влияние степени сжатия в на протекание
рабочего процесса особенно важно для газовых двигателей, ра-
ботающих при высоких е. По данным Г. Рикардо [16] и других
исследователей, зависимость тр бензиновых двигателей от степе-
ни сжатия определяется тем же выражением, что и зависимость
-щ(е):
Рис. 58. Характеристики регулиро-
вания автомобильного двигателя:
1 — качественное регулирование при
полностью открытой дроссельной за-
слонке (т) Ктах 3» 4 — качест-
венное регулирование при частич-
ных открытиях дроссельной заслон-
ки; 5—оптимальное регулирование;
6 — количественное регулирование;
А — переход от качественного регу-
лирования к смешанному; Б — пере-
ход от смешанного регулирования к
количественному
Однако значение ki меньше kt
в аналогичной формуле для тр.
Д. Пай показал подчинение зави-
симости тц(е) тому же закону, что
и зависимости тр(е), но с другим
значением k,. Это означает экви-
ф 4? & 0,7 Tlv
Рис. 59. Диаграмма т) у—а для автомо-
бильного двигателя при n=const:
/ — граница устойчивой работы; fl"'
кривые постоянных т] е (уменьшают1*
справа налево); III— кривые постоя#'
ных р(уменьшаются справа налево);
1 — точка р гаах ; 2 — точка
1—2—3 — кривая оптимального регу.т#’
рования; 1—4— кривая максимально
ре прн различных Т] у ; 5 — кривая
лостого хода
Рис. 60. Характеристики оптимального
регулирования двигателя ГАЗ, Жбота-
ющего при /1=1500 об/мин на различных
топливах:
/ — на бензине; 2 — на сжиженном (бу-
таио-пропановом) газе; 3— на природ-
ном ^азе; 4 — на коксовом газе
Рис. 61. Диаграммы т)у— а при работе
автомобильного двигателя при n=const
на различных топливах:
1а, 2а, За — границы устойчивой рабо-
ты; 16, 26, Зб—оптимальное регулиро-
вание; За, Зб, Зе —работа в режиме хо-
лостого хода
дистантность кривых тр (е) и тр(е), что, в свою очередь, свиде-
тельствует о некотором увеличении относительного КПД т]отн
с возрастанием е.
Следовательно, с повышением е относительное увеличение тр
должно превышать/зозраетание теоретического КПД. Однако
исследования пока/али, что на практике обычно возрастание тр
с увеличением степени сжатия отстает от повышения тр. На
рис. 62 приведены результаты исследования влияния е на пара-
метры рабочего процесса в двигателе ЗИЛ при питании его при-
родным газом. Хотя диапазон изменения е был сравнительно не-
велик (6—7,7), характер влияния е выявился достаточно четко.
Как при работе на бензине, так и на природном газе возра-
стание т], с увеличением е отстает от повышения тр. Отставание
это достаточно заметно. Так, для бензина (« = 0,81-4-0,83) при из-
менении е в указанных пределах rje увеличивается на 15% (с
0,3 до 0,345), а тр — лишь на 11 % (с 0,237 до 0, 263). Для при-
родного газа (а=1,02) значения тр увеличиваются на 10,5 (с
0,395 до 0,436), а тр— лишь на 7'3%. Причины отставания уве-
личения тр по сравнению с тр при увеличении е выясняются при
анализе *параметров тепловыделения в зависимости от е
(рис. 63). Продолжительность основной фазы сгорания как для
бензина, так и для газа несколько сокращается с увеличением
е> индуктивный период снижается и бопт уменьшается.* Эти ре-
зультаты соответствуют данным других исследователей, напри-
МеР Г. Рикардо [16].
8*
115
114
Рис. 62. Зависимость параметров рабо-
чего процесса двигателя ЗИЛ при рабо-
те на природном газе (п=2000 об/мин;
6 — оптимальное, сх=1; дроссельная за-
слонка полностью открыта) от степени
сжатия
Рис. 63. Характеристики активного теп-
ловыделения двигателя ЗИЛ (п =
=2000 об/мин; 0 — оптимальное; d^=l;
дроссельная заслонка полностью откры-
та); 1 — е=“7,7; 2 — е=6,2
Все эти явления отнюдь не объясняют причин снижения т]отн
при увеличении е, а наоборот, благоприятствуют увеличению
т]отн- Не объясняет причин уменьшения т]Отн с увеличением е и-
изменение полноты сгорания. Как видим (рис. 63), Стах практи-
чески не меняется в зависимости от в. Это соответствует данным,?
полученным и другими исследователями, согласно которым от-г
носительные потери в воду за период сгорания ощутимо не за-'
висят от Е.
Причиной уменьшения т]0Тп с увеличением е, несмотря на сни-
жение фвид и неизменность Стах, является уменьшение Ст mas
(рис. 63). Уменьшение Сттах при неизменных Стах, tb' свидетель-1
ствует о том, что с увеличением степени сжатия происходит ne- s
рераспределение активного тепла при неизменном его количест-1
ве. Меньшая его часть выделяется до Ттах, а большая — после*
Утах на линии расширения. s
Таким образом, с увеличением е один из множителей выра-|
жения Т14=тр£тахт1отн. д, а именно гр (теоретический КПД) возра-?
стает, другой (Стах) — остается неизменным, а третий (т}отН. д) — 5
уменьшается. S
Изменение Сттах с повышением е при практически неизмен-|
ных Стах и <рВвд соответствует рассмотренному при расчетном |
определении влияния Сттах на рабочий процесс (см. рис. 50) J
Сопоставление экспериментальных данных о влиянии степени 1
сжатия с результатами расчета влияния Сттах при неизменны*;
Стах и <рвид (см. ри. 50) показывает их совпадение, что является :
подтверждением выводов о влиянии Сттах ца .показатели рабо'
чего процесса. ;
116

физической” причиной уменьшения „ ,,
“ дящего к снижению Потн, является^личенХТиТХда8'
Драющей после Гтах на линии расширения (вследствие vEh’
плотности этой доли заряда). В камерах сгорания с вытес’
Отелями, подобных камере сгорания двигателя ЗИЛ это ««па’
W усугубляется увеличением доли заряда, остающейся в зачопр
>ЖДУ вытеснителем и поршнем к моменту Т Шах. Однако, X
указали опыты и в полусферических камерах, не имеющих вы
- телей, наблюдается то же явление (снижение £Гта и
^увеличением е), но в несколько меньшей мере. Следовательно"
у явление обусловлено не конструкцией камеры сгорания а
ипиальным влиянием s на распределение активного тепла
циклу, обусловленным тем, что с повышением степени сжатия
три мало изменяющемся фпид'плотность и относительная доля
ы заряда, оставшейся несгоревшей к моменту TmRX, увели-
ются. у
.Этот вывод не означает, что влиянием формы камеры сгора-
й можно пренебречь. Наоборот, в газовых двигателях с высо-
степенью сжатия следует использовать положительные ка-
гтва компактных камер без вытеснителей, которые сокращают
& пламени и несколько уменьшают долю массы заряда, сто-
ящей на линии расширения.
Существенное значение, особенно для газовых двигателей, ра-
Йнощих на обедненных смесях, имеет эффект, оказываемый е
.ВДЙраницы эффективного обеднения. Увеличение е сдвигает пре-
да^эффективного обеднения в сторону более бедных смесей, что
ЗСЕюсобствует повышению тц.
«^Изменение е оказывает существенное влияние также на гра-
допустимого разбавления смеси отработавшими газами,
ышение е обеспечивает возможность более глубокого дрос-
ования. В сочетании с увеличением возможного диапазона
(нения это значительно улучшает условия работы при холо-
ходе и малых нагрузках.
^Рабочий процесс при внутреннем смесеобразовании. Для мно-
линдровых стационарных газовых двигателей широкое при-
;ние находит внутреннее смесеобразование, при котором газ
ух в каждый цилиндр подаются раздельно. В четырехтакт-
двигателях внутреннее смесеобразование применяется для
ения однородности смеси по цилиндрам. В двухтактных
ых двигателях внутреннее смесеобразование является сред-
Щом, позволяющим избежать потерь газа при продувке. При
®ТОМ продувку выполняют воздухом, а газ подают в начале сжа-
• ’ИЯ —по окончании продувки.
^Особенности рабочего процесса при внутреннем смесеобра-
зовании обусловлены влиянием качества смешения. Если при
Оешнем смесеобразовании этот фактор может играть сколько-
ДОУДЬ заметную роль лишь при малых частоте вращения ко-
Мнчатого вала и нагрузках, то при внутреннем смесеобразовании
117
к
его влияние значительно сказывается во всем диапазоне натру,
зок и особенно при большой частоте вращения.
Специфическое влияние условий смешения при внутреннем
смесеобразовании характеризуется, в частности, своеобразным
изменением параметров рабочего процесса в зависимости от ско.
ростного режима. При внешнем смесеобразовании изменение ча-
стоты вращения коленчатого вала оказывает влияние лишь в той
мере, в какой связанное с ним изменение турбулентности влияет
на продолжительность индуктивного периода и периода основ-
ного сгорания. При внутреннем смесеобразовании влияние ча-
стоты вращения коленчатого вала в первую очередь сказывается
на качестве смешения, так как определяет его продолжитель-
ность. В связи с этим частота вращения при внутреннем смесе-
образовании существенно влияет на щ-.
Основные параметры рабочего процесса двухтактного дизеля
и газового двигателя, построенного на его базе, приведены в
табл. 10. Как видим, метановый и сжиженный газы вызывают
10. Основные параметры рабочего процесса двухтактного дизеля (е=14)
и газового двигателя с искровым зажиганием и внутренним
смесеобразованием (е=8,15), построенного на базе этого дизеля
(п=1000 об/мин)
1 - П араметры Дизельное топливо Природный, газ Коксовый газ Бутано- пропано вый газ
. Коэффициент избытка воздуха . . 1,45 1,3 1,47 1,2
Среднее индикаторное давление, кгс/см2 . .......... 7,78 8,0 7,94 8,03
Индикаторный КПД 0,348 _ 0,358 0,404 0,31
Угол опережения зажигания (впры- ска), град 14,5 24 20 28
Максимальное давление цикла, кгс/см2 83 56 68 64
Максимальная температура цикла, К - 2200 2290 2580 2300
. Индуктивный период, град. . . . 8,5-9 12 8 12
Продолжительность видимого его- рания до ртах, град. ....... 12 12 15,5 20,5
Продолжительность видимого сгора- ния ДО Утах, град 17 28 19,5 24,5
Коэффициент активного тепловыде- ления к моменту Гт ах ..... . 0,67 0,72 0,8 0,67
Термодинамический КПД . . . d 0,515 0,515 0,501 0,465
Примечание. Углы опережения, индуктивные видимого сгорания здесь н далее даны в градусах пов< периоды эрота колен и продолж чатого вала нтельност” —•"
118
рачительно большую продолжительность видимого сгопания
гчем дизельное топливо. Продолжительность сгорания кодового
^а3а немногим отличается от продолжительности сгорания ди
явного топлива. Эти заключения равным образом относятся и
к индуктивному периоду и к продолжительности видимого его
рания. Увеличение продолжительности видимого сгорания наия
ду с пониженной степенью сжатия способствует уменьшению
максимального давления цикла в газовом двигателе При пабо ₽
на метановом газе тр имеет вримерно такое же значение как и
для дизеля, при работе на сжиженном газе величина цг ниже
чем для дизеля, а при работе на коксовом газе —выше.’данные
о коэффициенте тепловыделения к моменту Ттах поясняют при-
веденные значения тр. 1
Наименьшей величины £Гтах достигает при работе на тяже-
ч«лых топливах -А- сжиженном газе и дизельном топливе, а-наи-
большей— при^эаботе на коксовом газе. В дизеле, несмотря на
высокую степень сжатия и быстрое сгорание, £ттах сравнитель-
но низок вследствие специфических для дизеля условий воспла-
менения и сгорания, которые будут рассмотрены ниже.
Сопоставление значений £гтах при работе на метановом, сжи-
женном и коксовом газах подтверждает положения, высказан-
ные при анализе внешнего смесеобразования. Отметим, что при
внутреннем смесеобразовании преимущества водородосодержа-
... щего топлива (коксового газа) увеличиваются благодаря отно-
* сительному улучшению качества смешения, обусловленному зна-
чительно большим содержанием газа в смеси. Все же ухудшение
смешения при внутреннем смесеобразовании сказывается и при
• работе на коксовом газе.
Основные параметры рабочего процесса при одних и тех же
t условиях работы двигателей с внешним и внутренним смесеоб-
разованием приведены в табл. 11. Конечно, сравнивать показа-
дели двух столь различных двигателей можно лишь приближен-
но, но весьма характерно, что КПД сгорания при внутреннем
смесеобразовании оказался на 5—10% меньше. Характерно так-
же, что индуктивный период в двигателе с внутренним смесе-
•'образованием оказался заметно продолжительнее, чем в двига-
ГГ теле с внешним смесеобразованием, несмотря на большую сте-
пень сжатия в первом двигателе. Все это является результатом
ухудшения смешения при внутреннем смесеобразовании.
Продолжительность видимого сгорания в двигателе с внут-
ренним смебеобразованием оказалась значительно меньшей, чем
В двигателе с внешним смесеобразованием. Это можно объяс-
нить значительным увеличением степени сжатия и давления в
конце сжатия (благодаря двойному наддуву воздухом и газом),
а также более благоприятной для сокращения продолжительно-
• сти видимого сгорания формой камеры сгорания двигателя с
внутренним смесеобразованием (полусферическая со свечой в
. Центре).
♦ • 119
11. Основные параметры рабочего процесса при внешнем (е=6,2) и внутреннем
(е==8,15) смесеобразовании (п=(1000 об/мин)
Параметры Природный газ (а-1,15-Ь1,3) Коксовый газ (а=1,25н-1.5)
Внешнее смесеоб- разование Внутрен- нее смесе- образова- ние Внешнее смесеоб- разование Внутрен- нее смесе- образова- ние
Индикаторный КПД 0,32 0,35 0,36 0,4
Индуктивный период, град. . . . 10 12 2,5 8
Продолжительность видимого сго- рания до Ушах, град 43 22 34 19,5
Коэффициент активного тепловыде- ления к моменту Ушах 0,79 0,72 0,85 0,8
Приведенные данные позволяют также заметить, что качест-
во смешения (однородность смеси) оказывает большое влияние
на продолжительность первого (индуктивного) периода сгорания
и сравнительно меньше влияет на продолжительность второго
периода (основной фазы сгорания).
Характерным проявлением влияния внутреннего смесеобразо-
вания на рабочий процесс двигателя с искровым зажиганием
является увеличение неравномерности рабочего процесса в смыс-
ле неидентичности последовательных рабочих циклов.
Подобного рода явление наблюдалось в двигателях с внеш-
ним смесеобразованием, работающих на бедных бензино-воз-
душных смесях. При работе тех же двигателей на газе такого
явления не наблюдалось. Следовательно, это явление в бензи-
новых двигателях связано с гомогенностью горючей смеси перед
сгоранием. Индикаторные диаграммы двухтактного газового дви-
гателя подтверждают этот вывод. В двигателе с внешним сме-
сеобразованием недостаточная гомогенность смеси наблюдалась
лишь при работе на бензине. Лучшее перемешивание газа (чем
бензина) с воздухом обеспечивало при внешнем смесеобразова-
нии достаточную гомогенность газовоздушной смеси и равномер-
ность сгорания даже при бедных смесях. При внутреннем сме-
сеобразовании худшие условия перемешивания не обеспечивают
такой гомогенности смеси, какая наблюдается при внешнем сме-
сеобразовании, и потому в двухтактном газовом двигателе на-
блюдается неравномерность сгорания, характерная для бедных
бензино-воздушных смесей при внешнем смесеобразовании.
Помимо сужения диапазона возможного изменения состава
смеси («щах) внутреннее смесеобразование приводит к сокраще-
нию предела возможного разбавления смеси остаточными газа-
120
дЛ;Т. е- предела возможного (по условиям сохранения устойчи-
ЯК, работы двигателя) уменьшения цу. Это обстоятельство
Я^бенно важно для двухтактных двигателей, где внутреннее
«Ш^сеобразование является необходимостью. По уравнению
'Ж’;' х — £ 1 Р^то
V V 1 1 + 7 ТаРо
"^Экспериментальным данным можно построить зависимость у=
)j^^tjv)a=var • Воспользовавшись этой зависимостью (см. рис. 59),
ШЦрамму т)у — а можно перестроить в координатах у________а
SB. 64). По диаграмме у—а можно определить границы раз-
б|йкния остаточными газами рабочей смеси в зависимости от
л»,Состава. .
Ж^арактер зависимости y(r)v) для четырехтактных двигателей
ЙиЁящним .смесеобразованием и для двухтактных с внутренним
образованием существенно отличается, что объясняется
. Жйшчием в них диапазона изменения ра-
дауЦдя внешнего смесеобразования и отсутствия наддува ра из-
ЛМстся от 0,9—0,95 кгс/см2 при полном открытии дроссельной
Жорики До 0,3—0,4 кгс/см2 при холостом ходе. Для внутреннего
ейЕеъбразования и наличия продувки от нагнетателя ра не мо-
" Добыть ниже 1 кгс/см2. Вследствие этого при уменьшении т]у
^яЦряие у увеличивается более резко, чем при внешнем смесе-
ййгезовании. Кроме того, ухудшение качества смешения при
„вюеннем смесе°бразовании суживает границы возможного ее
«лянения и разбавления остаточными газами.
* чнИспользуя диаграммы т]у—а и у—а, можно на диаграмме
' 'Mgrc Т отметить коэффициент на-
НЯ^ния, соответствующий наи-
экономичному и равномер-
холостому ХОДУ (г]ух.х) И
Гмпемальный допустимый по
рувгевиям равномерной работы
|ЙВафициент остаточных газов
дИБДЛя двухтактного двигателя
гровым зажиганием.
Ери внешнем смесеобразова-
<fa.x расположен ниже уШах,
/'Я&ндовательно, обеспечен рав-
Чд^рный и экономичный холо-
'WK ход. При внутреннем
смесеобразовании обычно
и экономический холо-
>1У 'Ход обеспечить не удается,
^д|:Хак допустимый по условиям
^Ч^мсрности коэффициент на-
дяр^ия больше коэффициента
,' д^лчения, соответствующего
космическому холостому ходу.
Рис. 64. Зависимости, характеризующие
влияние коэффициента остаточных га-
зов иа допустимое изменение коэффи-
циента а в газовом двигателе (сплош-
ные кривые — при внешнем смесеобра-
зовании, а штриховые — при внутрен-
нем):
/__работа в ‘режиме холостого хода;
2 — работа под нагрузкой
-т-7
Однако это не означает, что при внутреннем смесеобразова-
нии вообще невозможен равномерный холостой ход. Анализируя
диаграмму rjv — а (см. рис. 59), видим, что равномерная работа
в режиме холостого хода возможна и при t]v>t]vx.x, но только
в случае ах.х>аопт- Следовательно тогда, когда увеличение у щ
позволяет получить равномерный холостой ход в результате
уменьшения наполнения, этого можно дости^ обеднением смеси.
Однако в этом случае работа в режиме холостого хода (и малых
нагрузок) будет неэкономичной. Возможны также случаи, когда
и увеличением а невозможно осуществить холостой ход в пре-
делах равномерной работы двигателя (кривая холостого хода в
этих случаях на графике расположена за границей устойчивой
работы).
Значительное влияние качества смешения при внутреннем
смесеобразовании определяет зависимость параметров рабочего
процесса от организации смешения. При внутреннем смесеобра-
зовании характер рабочего процесса в значительно большей мере
чем при внешнем смесеобразовании зависит от индивидуальных
особенностей двигателя и главным образом от систем смесеоб-
разования и зажигания.
Рассмотренные зависимости позволяют считать, что при пе-
реводе двухтактных дизелей на питание газом необходимо улуч-
шать продувку, несмотря на снижение а.
СОПОСТАВЛЕНИЕ РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ
В ГАЗОВОМ ДВИГАТЕЛЕ И ДИЗЕЛЕ
В связи с тем, что газовые двигатели часто создают на базе ди-
зелей, целесообразно рассмотреть принципиальные различия ха-
рактера рабочего процесса в дизеле и в газовом двигателе с
искровым зажиганием. В основном эти отличия связаны с раз-
ными условиями воспламенения и сгорания.
Большое влияние на характеристику тепловыделения и рабо-
чий процесс в дизеле оказывает задержка воспламенения т,
В двигателе с искровым зажиганием т; влияет лишь на опереже-
ние зажигания, в дизелях же влияние задержки т< обусловлен»’
тем, что она (вместе с кривой подачи) определяет количестве^
топлива, вспрыснутое в цилиндр до начала сгорания. Именно до»--;
ля вспрыснутого за время задержки топлива ct-= (G х t /бц), а н*
задержка т< определяет влияние задержки воспламенения. 5
Характеристики активного тепловыделения и выгорания в Д!1г
зеле в значительной мере связаны с кривой подачи топлива #
качеством смесеобразования. При этом в понятие смесеобразов»
ния включается и газодинамика заряда. В зависимости от этж
и некоторых других .факторов для дизелей возможен существе»
но различный вид характеристики тепловыделения. В двигателе
же с принудительным зажиганием вид характеристики тепло®1!
деления, хотя и отличается в зависимости от режимов, кон<<
fspyKTHBiibix и других факторов, но отличия эти лишь количествен-
ные- Общий же вид характеристики тепловыделения в двигате-
лях с искровым зажиганием не подвергается столь резким коле-
баниям как в дизелях.
Это понятно, если учесть, что в двигателях с искровым за-
••Йжиганием волна сгорания распространяется по заранее подго-
->товленной гомогенной смеси топлива с воздухом, а в дизелях по-
З'дача топлива, смесеобразование и сгорание накладываются по
времени.
‘Д' Типичные характеристики тепловыделения некоторых дизе-
и газового двигателя с искровым зажиганием приведены на
“Чрис. 65, а в табл. 12 даны «ровные параметры их рабочих про-
• Йцессов. Для сопоставления выбрана характеристика тепловыде-
->?ления четырехтактного газового двигателя (рис. 65, а) при бед-
‘*НОЙ смеси, так как дизели работают лишь на бедных смесях.
•*; Сильное обеднение газовоздушной смеси привело к значительно-
7йму увеличению индуктивного периода (xMW=4 мс), а также к
«некоторому затягиванию основной фазы сгорания. Однако ха-
.Арактер кривой тепловыделения в двигателях с искровым зажи-
,,'^ганием здесь полностью проявляется. Он заключается в очень
^плавном, но быстром нарастании скорости тепловыделения в на-
3/чале сгорания и быстром сгорании примерно с постоянной ско-
г^ростыо тепловыделения основной доли заряда. Благодаря этому
'.^основная доля активного тепла выделяется до точки Утах на уча-
v!CTKe, соответствующем примерно 35° поворота коленчатого-вала.
ецТакая характеристика тепловыделения соответствует плавному
т,к
1800
4
.. й
л
1*-
W »
в .
0,8
0,6
/7/
0,2
О
л^, 20 0 20 W 60 80100 60 20 О 20 W 60 80100
f.nm. а) Влт. б)
' ₽Ис- ®5. Индикаторные диаграммы и характеристики активного тепловыделения дизелей
/ В газового двигателя:
в ^автомобильный газовый двигатель (работа на бутано-пропановом газе; е=6,6; п=
-1000 об/мин; а=1,44); б— четырехтактный дизель с непосредственным впрыском без
? "аддува («=1600 об/мнн, а=2,02); в — четырехтакнтый дизель с непосредственным впрыс-
*Ом и иаддувом (л=740 об/мин, а—1,93); г — двухтактный дизель со встречно-двнжущи-
; жнея поршнями (л=1700 об/мин; а= 1,305)
122
123
12. Основные параметры рабочего процесса и тепловыделения дизелей
и газового двигателя
Параметры Газовый двигатель четырехтактный с внешним смесеобра- зованием (бутано- пропановый газ) Дизель
четырехтактный двухтакт- ный
Геометрическая степень сжатия . . Частота вращения п, об/мин . '. . Коэффициент избытка воздуха а Индикаторный КПД Относительный КПД Коэффициент полноты сгорания . . Коэффициент тепловыделения к мо- менту Тщах Коэффициент тепловыделения к мо- менту ртах • Действительный относительный кпд Угол опережения впрыска (зажига- ния), град Индуктивный период, град. ". . . Угол ОТСТОЯНИЯ Ртах ОТ B.M.T., град. Угол отстояния Тщах от в.м.т., град. Доля топлива, впрыснутого за ин- дуктивный период Степень повышения давления . . . Скорость нарастания давления от точки с до ртах, кгс/(см2-град) . . 6,75 1000 1,4 0,352 0,81 0,9 0,86 0,78 0,94 34 24 28 34 0 1,73 0,45 ' 15,6 1600 2,02 0,41 0,7 0,92 0,56 0,26 0,78 25 21 6 34 0,89 1,54 3,4 12 740 1,93 0,41 0,75 0,87 0,76 0,28 0,87 21 10 21 67 0,23 1,54 1 17 1700 1,305 0,434 0,77 0,86 0,7 0,22 0,905 7,5 5 9 27 0,16 1,28 1,95
нарастанию давления на индикаторной диаграмме и высокому
значению действительного относительного КПД (т]Отн д), пока-
зывающему, что потери вследствие несвоевременности выделе-
ния тепла здесь невелики.
Характеристика тепловыделения сравнительно высокооборот-
ного дизеля с непосредственным впрыском приведена на
рис, 65, б. Для таких дизелей характерна большая относитель-
ная задержка воспламенения, приводящая к тому, что к момен-
ту воспламенения почти все топливо, приходящееся на один
цикл, находится уже в камере сгорания (в данном случае
о,=0,89). Как видим, заметно отличие начальных участков кри-
124
тепловыделения описываемого дизеля и газового двигате-
ЯЕр. Если для газового двигателя характерен весьма плавный
^Дурыв кривой тепловыделения от нулевой линии, то у дизеля он
«езкий, скачкообразный. Это имеет большое значение, так как
Вкяьляется одной из основных причин повышенной шумности та-
.fe -fc-HX дизелей. Объясняется это явление тем, что в .газовых дви-
ЖЖтелях сгорание начинается с воспламенения в зоне искры весь-
небольшой массы топлива (~2%, см. рис. 24), в то время как
Ж&дизелях минимальная доза самовоспламеняющсго топлива со-
гЖ^авляет примерно 5—7%. Кроме того, практически мгновенное
«Самовоспламенение в дизеле этой начальной дозы вызывает
’«ЦЁЧень быстрое сгорание еще некоторой доли заряда.
jflp Весьма характерной является также кривая сгорания в ди-
.ЖйЕле описываемого типа. Несмотря на то, что к моменту воспла-
Жвьиения почти все топливо находится в камере сгорания, лишь
аЯЙбчЛьшая его часть (примерно 20%) сгорает с очень значитель-
ЗЯиЬй скоростью. Выделение же основной доли тепла происходит
гМкмалой скоростью, благодаря чему оно переносится далеко на
<Ящ<нию расширения. Доля активного тепла, выделившегося к
хйЙ’оменту Ртах, составляет всего лишь 25—30%.
Очень быстрое сгорание первой доли топлива (20—25% за-
Ж^яда) приводит лишь к чрезмерной жесткости (скорости нара-
Ж^гания давления) и шуму. Замедленное, неэффективное сгора-
Ир&ие остальной части заряда сводит на нет термодинамические
дЗШмгоды от быстрого сгорания первой части.
.Дау .. Характеристика тепловыделения, типичная для сравнительно
^алооборотного дизеля, приведена на рис. 65, в. Относительная
д^сличина задержки воспламенения в этом двигателе значитель-
ЮО меньше, чем в предыдущем (главным образом из-за меньшей
ijSwacTOTbi вращения коленчатого вала). Доля топлива, поступив-
д^него в цилиндр за время задержки, в данном случае значитель-
«уо меньше, чем в предыдущем. Однако и здесь характер тепло-
ж&иделения нельзя признать удовлетворительным, хотя он совер-
ддоенно иной, чем у более высокооборотного дизеля с непосред-
ственным впрцском (рис. 65, б). Скорость тепловыделения
Ж^зхраняется примерно одинаковой на значительной части харак-
•яИйуристики тепловыделения. Однако эта скорость мала и в ре-
иррультате к моменту pmax выделяется лишь около 30% всего ак-
‘Штивного тепла. Значительная же часть тепла выделяется на
З&йшии расширения.
Неудовлетворительный характер процесса тепловыделения в
дранном случае можно объяснить тем, что основная масса топ-
ЫмШва на пути к воздуху проходит через пламя, образовавшееся
гШфи сгорании первых порций топлива, и подвергается при этом
;.^1|рекингу вплоть до образования углерода, сгорающего затем
.^Очень медленно. Кратковременное появление углерода при сго-
\ ранни в дизеле наблюдал Г. Е. Мизернюк. И. Мойрер [36] счи-
sijtaeT, что образование углерода происходит -в дизеле не только
Ж 125
тогда, кожа топливо проходит через пламя, но даже (и в еще
большей мере) при хорошем смесеобразовании.
В дизелях, характеристики которых показаны на рис. 65, б
и в, неудовлетворительный характер тепловыделения приводит к
существенному снижению т]Отн-д. Интересна разновидность рабо-
чего процесса в дизеле, характеристика которого показана на
рис. 65, г. Несмотря на то, что дизель достаточно высокооборо-
тен (/1=1700 об/мин), задержка воспламенения сравнительно
мала (тг = 0,5 м/с) и доля впрыснутого за период задержки топ-
лива невелика (ог=16%). Обусловлено это высокой температу-
рой в конце сжатия благодаря значительной степени сжатия
(е=17) и повышенному наддуву.
Особый интерес представляет в этом случае вид характери-
стики тепловыделения. Несмотря на то, что условия в начале
процесса активного тепловыделения близки к условиям для слу-
чая показанного на рис. 65, б, вид этих характеристик тепловы-
деления существенно различен. Если для случая, показанного на
рис. 65, б наблюдалось медленное тепловыделение, далеко затя-
гивающееся на линию расширения, то в случае, приведенном на
рис. 65, г, наблюдалось довольно плавное и в среднем достаточ-
но быстрое выделение активного тепла.
Характер тепловыделения в случае, показанном на рис. 65, г,
значительно более выгоден. Здесь при сравнительно малой за-
держке воспламенения и плавном тепловыделении в начале сго-
рания основная масса заряда сгорает быстро. К моменту ртах
выделяется значительная доля активного тепла, причем точка
Ртах находится достаточно близко к в. м. т., но не настолько, что-
бы вызвать излишнюю жесткость. В результате при умеренной
жесткости наблюдается высокий относительный КПД, несмотря
на то, что данный случай соответствует малому (для- дизеля)
коэффициенту избытка воздуха (а=1,3).
Выгодный вид этой характеристики тепловыделения и, как
следствие, высокие показатели можно объяснить хорошим сме-
сеобразованием, присущим двухтактным дизелям со встречно-
движущимися поршнями. Можно предположить, что дело заклю-
чается не только и не столько в том, что топливо хорошо сме-
шивается с воздухом, сколько в том, что пламя удаляется с пути
впрыскиваемого топлива. Благодаря движению воздуха от впу-
скных окон к выпускным и впрыску топлива в плоскости, пер-
пендикулярной оси воздушного тока, топливо на протяжении
большей части впрыска последовательно проходит стадии сме-
шения с воздухом, воспламенения, сгорания н удаления из зоны
сгорания.
Следовательно, внутри камеры сгорания создается как бы
стационарная зона сгорания, в которую постепенно поступают
новые порции заряда. Такая наивыгоднейшая модель процесса
(конечно, идеализированная) адекватна сгоранию в двигателе с
искровым зажиганием. Однако в последнем случае зона сгора-
126

О, распространяется по горючей смеси, а в первом-смесь по
Купает ^неподвижную зону сгорания. Таким образом, пути уХ-'
|ения ^оцесса тепловыделения в дизелях заключаются в
приближении характера процесса сгорания к характеру этого
процесса в двигателях с принудительным зажиганием хотя и
Несколько в инои форме. ’ хотя и
? Конечно, средством приближения к этой цели является не
|олько применение двигателей со встречно-движущимися пошп
Иями. К таким средствам относят и так называемый М-ппоцесс
Предложенный И. Мойрером. Характерно, что И. Мойрер так и
Предлагает: процесс сгорания в дизеле следует организовать по
|бразцу процесса в двигателе с искровым зажиганием [36].
Ступенчатый впрыск топлива и специальная организация га-
зодинамики заряда также способствуют улучшению процесса
(Зйгепловыделения и во всех случаях первым критерием их дейст-
Жвенности может служить степень приближения вида характери-
Жртики тепловыделения к ее виду для двигателей с искровым за-
Жжйганием, а также значение действительного относительного
®КПД, характеризующего влияние процесса тепловыделения на
^индикаторный КПД.
Отметим важность определения £ттах, а не только gmax, так
жкак во всех случаях в дизелях количество (относительное) вы-
«йелившегося активного тепла tmax примерно такое же, как в
^двигателях с искровым зажиганием. Последним дизели уступа-
Яйот лишь в распределении выделившегося тепла по циклу, благо-
* даря чему т]Отн.д в газовом двигателе, как правило, заметно вы-
ЖШе, чем в дизеле. Это зачастую позволяет получить в газовом
^Двигателе при значительно меньшей, чем в дизеле, степени сжа-
тия такой же (или близкий к нему) индикаторный КПД.
.5.V Сделанные заключения относятся к работе газового двига-
теля и дизеля в зоне а= 1,34-1,6. Неоспоримым преимуществом
ДШДзеля является сдвиг границ эффективного (“rzz-nlgx ) 11 особенно
«^максимального (czmax) обеднения в сторону более бедных смесей,
^то обусловливает их повышенную экономичность при частич-
ных (менее 50%) нагрузках.
t'j РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС В ГАЗОДИЗЕЛЕ
По основному признаку — способу воспламенения — газодизели
Относятся к двигателям с принудительным воспламенением, так
Же как двигатели с воспламенением от искры. Однако рабочий
"’Процесс в газодизелях отличается от рабочего процесса в дви-
£гателях с искровым зажиганием специфическими особенностями,
связанными в первую очередь с заменой электрической искры в
.качестве источника зажигания дозой воспламеняющего дизель-
ного топлива.
т' В газодизеле мощность источника зажигания значительно
* больше, чем в двигателях с искровым зажиганием. Кроме того,
$ 127
рабочая смесь поджигается не в Одной точке у холодной стенкц
а в центре заряда и в нескольких местах одновременно. Благо!
даря этому одним из важных положительных особенностей га.
зо-дизельного процесса является значительное расширение гра-
ниц возможного обеднения рабочей смеси.
Коэффициент избытка воздуха в газодизеле, учитывающий
наличие в смеси как газового, так и дизельного топлива,
аг.д ---’^т
1
жД) г
25 50 75 100 °/oNe
Рис. 66. Характеристики рабочего процесса при
«=850 об/мии: сплошные кривые — двухтакт-
ного дизеля 2Д100; штриховые кривые — газо-
дизеля, созданного на базе дизеля 2Д100
128
где «г — коэффициент избытка воздуха в газовоздушной смеси;
г — доля тепла, вносимого с жидким топливом, по отношению к
теплу, вносимому с газом; г— (Qm/Qr); Яиг,/1'ин(,£Ож,£Ог—низшие
теплотворные способности и количества воздуха, теоретически
необходимые для сгорания газа и жидкого топлива.
Параметры рабочего процесса в зависимости от нагрузки, а
также от а для двухтактного дизеля 2Д100 и газодизеля, по-
строенного на его базе [3],
приведены на рис. 66. При
переводе дизелей типа
Д100 на газодизельный
процесс газ (природный)
вводили внутрь цилиндра в
начале сжатия. Воспламе-
няющая доза дизельного
топлива за цикл в граммах
была неизменной при -всех
нагрузках, что соответство-
вало 16% тепла, вводимого
с топливом при полной на-
грузке, и 28% тепла — при
нагрузке 25%. Угол опере-
жения впрыска жидкого
топлива при переходе на
газодизельный процесс
был уменьшен с 17° (ди-
зель) до 14° для снижения
ртах-
Как видим, при полной
и близких к ней нагрузках
в газодизеле "
ся столь же
процесс как
Однако при
нагрузки
с^цил (качественное регу-
обеспечивает-
эффективный
и в дизеле.
уменьшении
увеличением
ирование) эффективность процесса резко снижается. Если в
изеле £тах и ^ттах при снижении нагрузки (и соответственно
величепии ацил) остаются примерно постоянными, то в газоди-
еле они резко уменьшаются.
Индикаторные диаграммы при 100- и 25%-ной нагрузке для
изеля 2Д100 и газодизеля, построенного на его базе, приведе-
Ы на рис. 67. При 100%-ной нагрузке, достигаемой как в дизе-
е,чтак и в газодизеле при а = 1,84-2, вид характеристики тепло-
ыделения в газодизеле более благоприятен, чем в дизеле бла-
при этом, наиболее благопри-
и
йдаря чему т]гг-д>т]д. Однако
характеристики активного тепловыделения
Рис. 67. Индикаторные диаграммы и _._ж._____F_______ _________ ________„______
при п=850 об/мин (сплошные кривые — газодизеля; штриховые кривые — дизеля
2Д100):
а — при нагрузке, равной 100%; б — при нагрузке, равной 25%
|тном для газодизеля режиме, наблюдаются некоторые
ггрицательные свойства газодизельного процесса, а именно уве-
личение индуктивного периода <ринд и, как следствие, повышение
кесткости Др/Дф и давления ртах-
p. . Увеличение задержки воспламенения запального дизельного
ргоплива в газодизеле (по сравнению с дизелем) объясняется
Главным образом тем, что концентрация кислорода в заряде в
Момент впрыска в газодизеле меньше, чем в дизеле, вследствие
Замещения части воздуха газом, а также в результате предпла-
иенных реакций, протекающих в сильно сжатой и нагретой га-
ювоздушной смеси (см. рис. 10).
При малых нагрузках и соответственно сильно обедненных
змесях вид характеристики тепловыделения в газодизеле резко
меняется (см. рис. 66 и 67). Значительно уменьшается полнота
сгорания gmax, а также £ттах, т. е. наблюдается большое недо-
горание. Объясняется это снижением температуры сгорания, что
было подробно рассмотрено при исследовании сгорания обед-
ненных смесей в двигателях с искровым зажиганием (см. рис. 28
И 29). Результаты расчетов изменения температуры сгорания по
Мере выгорания газа в цилиндре газодизеля, построенного на
базе дизеля 2Д100, приведены на рис. 68. Расчеты были прове-
9. Зак. 132 ' 129
дены по выражениям (18) и (19), данным индикаторных диа-
грамм и характеристик тепловыделения.
Как видим, при снижении нагрузки и соответствующем обед-
нении смеси температура сгоревшей части заряда снижается.
При нагрузках, равных 100—75%, температура Гсг достигает
1800—2000 К и остается примерно постоянной при выгорании
около 90% введенного топлива. Педогорание при этом незначи-
тельное. При малых нагрузках (и соответственно сильно обед-
ненных смесях) наблюдается значительное уменьшение Тсг в на-
чале сгорания и, что особенно примечательно, ТСг непрерывно
снижается по мере выгорания, так как тепло, выделяющееся при
сгорании сильно обедненных смесей, недостаточно для компен-
сации снижения внутренней энергии рабочего тела вследствие
расширения в результате движения поршней.
При нагрузках, близких к 25%, температура ТСг снижается
настолько, что больше половины заряда сгорает при Тсг< 1500 К,
т. е. в условиях медленного протекания химических реакций [вы-
ражения (18) и (19)]. В результате этого значительная часть
топлива не успевает сгореть при расширении и выбрасывается с
отработавшими газами.
На характер газодизельного процесса существенное влияние
оказывают два параметра: 1) доля тепла, вводимого с воспла-
меняющим жидким топливом, qK—Qm/iQr+Qm), где Qw — теп-
Рис. 68. Зависимости, характеризую-
щие изменение доли сгоревшей массы
и температуры сгорания в одноцилинд-
ровом отсеке газодизеля ГД 100 при раз-
личных нагрузках:
7 - 25%Л^; 2-50% Л^; 3-75%2V,;
4 - 100% TV^
Рис. 69. Зависимость удельного сум-
марного расхода тепла в газодизеле
ГД100 при п=850 об/мии от доли вос-
пламеняющего жидкого топлива:
1 - 1С0% Ng - 2 _ 75% Д' ; 3 — 50%
Л'.: 4 —‘<5% Д 5-q„m.n
с е ‘ е mln
130
ло, внесенное с жидким топливом; Qr — тепло, внесенное с г^зом;
2) опережение впрыска дизельного топлива 0,°.
Влияние <7Ж на показатели рабочего процесса определяют за-
висимости рис. 69. Минимально допустимую дозу воспламеняю-
щего дизельного топлива при каждой нагрузке определили как
границу устойчивой работы двигателя, характеризовавшуюся
резким увеличением неидентичности последовательных рабочих
циклов и появлением пропусков воспламенения.
' Минимальная доза воспламеняющего дизельного топлива
- увеличивается с уменьшением нагрузки как по абсолютной ве-
?личине (Gjk), так и по относительной (<7ж)- При 100%-ной на-
г грузке достаточно было 5% воспламеняющего дизельного топ-
1 лива для обеспечения устойчивой работы газодизеля, а при
25%-ной нагрузке для этого потребовалось уже <7ж=18%. При
..этом необходимая подача дизельного топлива возросла с 1,7 до
1,4,15 кг/ч.
! С увеличением <7Ж наблюдается уменьшение удельного расхо-
да тепла <7е, незначительное при больших нагрузках и более су-
щественное при малых. Другие параметры рабочего процесса
; (максимальное давление цикла, температура выхлопных газов й
; пр.) мало зависят от qm.
Влияние на показатели газодизельного процесса угла 0 опе-
; режения впрыска воспламеняющего
топлива определяют зависимости рис.
1-70. Удельный расход тепла qc умень-
ршается при увеличении угла 0 — замет-
ано при малых нагрузках и незначи-
тельно при больших. Однако примене-
нию оптимальных углов опережения
•Впрыска при больших нагрузках пре-
пятствует значительное повышение
максимального давления цикла и ско-
рости нарастания давления на участке
сгорания до Ртах, что объясняется уже
отмеченным увеличением задержки
воспламенения при переходе от ди-
зельного процесса к газодизельному.
Приведенные данные (см. рис. 69 и
70) указывают на целесообразность
изменения доли воспламеняющего топ-
лива <7ж и угла 0 опережения впрыска
при регулировании нагрузки газоди-
зеля. Однако это представляет значи-
тельные технические трудности и на
практике обычно подачу воспламеняю-
щего топлива за цикл в граммах уста-
йавливают постоянной и независящей
от нагрузки, так же как и угол опере-
Рис. 70. Зависимость показате-
лей газодизеля ГД100 (п—
=850 об/мии) от угла опереже-
ния впрыска воспламеняющего
жидкого топлива:
1 - 100% Ne ; 2-75% Ne ; 3 -
- 50% \ 4 - 25% Ne
Рис. 71. Индикаторные диаграммы при п=1600 об/мин: ч
1 — дизеля; 2 — газового двигателя, созданного на базе дизеля; 3 — газодизеля
жения впрыска. Причем qm определяет из условия обеспечения
достаточно устойчивой работы при холостом ходе, а 0 — из усло-
вия обеспечения допустимого ртах. Именно так выбирали qm и 0
при определении нагрузочных характеристик (рис. 71) газодизе-
ля, построенного на базе дизеля 2Д100.
Данные о характёре рабочего процесса в газодизеле типа
Д100 являются достаточно типичными, хотя, конечно, могут не-
сколько изменяться в зависимости от конструкции двигателя и
режима его работы.’ Зависимости рис. 71 и данные табл. 13 ха-
рактеризуют рабочий процесс в двухтактном автомобильном дви-
113. Параметры рабочего процесса двухтактных автомобильных двигателей .
при п= 1600 об/мин
1 Параметры Дизель Г азодизель Газовый дви- гатель с искровым зажиганием
Степень сжатия 14 14 9 '
Коэффициент избытка воздуха при сгорании 1,55 1,3 1,1
Опережение впрыска (зажигания), град 14 14. 36
Эффективная мощность, л. с. . . . 106 120 118
Среднее эффективное давление, кгс/см2 6,25 7,15 7,1
Удельный расход топлива, ккал/ /(л. с.-ч) 2320 2450 2470
Доля газа (природного) в удель- ном. расходе, % 0 76 100
132
Продолжение табл. 13
П араметры Дизель Газодизель Газовый дви- гатель с искровым зажиганием
Доля дизельного топлива в удель- ном расходе, % 100 24 0
Температура в выпускном коллекто- ре, °C 297’ 355 347
Максимальное давление сгорания, кгс/см2 98 84 96
Индуктивный период, град . . . 7 18 19
Период видимого сгорания (до ртах), Град .... * 14 11 26
Средняя скорость нарастания дав- ления до Ртах, кгс/(см2-град) . . . 3,1 3,9 2,15
'гателе при его работе по дизельному, газовому (с искровым
'зажиганием) и газодизельному режимам [23]. В первом и по-
следнем случаях сохранялась обычная для этого дизеля степень
сжатия, равная 14. При работе на газе с искровым зажиганием
степень сжатия была снижена до девяти. Несмотря на значи-
тельную присадку жидкого топлива (24%), в данном случае
ярко проявился характерный недостаток газодизельного процес-
са: увеличение задержки воспламенения и, как следствие, повы-
Ьшение жесткости.
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС В ДВИГАТЕЛЕ
f С ФОРКАМЕРНО-ФАКЕЛЬНЫМ ВОСПЛАМЕНЕНИЕМ
^Важнейшие особенности рабочего процесса в двигателях с фор-
камерно-факельным воспламенением описаны при исследований
^сгорания (см. рис. 35—37). Исследование показало, что основ-
ным достоинством этого метода организации рабочего процесса
^Является возможность эффективного сжигания значительно бо-
улее обедненных смесей, чем при обычном искровом зажигании.
!Это достоинство особенно заметно в применении к газовым дви-
гателям из-за двух особенностей газового топлива.
Во-первых, благодаря более широким пределам допустимого
: обеднения. Если эти пределы при факельном зажигании можно
раздвинуть для бензино-воздушной смеси с <xmax = 1,24-1,25 (ис-
кровое зажигание) до атах= 1,74-1,8, то для природного газа —
с атах = 1,74-1,8 до атах=3 и более. Таким образом, при форка-
мерно-факельном зажигании становится возможным более эф-
фективное чисто качественное регулирование мощности двигате-
ля, как в дизеле или газодизеле.
Во-вторых, выгодная особенность газового топлива, способ-
ствующая применению форкамерно-факельного воспламенения,
связана с его фазовым состоянием и способностью хорошо сме-
шиваться с воздухом.
133
Одной из основных практических трудностей при осуществ-
лении форкамерно-факельного воспламенения при работе на бен-
зине является усложнение системы питания и смесеобразования,
связанное с необходимостью подачи малых, точно дозированных
количеств топлива и воздуха в форкамеру. При использовании
газового топлива систему питания форкамеры можно значитель-
но упростить. На рис. 72 приведена принципиальная схема двух-
тактного газового двигателя с форкамерно-факельным воспламе-
нением, созданного на базе дизеля ДЮОсовстречно-движущими-
ся поршнями [3], и схема его рабочего процесса.
Рис. 72. Схема устройства и фазы газораспределения в двухтактном газовом двигателе
11ГД100 с форкамерно-факельным воспламенением:
I— воздух, р=1,2 ^"1,24 кгс/см2; II — газ в цилиндр, р=4,5 кгс/см2;/У/ — отработавшие
газы; IV — газ в форкамеру, р=2“=~4 кгс/см2;
/ — поршень; 2 — газовпускной клапан; 3—форкамера; 4 — свеча зажигания; 5 — автома-
тический клапан впуска газа в форкамеру
Продувка и наполнение цилиндров воздухом происходят так
же, как в дизеле. В начале сжатия (при перекрытии поршнями
продувочных и выпускных окон) в цилиндр через управляемый
газовый клапан впускается необходимая порция газа, который
затем на протяжении сжатия смешивается с воздухом. В фор-
камеру через неуправляемый автоматический клапан под неко-
торым давлением подается дополнительная порция газа, кото-
рая, во-первых, продувает форкамеру, способствуя очищению ее
от отработавших газов и, во-вторых, обогащает смесь в форка-
мере. Обогащенная смесь в форкамере поджигается искрой све-
чи зажигания. Из форкамеры в цилиндр выбрасывается факел
134
корящих газов, которы-й поджигает, а также турбулизирует ос-
новной заряд в цилиндре, обеспечивая его надежное воспламе-
нение и быстрое сгорание. По окончании сгорания в цилиндре
’Происходят обычные процессы расширения и смены рабочего
^гела.
Подача в форкамеру только газа через автоматический кла-
пан значительно упрощает форкамерную систему. Однако для
Обеспечения эффективной и устойчивой работы этой системы при
Lcex режимах необходим тщательный подбор ее параметров,
Считывающий сложные взаимосвязи рабочих процессов в фор-
камере и цилиндре.
£ Первая и основная задача организации процесса в описанной
Июркамере— обеспечение в ней в момент подачи искры смеси
надлежащего состава. Коэффициент избытка воздуха в форка-
мере в момент подачи искры (a(j>) определяют по следующим
Элементарным соотношениям, составленным с учетом полной
Счистки форкамеры от отработавших газов
Оф.с — 0 + кф^о) (Оф г + Оцг);
GU.r = ~Г+Оа ~Т~ ’’ G« c = ОФ.С-“°Ф.Г ;
1 -Г «ЦИЛ*О
(Сф.е/Оф.г)-»______
а* “ЦКЛ (Сф.с/Сф.г) + “циЛ> ’
(26)
яЕтде бф.с — количество смеси в форкамере в момент подачи иск-
яК'ы; бф.г — количество газа в форкамере в конце наполнения, т. е.
момент закрытия автоматического клапана; GI(.r— количество
магаза, вошедшего в форкамеру из цилиндра; Gu.c— количество
^Ксмеси, вошедшей в форкамеру из цилиндра; ацил — коэффициент
И&йзбытка воздуха в цилиндре; /о—теоретически необходимое ко-
Жсдичество воздуха в кг на 1 кг топлива.
Соотношение Оф.с/Сф.г в основном определяется степенью
Жсжатия заряда в форкамере. Из характеристического уравнения
«Следует, что отношение (Оф.с/?ф)/(Оф.г/?г) адекватно степени
«сжатия бф заряда в форкамере в момент появления искры, т. е.
Ж 1_
К °Ф с _ I ри,ф \ Лф ,
Цс °ф.г Rr \ рФ )
ЯкгДе р„,ф — давление в форкамере в момент появления искры;
ж^Ф— давление в форкамере в момент окончания наполнения ее'
Ш газом; R$ и Rr — газовые постоянные соответственно рабочего
тела в форкамере и топливного газа в указанный момент време-
W ли; Пф — показатель политропы сжатия в форкамере.
«К Подробные вычисления [31 показали, что отношение в
135
(28)
Рис. 73. Зависимость коэффициента из-
бытка воздуха в форкамере газового
двигателя 11ГД100 от коэффициента из-
бытка воздуха в цилиндре:
1 _ С • О _ £
доп. min ’ доп max
широком диапазоне ацил может быть принято постоянным. Так,
для типичного природного газа /?ф/7?г=0,645 =const и
еф~ 0,645
Оф.г
Подставляя это выражение в (26), получим
_ 1,55еф—1
“ф — ащ1Л —
I , ООЕф 4~ ОСцилА)
Из выражения (28) следует, что с учетом принятых допуще-
ний аф зависит от двух параметров: коэффициента избытка воз-
духа в цилиндре при сжатии (ацил) и степени сжатия Еф в фор-
камере к моменту появления искры. На рис. 73 представлены эти
зависимости для типичного при-
родного газа. Если допустимое
изменение аф ограничить преде-
лами 0,6—1,3 (обеспечивается
хорошая воспламеняемость газо-
воздушных смесей природных га-
зов) , а изменения ацил — преде-
лами 1,3—5, то необходимое аф
будет обеспечено при изменении
Еф от 11 до 18,5.
Анализ зависимостей рис. 73
позволяет сделать вывод о том,
что описанная система питания
форкамеры природным газом
обеспечивает необходимый аф в
широком диапазоне изменения
ацил, а также подачи газа в фор-
камеру бф.г, которая при прочих
равных условиях определяет Еф
[выражение (27)]. Этот вывод, имеющий большое принципиаль-
ное и практическое значение, сделан при упрощающих предпо-
сылках, в частности, допущении полной очистки форкамеры от
отработавших газов. Однако экпериментальные исследования,
а затем и практика эксплуатации многих двигателей показали
правильность такого допущения.
Подача Сф.г определяется давлением газа на входе в форка-
меру рф.г, т. е.
^Ф.г^^ф.гА?ф к (29)
где fK — лимитирующее сечение автоматического клапана форка-
меры; <рф — угол (время) открытого состояния автоматического
клапана в градусах поворота коленчатого вала.
Очевидно, что <рф также зависит от рф.г (чем больше Рф.г, тем
раньше откроется и позже закроется автоматический клапан
форкамеры).
136
вф, кгс/смг
и минимального давления газа
Рис. 74. Зависимость максимального
на входе в форкамеру двигателя 11ГД100 от нагрузки при п=
=750 об/мин:
° ~ ецил = 14,7 б-гцИЛ=12-5
Границы возможного изменения рф.г в зависимости от на-
' грузки газового двигателя 11 ГД 100 показаны на рис. 74. По мере
уменьшения нагрузки при увеличении адил допустимые значения
f Рф.г как максимальные, так и минимальные, смещаются в сторо-
ну больших величин. Однако можно сделать приципиальный и
практический вывод о том, что может быть выделена некоторая
. зона постоянных значений рф.г (заштрихована), при любом из
) которых возможен устойчивый рабочий процесс для. всех нагру-
зок. Величина этой зоны и абсолютные значения рф.г зависят от
-многих факторов (конструкции, режимов и др.). Однако такая
зона всегда существует, что позволяет простыми средствами осу-
'ществить при работе на природном газе, пользуясь описанной
Системой форкамерно-факельного воспламенения, устойчивый ра-
бочий процесс для всех нагрузок при качественном регулиро-
вании.
Устойчивость этого процесса существенно зависит от степени
^сжатия двигателя, так как в определенных условиях степень
сжатия двигателя еЦИл и степень сжатия в форкамере близки, т. е.
Рок
Ра
"Ф.
"сж; 4 =
®ЦИЛ --
^и.ф
РФ
При малом опережении зажигания рСж~Ри.ф; Рф обычно не-
многим превосходит ра. Можно также считать, что Нф«пСж- Сле-
довательно, влияние еф (см. рис. 73) во многом отражает влия-
f‘ ние Ецил- Чем больше ецил, тем устойчивее рабочий процесс с‘
> форкамерно-факельным зажиганием по описанной схеме.
Характер рабочего процесса в газовом двигателе с форкамер-
Ж но-факельным зажиганием в значительной мере зависит от пара-
|Г метров форкамеры. Изменение относительного объема форкаме-
Ж ры в пределах 3—5% объема основной камеры сгорания не
К 137
оказывает заметного влияния на рабочий процесс. Лишь при ма-
лых нагрузках эффективность рабочего процесса несколько по-
вышается при увеличении объема форкамеры в результате по-
вышения энергии факела.
Существенное значение имеет отношение объема форкамеры
к сечению ее выходного канала V$/fK, так как оно определяет
максимальную длину и скорость распространения факела. При
слишком больших отношениях Уф//К факел очень быстро прони-
зывает камеру сгорания двигателя и может вызвать перегрев
противолежащей форкамере стенки камеры сгорания [3]. При
слишком малом отношении V^/fx (т. е. при большом сучении ка-
нала) эффективность факельного зажигания снижается.,
Влияние давления газа на входе в форкамеру на удельный
расход (а следовательно, и влияние аф) мало заметно при не-
больших нагрузках и совсем незаметно при значительных
(рис. 75). Это показывает, что в газовом двигателе практически
достаточно при всех нагрузках поддерживать аф в пределах зоны
устойчивой работы (см. рис. 73 и 74). На рис. 76 показано влия-
ние угла опережения 0 на основные показатели рабочего нроцес-
са газового двигателя с форкамерно-факельным воспламенени-
ем. Экспериментальные исследования были проведены при по-
стоянной для каждой нагрувки подаче в цилиндр Gr (а следова-
тельно, и для ацил) и постоянном Рф.г.
При оценке влияния 0 следует учитывать особенность" опи-
санной системы форкамерно-факельного воспламенения, заклю-
чающуюся в том, что изменение 0 влияет не только на начало
сгорания в форкамере, но также и на состав смеси в ней, так
как изменяет рц.ф и бф.с [выражение (26)]. Зависимости рис. 76
свидетельствуют о том, что
двигатель при всех режимах
устойчиво работает в широ-
ком диапазоне изменения 0.
Большое практическое зна-
чение имеет тот факт, что
при наиболее важных на-
грузках (50—100%) отступ-
ление от 0ОПТ на 5° приводит
к незначительному сниже-
нию экономичности (не бо-
лее чем на 3%) при сущест-
венном уменьшении Ртах-
Практически при форкамер-
но-факельном воспламене-
нии возможна достаточно
эффективная работа двига-
теля при 0 = const независи-
мо от нагрузки.
Нагрузочные характе-
Рис. 75. Зависимости удельного расхода
топлива двигателем 11ГД100 при п=
—750 об/мин от давления газа на входе в
форкамеру:
1 — 100% Ne; 2 — 15% Ne'. 3 = 50% Ng;
4 - 25« Л’
ре
'll
воспламе-
'Рис. 76. Зависимость параметров одпо-
. цилиндрового двигателя ГД10О при п=
(>=650 об/мии от угла опережения зажи-
мания:
,‘ z - 100% 1\'е : 2 - % 75 Ne -.3-50% Ng
hf - 25% N£
Рис. 77. Нагрузочные характеристики при
«=850 об/мин:
1 — дизеля 2Д100; 2 — газодизеля; 3 — газового -
двигателя с форкамерно-факельным
пением
Д100
газово-
отсека двигателя типа
газодизельному и
эристики экспериментального
-при его работе по дизельному,
•му (с форкамерно-факельным воспламенением) циклам при-
ведены на рис. 77. Во всех случаях степень сжатия была
примерно одинаковой (ецпл — 14,84-15). Показатели при форка-
мерно-факельном воспламенении и газодизельном процессе по-
[Чти одинаковы, но при нагрузках, близких к полной, газодизель-
ный процесс отличается большей жесткостью и большим
максимальным давлением цикла.
Меньшей по сравнению с газодизельным процессом жестко-
сти рабочего процесса при форкамерно-факельном воспламене-
нии способствует малый период задержки воспламенения. Пери-
од задержки воспламенения в форкамере продолжается менее 2°
(0,55 мс) при всех нагрузках. После воспламенения в форкаме-
ре резко поднимается давление (рис. 78) и обогащенная смесь
при высоких ри.ф и 7ф горит очень быстро.
139
Рис. 78. Индикаторные диаграммы газового двигателя
И ГД 100:
1 — в цилиндре; 2 — в форкамере *
Возникновению детонации препятствует расширение смеси в
форкамере вследй^вие истечения (выброса факела) из форкаме-
ры в цилиндр, которое способствует быстрому выравниванию
давления в форкамере и цилиндре.
• Сгорание в цилиндре начинается примерно через 2° (0,55 мс)
после начала сгорания в форкамере. Индуктивный период в ци-
линдре при всех нагрузках составляет всего 4° (1,1 мс). Период
видимого сгорания до ртах с уменьшением нагрузки хотя и уве-
личивается с 15 до 20°, но остается небольшим и/обеспечивает
быстрый, но плавный подъем давления. Следовательно, процесс
тепловыделения в двигателе с форкамерно-факельным зажига-
нием остается вполне удовлетворительным при всех нагрузках.
Неравномерность рабочего процесса как в цилиндре Дцил, так и
в форкамере Аф, остается небольшой при всех нагрузках.
Однако при форкамерно-факельном воспламенении, так же
как при газодизельном процессе, наблюдается резкое увеличе-
ние удельного расхода топлива и уменьшение т]е при малых на-
грузках и сильно обедненных смесях. Причины те же: недогора-
ние значительной части топлива вследствие снижения темпера-
туры сгорания сильно обедненных смесей (см. рис. 68).
Индикаторные диаграммы и характеристики активного
тепловыделения газового двигателя типа Д100 (п=750 об/мин)
при различных нагрузках приведены на рис. 79, а на рис. 80 даны
результаты их обработки. Характер тепловыделения, отражае-
мый в конечном счете т]Отн д, остается практически неизменным
при всех нагрузках, так же, как и степень неравномерности ра-
бочего процесса (А). Уменьшения т]отн и соответственно т]г при
снижении нагрузки обусловлены уменьшением полноты сгорания,
отражаемым синхронным снижением £тах, £Ттах и ^ь' и увели-
чением недогорания Дтнед.
Потери тепла вследствие недогорания в газовом двигателе,
полученные в результате анализа отработавших газов, приведе-
но
Рис. 79. Индикаторные диаграммы и характеристики активного тепловыделения газо-
вого двигателя 11ГД100 при л=750 об/мин:
J - 100% Ne‘, 2 - 75% Nj 3- 50% 4 - 25% N£
Рис. 81. Внутренний тепловой баланс
газового двигателя 11ГД100 при п—
=750 об/мин:
I — потери вследствие недогорания; II—
потери вследствие теплопередачи при
сгорании; III—потери вследствие не-
своевременности выделения тепла; IV—
термодинамические (неустранимые) по-
тери
141
14. Потери тепла вследствие недогорания в газовом двигателе типа ГД100
и=750 об/мин; 7Vc=1500 л. с.) ___________
Показатели Нагрузка, % __
100 50 0 (холостой [ ход)
Коэффициент избытка воздуха при сгорании 1,777 2,4 2,83
Доля углеводородов, % сгоревших полностью сгоревших в СО несгоревших 89,985 2,505 7,510 75,14 6,21 -18,65 48,31 8,29 43,4
Потери тепла вследствие недогора- ния, % 8,265 20,52 45,9
ны в табл. 14. Даже при пол-
ной нагрузке, которой соот-
ветствует ацил = 1,75 Ч- 1,8,
вследствие недогорания те-
ряется 8% введенного с топ-
ливом тепла, а при холостом
ходе эта величина достигает
почти 46%. На рис. 81 приве-
дены зависимости внутренне-
го теплового баланса газово-
го двигателя от изменения
нагрузки, иллюстрирующие
это положение.
Следовательно, в газовых
двигателях форкамерно-фа-
кельное воспламенение обес-
печивает достаточно быст-
рое, надежное и равномер-
ное (от цикла к циклу) сго-
рание сильно обедненных
смесей, однако (так же как
и при газодизельном процес-
се) не устраняет основной
недостаток сгорания таких
смесей — значительное недо-
горание вследствие сниже-
ния температуры сгорания в
начальный период и специ-
фического для поршневых
двигателей уменьшения этой
температуры по мере разви-
тие. 82. Нагрузочные характеристики
отсека газового двигателя 11ГД100 при
л=7о0 об/мии (сплошные кривые — при
переменном давлении рк воздуха во
впускном рессивере, а штриховые —
при постоянном)
142
тия процесса при расширении рабочего тела под влиянием дви--
жения поршней.
Исследование рабочего процесса визовых двигателях с
форкамерно-факельным воспламенением подтверждает, что бо-
роться с недогоранием при сильном обеднении такими средст-
вами, как, например, увеличение турбулизации смеси, нельзя.
Лишь средства, способствующие ускорению химических реакций^
могут быть действенными в данном случае. К таким средствам
относится, например,, повышение начальной температуры смеси
в цилиндре.
Практически наиболее действенным средством является при-
менение в газовых двигателях с форкамерно-факельным воспла-
менением смешанного регулирования, т. е. обогащения (вернее
уменьшения обеднения) смеси при снижении нагрузки. На
;.рис. 82 приведены нагрузочные характеристики газового двига-
- теля (и = 750 об/мин) при обычной подаче воздуха нагнетателем
(рк=const; GB = const) и уменьшении этой подачи при снижении
i нагрузки перепуском части воздуха на вход нагнетателя (Рк=
=var; GB=var). Заметное повышение экономичности при малых
нагрузках обусловлено снижением ацил при этих нагрузках.
ГЛАВА IV
УСТРОЙСТВО
И ОСНОВНЫЕ ТЕХНИЧЕСКИЕ
ХАРАКТЕРИСТИКИ
СОВРЕМЕННЫХ ГАЗОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
ОСНОВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ
t
Использование в конструкциях современных_ газовых двигателей
выгодных свойств газового топлива (хороших антидетонацион-
ных качеств, благоприятных условий смесеобразования, широ-
ких пределен воспламенения в смесях с воздухом и др.) обеспе-
чивает высоте технико-экономические показатели этих двига-
телей.
По удельной мощности (среднему эффективному давлению)
и топливной экономичности (эффективному КПД) лучшие со-
временные газовые двигатели близки и жидкотопливным, а по
таким важным эксплуатационным показателям, как токсичность
отработавших газов и износ, газовые двигатели значительно пре-
восходят жидкотопливные. Снижение износа газовых двигателей
по сравнению с жидкотопливными объясняется улучшением ус-
ловий смесеобразования и сгорания, а также физико-химически-
ми свойствами газов как топлива.
На износ бензиновых двигателей существенное влияние ока-
зывает проникновение в цилиндры неиспарившихся частиц топ-
лива, которые смывают смазку со стенок цилиндра, вызывают их
коррозию и повышенный износ. В дизелях, кроме указанного,
наблюдается также образование при сгорании частичек углеро-
да, вызывающих абразивный износ и ухудшающих смазку.
В газовых двигателях эти явления отсутствуют, что, помимо
уменьшения износа, обусловливает значительное увеличение сро-
ка службы 'смазочного масла, уменьшение его расхода и неко-
торые изменения требований к этому маслу. Опыт эксплуатации
различных газовых двигателей показывает, что сроки смены
масла в них по крайней мере в 2 раза больше, чем в жидкотоп-
ливных того же класса.
В процессе работы жидкотопливных двигателей масло раз-
жижается проникающим в картер неиспарившимся топливом.
Вязкость масла со временем снижается. В газовых двигателях
наблюдается со временем не уменьшение, а увеличение вязкости
масла вследствие выгорания наиболее летучих составляющих и
отсутствия разжижения топливом. Отсюда возникают некоторые
различия в требованиях к этому маслу для газовых и жидкотоп-
ливных двигателей. Для газовых двигателей требуется менее
144

вязкое масло. Основными требованиями и
Двигателей являются стабильность и мада^ольно'ет^’п^3081’1’1
: масел требуются значительно меньшие количества вДЛЯ ЭТИХ
' мент присадок, чем для масел жидкотопливных двигателеТо™’
f бенно дизелей, раоотающих на сернистых топливах ’ °’
Для современных газовых двигателей выпускают спепиапь
ные сорта масел, применение которых значительно снижает иГ
5 нос и нагароотложения, а также увеличивает срок служб т
•' чей зажигания. , у ы све'
СИСТЕМЫ ПОДАЧИ ТОПЛИВА
*

Основной задачей системы подачи топлива в газовых двигателях
является обеспечение оптимального соотношения между возду-
j хом и топливом при всех режимах работы.
В автотракторных и малоразмерных стационарных двигате-
лях с внешним смесеобразованием применяют смесительные уст-
f ройства, сходные по принципу работы с карбюраторами и
^обеспечивающие теми же средствами (экономайзеры, системы
пуска и холостого хода, дроссельные заслонки) необходимый со-
став смеси при всех режимах [6, 17]. Отметим, что распределение
| смеси по цилиндрам в таких двигателях является более равно-
' мерным, чем в бензиновых, что способствует уменьшению удель-
‘ ного расхода топлива и снижению токсичности отработавших
а газов.
Организация рациональной йодачи топлива является значи-
тельно более сложной для многоцилиндровых газовых двигате-
лей с наддувом. В этих двигателях применяют раздельную по-
дачу газа и воздуха в цилиндры.
Задачу наивыгоднейшего регулирования подаваемых на цикл
количеств газа и воздуха, т. е. коэффициента избытка воздуха в
цилиндре (ссцил), в этих двигателях можно разделить на три: ре-
гулирование по нагрузке; регулирование по частоте вращения;
защита от переобогащения и перегрузки.
Подача газа в указанных двигателях происходит через управ-
ляемые клапаны непосредственно в цилиндры или в воздушный
поток перед впускными воздушными клапанами. Количество
воздуха, подаваемого на цикл, определяется работой системы
наддува. Количество газа регулируют-изменением времени-сече-
ния газовпускных клапанов или давления перед газовпускными
клапанами при неизменном времени-сечении. Для регулирова-
ния подачи газа обычно используют регулятор скорости, такой
же как у дизелей.
При изменении нагрузки и неизменной частоте вращения ко-
личество воздуха, подаваемого на цикл, остается практически
неизменным, так как давление наддува рк мало, зависит от на-
грузки (рис. 83, а). Изменением подачи газа при этом осуществ-
ляется качественное регулирование, которое, как было показа-
10 Зак. 132 145
но, даже при форкамерно-факельном воспламенении или газо-
дизельном процессе не является наиболее эффективным.
Удельный расход топлива в газовых двигателях при частич-
ных нагрузках и качественном регулировании существенно
выше, чем в дизеле. Для снижения этого расхода необходимо
одновременно с уменьшением подачи газа при снижении нагруз-
Рис. 83. Зависимости параметров двигате-
лей (сплошные и штрихпунктириые кри-
вые — для газового двигателя с внутренним
смесеобразованием соответственно при ка-
чественном и смешанном регулированиях;
штриховые кривые — для дизеля при каче-
ственном регулировании):
а — от нагрузки; б — от частоты вра-
щения
ки уменьшать подачу воздуха перепуском части воздуха из впу-
скного коллектора на вход нагнетателя или перепуском части
отработавших газов в обход турбокомпрессора, или дросселиро-
ванием выпуска.
В современных газовых двигателях с раздельной подачей воз-
духа и газа применяют автоматические системы, регулирующие
соотношение воздуха и топлива по заданной программе. Иногда
такие устройства называют системами альфа-контроля.
При изменении частоты вращения количество воздуха, пода-
ваемого за цикл, изменяется в зависимости от давления надду-
ва. Необходимое соотношение топлива и воздуха при этом авто-
матически поддерживается регулятором скорости. Возникает, од-
нако, задача защиты двигателя от перегрузки при сниженной
частоте вращения, что для газовых двигателей значительно важ-
нее, чем для дизелей.
Ограничитель максимальной подачи топлива обычно соответ-
ствует максимально допустимой нагрузке (мощности, среднему
эффективному давлению) при номинальной допустимой частоте
вращения. В том случае, когда нагрузка превышает максималь-
но допустимую, а подача топлива ограничена, частота вращения
снижается. При этом цикловая подача воздуха уменьшается
вследствие снижения давления наддува (рис. 83, б), и смесь в
цилиндре обогащается. В дизеле это обогащение значительно
меньше, чем в газовом двигателе, так как цикловая подача топ-
лива при снижении частоты вращения здесь остается практиче-
ски неизменной, а в газовом двигателе увеличивается пропорцио-
нально уменьшению частоты вращения.
Снижение частоты вращения и обогащение смеси при
перегрузке дизеля вызывают увеличение механических и тепло-
146
вых нагрузок, которые мо-
гут привести к остановке
или даже поломке двигате-
ля. В газовом двигателе это
положение еще более остро
вследствие того, что обога-
щение здесь более сильное и
может вызвать детонацию.
Для предотвращения таких
последствии перегрузки не-
обходимо контролировать и
ограничивать максимальную
допустимую подачу топлива
при всех возможных часто-
тах вращения.
Схема устройства, ре-
шающего такую задачу,
представлена на рис. 84. На
Рис. 84. Схема системы защиты от перегрузки
газового двигателя с внутренним смесеобразо-
ванием:
1 — диафрагма; 2 — датчики; 3 — реле: 4 —
шток датчиков; 5 — двуплечий рычаг; 6 — про-
филированный кулачок; 7 — датчик корректи-
ровки по частоте вращения; 8 — трубка от
воздушного коллектора; 9— коллектор газа
(сильфонный) датчик 2.
входе газа в двигатель уста-
новлена диафрагма 1, со-
здающая местный перепад
давлений Др, который про-
порционален часовому рас-
ходу газа. На этот перепад
реагирует сдвоенный
мембранный
Шток 4 датчика 2 связан с двуплечим рычагом 5. Следователь-
но, перемещение рычага 5 связано с изменением перепада дав-
ления Др, т. е. с часовым расходом газа.
Когда расход газа (и соответственно Др) достигнет макси-
мально допустимой величины, рычаг 5 переместится в крайнее
верхнее положение и через реле 3 подаст импульс — сигнальный
или вызывающий перемещение ограничителя подачи, или вклю-
чающий разгрузку (остановку) двигателя. Эти импульсы могут
следовать и последовательно один за другим.
Крайнего положения рычаг 5 достигает при различных рас-
ходах газа, зависящих от частоты вращения. Для коррекции по
частоте вращения служит датчик 7, на который воздействует
давление рк в воздушном ресивере двигателя, изменяющееся при-
мерно пропорционально частоте вращения. Шток датчика 7 че-
раз профилированный кулачок 6 воздействует на правое плечо
рычага 5 и тем самым изменяет величину максимального пере-
мещения его левого плеча. Описанное устройство позволяет кон-
тролировать подачу газа в объемных единицах. Для корректи-
ровки подачи в зависимости от плотности газа (определяемой
его температурой и давлением) в схему введены соответствую-
щие датчики.
Наряду с подобными механическими устройствами для ука-
занных целей применяют более сложные электронные системы,
10*
147
основанные на том же принципе слежения и контроля за расхо-
дом газа в зависимости от расхода воздуха. В наиболее слож-
ных и эффективных системах осуществлен контроль и корректи-
ровка подачи газа и воздуха как по частоте вращения коленча-
того вала, так и по нагрузке.
СИСТЕМЫ ЗАЖИГАНИЯ
Для современных газовых двигателей, особенно для мощных с
высокой степенью сжатия и турбонаддувом, большое значение
имеет надежность и эффективность системы зажигания.-Если
смена (регулировка) свечей зажигания и регулировка контактов
прерывателя автомобильного двигателя через 20—25 тыс. км
пробега не вызывает затруднений, то остановка современного
мощного газового двигателя после каждых 500 ч работы для
указанных цел1й является нежелательной.
Для многецилиндровых гадовых двигателей неэффективны
так называемые высоковольтные системы зажигания (с распре-
Рис. 85. Схема системы зажигания двигателя
11 ГД 100:
1 — аккумуляторная' ,батарея; 2 — вольтметр;
3 — выключатель зажигания; 4 — предохрани-
тель; 5—реле включения зажигания; 6 — реле
защиты; 7— добавочное сопротивление; 8 —
прерыватель; 9 — конденсатор; 10 — прерыва-
тель-распределитель; 11— кулачковый вал пре-
рывателя; 12— катушка зажигания; 13—про-
вод высокого напряжения; 14 — распредели-
тель; 15 — свечи зажигания; I—X — провода к
катушкам зажигания соответствующих цилинд-
ров
148
делителем высокого напря-
жения) , подобные автомо-
бильным, из-за больших по-
терь в проводах высокого
напряжения, идущих от рас-
пределителя к свечам. Вме-
сто них применяют системы
с распределением низкого
напряжения, в которых ин-
дукционные катушки уста-
навливают непосредственно
у каждой свечи зажигания.
Благодаря этому длина про-
вода высокого напряжения
минимальна.
Схема такой системы за-
жигания, применявшейся
для десятицилиндровых га-
зовых двигателей 11ГД100,
показана на рис. 85. Напря-
жение от аккумуляторной
батареи 1 поступает к пре-
рывателю - распределителю
10, на вале 11 которого, при-
водимом во вращение от ко-
ленчатого вала двигателя,
находится кулачок с пятью
выступами. Этот кулачок уп-
равляет двумя прерывателя-
ми 8. Кроме того, на том же
•:вале прерывателя-распределителя есть пять „и™
' равняющих пятью парами контактов распределителя М УП"
Напряжение от аккумуляторной батареи через замкнутые
контакты одного из двух прерывателей подается к коетакХ
распределителя и тогда, когда замкнуты контакты pacnneS
теля какого-либо цилиндра. В этом случае распределитель по™
чает питание через первичную обмотку индукционной катушки
В тот период, когда замкнуты контакты прерывателя и пас'
пределителя рассматривают цилиндра, через соответствую
щую этому цилиндру индукционную катушку подается низкое
напряжение — цепь подготовлена к зажиганию. При дальней-
шем вращении валика прерывателя-распределителя контакты
распределителя 14 остаются замкнутыми, а контакты прерыва-
теля 8 размыкаются его кулачком (угол замкнутого состояния
контактов распределителя вдвое больше, чем контактов преры-
вателя). В. момент размыкания контактов прерывателя во вто-
ричной обмотке индукционной катушки рассматриваемого ци-
линдра возникает высокое напряжение, которое по короткому
.проводу 13 поступает на свечу зажигания 15 и вызывает на ее
электродах искру. Таким образом, в этом случае как прерыва-
тель, так и распределитель включены в цепь низкого напря-
жения.
Период непрерывной работы такой системы лимитируется
электроэрозией контактов прерывателя, которая, как показала
эксплуатация, значительна. Таким же недостатком обладают по-
добные системы, в которых в качестве источника питания вместо
аккумуляторной батареи использовано магнето. Для устранения
этого недостатка (а также для других не менее важных целей,
о которых будет сказано ниже) применяют электронный комму-
татор, принципиальная схема которого показана на рис. 86. Ком-
мутатор, включенный между аккумуляторной батареей и преры-
вателем-распределителем, состоит из транзисторного преобразо-
вателя 1, повышающего напряжение до 250 В, выпрямителя 2,
дросселя 3, тиристора 4, накопительной емкости 5 и импульсного
трансформатора 6. Накопительная емкость 5 (1,5 мкф) заря-
Рис. 86. Схема электронного коммутато-
ра системы зажигания двигателя
11ГД100:
J — транзисторный преобразователь; 2—
выпрямитель; 3— дроссель; 4 — тири-
стор: 5 — конденсатор; 6 — импульсный
трансформатор; /» И, Ш — подсоеди-
нения соответственно аккумулятора,
распределителя и прерывателя
149
ждется от преобразователя 1 через дроссель 3. При отпирании
тиристора к первичной обмотке катушки зажигания через замк-
нутые контакты распределителя прикладывается разность по-
тенциалов около 250 В. В момент смены полярности напряжения
на катушке зажигания тиристор запирается. Катушка зажига-
ния оказывается отключенной от емкости и поэтому начинается
процесс повторного заряда емкости по контуру, образованному
накопительной емкостью, массой, дросселем и диодами выпря-
мительного моста.
Управление тиристором осуществляется от контактов преры-
вателя через импульсный трансформатор 6. При размыкании
контактов прерывателя в первичной обмотке импульсного транс-
форматора возникает ЭДС самоиндукции, которая трансформи-
руется во вторичной обмотке и воздействует на управляющий
электрод тиристора. Сопротивление, включенное параллельно
обмотке импульсного трансформатора, регулирует амплитуду
управляющегмсигнала. Ток в первичной обмотке трансформато-
ра 6 при замкщ'тых контактах прерывателя не превышает 0,3 А;
в обычной схеме он был равен 4—5 А (см. рис. 85).
Применение описанного электронного коммутатора значи-
тельно увеличило срок службы контактов прерывателя-распре-
делителя, однако не устранило необходимости довольно частого
их обслуживания вследствие износа кулачков и других элемен-
тов контактных узлов, а также попадания на контакты пыли,
паров масла и влаги.
Более полное решение задачи дает использование бескон-
тактных электронных систем зажигания. На рис. 87 показана
схема бесконтактной тиристорной системы, отличающаяся от
предыдущей (см. рис. 86) тем, что блок управления 3 получает
импульс на отпирание тиристора не от контактного прерывате-
ля-распределителя, а от бесконтактного датчика-распределите-
ля 1, устанавливаемого взамен (и на место) прерывателя-рас-
пределителя. Ротор датчика-распределителя является электро-
магнитом. В статоре (корпусе) датчика закреплены обмотки,
число которых соответствует числу цилиндров двигателя. При
прохождении полюсов ротора мимо соответствующей обмотки
Рис. 87. Схема бесконтактной тиристорной
системы зажигания:
I — узел датчика-распределителя; II— узел
коммутатора; 1 — аккумуляторная батарея;
2 — выключатель зажигания; 3 — транзис-
торный преобразователь; 4 — конденсатор;
5 — тиристор; 6 — катушка зажигания; 7 —
Ч;веча зажигания; 8 — блок управления; 9—
статор датчика-распределителя; /0 — ротор
датчика-распределителя
150
&
Рис. 88. Схема транзисторной системы за-
жигания:
1 — вращающийся магнит; 2 — генерирую-
щая катушка; 3, 5 и 7 — транзисторы; 4—
катушка зажигания; 6 и 8— сопротивление
0~
статора в ней индуктируется импульс ЭДС, который поступает
в блок управления 8, отпирающий тиристор. Отсу?ствие контак
тов и трущихся деталей обеспечивает высокую надежность опи-
санной системы. Она не требует никакого обслуживания на про-
тяжении нескольких тысяч часов работы.
Дальнейшим развитием описанной бесконтактной системы
явилось придание ей автономности. В автономной бесконтактной
тиристорной с^-еме вместо аккумуляторной батареи использу
ют генератор, который можно расположить на одном валу ив
том же корпусе (но удлиненном), что и датчик-распределитель
Таким образом, система зажигания становится независимой от
постороннего источника питания — аккумуляторной батареи.
Наряду с тиристорными электронными системами для газо-
вых двигателей находят при-
’ менение также транзисторные.
На рис. 88 приведена схема
такой системы зажигания
, [401.
При прохождении вра-
щающегося магнитного поля,
создаваемого постоянным
магнитом 1, через генерирую-
щую катушку 2 в ней возни-
кает слабый электрический
; импульс, который приложен
между эмиттером и базой
транзистора 3. Напряжение
смещения, приложенное к
транзистору 3 в момент отрицательной части импульса,
открывает его и через сопротивления 6 и 8 начинает прохо-
дить ток. Вследствие этого на транзисторах 5 и 7 возникает
отрицательное смещение и они также начинают пропускать ток.
В результате первичная цепь катушки зажигания подключается
к источнику питания. Когда магнитные полюсы ротора начинают
отходить от сердечника генерирующей катушки, полярность ее
импульса меняется, все транзисторы запираются и разрывают
первичную- цепь катушки зажигания, что соответствует моменту
разрыва контактов обычного механического прерывателя. Ста-
бильность момента зажигания составляет ±0,25° поворота ро-
тора импульсного прерывателя, на котором смонтирован посто-
янный магнит 1.
При сопоставлении тиристорной и транзисторной систем за-
жигания следует учитывать существенную разницу в характери-
стиках разряда, обеспечиваемого этими системами. В табл. 15
приведены основные параметры разряда при различных систе-
мах зажигания. Отличительной особенностью тиристорной систе-
мы является короткий импульс, высокое напряжение и малая
энергия. Транзисторная система обеспечивает значительно боль-
151
15. Параметры некоторых систем зажигания
Система зажигания Энергия разряда, мДж Длительность разряда, мкс Максималь- ное вторичное напряженке, кВ
Магнето М525Г с катушкой Б515Б 22 1450 22
От аккумуляторной батареи с ка- тушкой Б13 13,5 1200 25
Тиристорная с катушкой Б13 . . 2,95 130 25
Тиристорная со специальной ка- тушкой 2,7 30 30
Транзисторная JTK-102 с катушкой Б-114 . . . < 25 2000 30
шую продолжительность и энергию разряда, что существенно
улучшает условия пуска холодного двигателя и воспламенения
более обедненных смесей. Благодаря этому, а также улучшению
зажигания при переходных и неустановившихся режимах, тран-
зисторные системы зажигания находят все более широкое при-
менение для автомобильных бензиновых двигателей.
Применительно к газовым двигателям достоинства транзи-
сторной системы также сохраняют свою действенность, особенно
в отношении пуска и быстрого приема нагрузки. Однако необ-
ходимо учитывать и достоинства тиристорной системы, главное
из которых заключается в значительном уменьшении износа
электродов свечей зажигания. Опыт показывает, что при прочих
равных условиях (при одинаковых свечах зажигания) срок служ-
бы свечей до регулировки зазоров при тиристорной системе при-
мерно в 2 раза больше, чем при транзисторной.
Следовательно, если в газовом двигателе удается обеспечить
условия воспламенения при всех режимах (особенно при пуске),
достаточные для применения тиристорной системы, то ее и сле-
дует предпочесть. С другой стороны, если двигатели должны
работать в особо тяжелых условиях или с повышенными требо-
ваниями к пуску и приему нагрузки, а также при наличии свечей
зажигания высокого качества, то выбрать лучше транзисторную
систему.
Важнейшим элементом системы зажигания современных фор-
сированных газовых двигателей является свеча. При наддуве и
высокой степени сжатия условия работы свечи зажигания зна-
чительно усложняются, особенно тогда, когда необходимо обес-
печить длительную надежную непрерывную работу.
На работу свечи зажигания оказывают: 1) условия в камере
сгорания в момент искрообразования (температура, давление,
152
)
состав смеси в зоне искры); 2) тепловые ' '
свечи; 3) характеристика искрового разряда- ™а ” ““чтРУтаня'
отвода от свечи; 5) расположение свечТв ilj™i”™™'
6) межэлектродный зазор. амере сгорания;
Как видим, параметры свечи и системы
связаны с параметрами двигателя.
зажигания
взаимо-
Для обеспечения надежности свечи весьма важен достаточ
ныи от нее тепЖотвод. Это также необходимо дЛЯ предстала
щения калильного зажигания (преждевременного воспламене
ния от перегретого электрода) и детонации. Во многих совре
менных газовых двигателях предусмотрено специальное усилен-
ное охлаждение свечей.
Важно также правильно подобрать межэлектродный зазор
При больших давлениях в момент искрообразования, характер-
ных для двигателей с высоким наддувом, межэлектродный зазор
целесообразно уменьшать до пределов, допускаемых условиями
пуска. Этим не только увеличивается срок службы свечи до ре-
гулировки зазора, но и уменьшается склонность к детонации и
самовоспламенению. В некоторых высокофорсированных газо-
вых двигателях межэлектродный зазор равен 0,15 мм.
АВТОМОБИЛЬНЫЕ ГАЗОВЫЕ ДВИГАТЕЛИ
Применение газа в качестве автомобильного топлива отмечает-
ся уже давно. Так, в Англии в 1916—1917 гг.'были использованы
автомобили с «газовыми мешками», в которых содержался све-
тильный (угольный) газ под небольшим давлением. Пробег та-
ких автомобилей до заправки не превышал 25 км.
В тридцатых годах во многих европейских странах некоторое
распространение имели автомобили, использовавшие сжижен-
ные и сжатые (главным образом светильный) газы. Это было
обусловлено главнь^м образом дефицитом и дороговизной жид-
кого топлива и широкого распространения не получило.
В сороковых годах во многих странах, в том числе и в СССР,
использовались автомобили, работавшие на различных газах, а
также газогенераторные автомобили, работавшие на так назы-
ваемом генераторном газе, вырабатываемом-из древесных чурок
или угля в установленном на автомобиле газогенераторе. Газо-
генераторные автомобили в связи с серьезными органическими
недостатками (снижение мощности, увеличение износа двигате-
лей и др.) вскоре совершенно вышли из употребления.
Автрмобили на сжиженных и сжатых (природный, угольный)
газах в пятидесятые годы имели ограниченное применение. Од-
нако во второй половине шестидесятых—начале семидесятых го-
дов развитие автомобильных газовых двигателей получило
сильный толчок в связи с резкимообострением проблемы загряз-
нения атмосферы больших городов токсичными отработавшими
газами автомобильных двигателей, а также благодаря повыше-
нию эксплуатационной экономичности газобаллонных автомо-
билей.
Снижение токсичности автомобильных двигателей при ис-
пользовании природного газа больше, чем при использовании
сжиженных (бутано-пропановых) газов (см. рис. 44). В экс-
плуатационных условиях эта разница еще заметнее. На рис. 89
приведены данные для двигателей большегрузных автомобилей
£35]. Однако и при использовании сжиж*е иного газа наблюдает-
ся значительное уменьшение токсичности, особенно при переводе
на газ бензиновых двигателей.
I
Рис. 89. Графики содержания [г (л. с..ч)]
токсических составляющих в отработавших
газах автомобильных двигателей (не за-
штрихованный прямоугольник — СО, а за-
штрихованный — HC+NO2):
1 — по калифорнийским (США) нормам
1973—1974 гг.; 2—то же 1975 г.; 3 — газово-
го двигателя при работе на пропане; 4 —
то же при работе на природном газе; 5 —
двухтактного дизеля
Только тщательно отработанные конструктивно и точно отре-
гулированные газовый двигатель, топливоподающая аппаратура
и система зажигания дают рассмотренные преимущества. В США
(г. Чикаго), например, доля дизельных и бензиновых городских
автобусов, переведенный на сжиженный бутано-пропановый газ
к 1958 г., достигла 48%. Эксплуатация подтвердила существен-
ные преимущества газовых двигателей в отношении износов. Бы-
ло установлено, что ремонт бензиновых автобусных двигателей
необходим через 160 тыс. км пробега, дизельных через 240 тыс.
км, а газовых через 320 тыс. км. Однако автобусы с газовыми
двигателями существенно уступали автобусам с дизелями по рас-
ходу топлива. Дизельные автобусы расходовали 56 л на 100 км
пробега, а газовые-— 133 л на 100 км. Это показало, что эксплуа-
тация автобусов с газовыми двигателями экономически невы-
годна, и все они к 1963 г. были заменены дизелями [35].
В 1973 г. были проведены обширные исследования возмож-
ностей улучшения экономических и токсических характеристик
устанавливаемого на чикагские автобусы V-образного восьмици-
линдрового газового двигателя 637CID (D/S=98/130, 1% = 10,44л,
е=8,6, Ае=230 л. с. при 2400 об/мин). В результате проведенных
исследований была изменена форма камеры сгорания и располо-
жение свечей (степень сжатия при этом была уменьшена с 8,6
до 7,5), изменены конструкция смесителя и характеристики си-
стемы зажигания. При эксплуатационных режимах двигатель
работал на экономичных обедненных смесях. Максимальная
мощность двигателя уменьшилась всего на 5 л., с., а эксплуа-
154
-1 ,'RP|
I со 133 до 90 л на
газовый двигатель
ему по уровню ток-
Гтацпонпый расход сжиженного газа снизила
г 100 км. При таком расходе сжиженного газа
I конкурентоспособен с дизелем и не уступает
к сичности отработавших газов.
Основные параметры некоторых газовых двигателей /ГПТД\
S работающих на сжиженных газах, приведены в табл 16 Эти
116. Основные параметры некоторых автомобильных газовых двигателей гсш л \
f работающих на бутано-пропановых газах 1 (vuiaj.
Параметры Д в и г а т ели
РИО „Мак" „Интер- нейшнл" „Холл* Скотт" «Уайт"
Число цилиндров . . 6 6 8 6 6
Диаметр цилиндра, мм 104,8 113 115 127 101,8
Ход поршня, мм . . 104,8 139,5 109 127 111,85
Литраж, л 5,45 8,4 9,1 9,7 5,36
Степень сжатия . . . 8,2 7,68 — 9 8
Максимальная мощ- ность, л. с 160 185 192 246 140
Максимальная частота вращения, об/мин . . . 3300 2600 2600 2800 2800
Литровая мощность, л. с./л . 29,3 22 21,2 29,3 26
Максимальный крутя- щий момент, кгс-м . . 38,8 57 — 70 —
Среднее эффективное давление, кгс/см2 . ., . 7,84 7,6 7,25 8,42 8,4
Средняя скорость поршня, м/с 11,8 12,1 9,45 11,8 10,45
Удельная масса, кг/л. с. 2,82 3,78 3,8 2,24 —
двигатели были установлены на тяжелых грузовиках и авто-
бусах.
Автомобильные двигатели, работающие на сжиженном газе,
применяются и в европейских странах, а также в Японии. Так,
в Англии на автобусы устанавливают двигатель «Рольс-Ройс»
E81G, работающий на пропане. В Японии фирма «Ниссан-Дат-
сун» выпускает такси с двигателями «Ниссан-230», работающи-
ми на сжиженном бутано-пропановом газе.
Особый интерес представляют работы по использованию для
автомобилей сжиженного метана, проводимые во многих стра-
нах. Известная венгерская фирма «Икарус» изготовила несколь-
ко опытных образцов многоместных автобусов, работающих на
сжиженном метане. Фирма «Даймлер-Бенц» (ФРГ) переобору-
155
довала автобусный дизель OM407h (S/D = 130/125, 7Ve=21O л. с.
при 2500 об/мин) для работы на сжиженном метане. При этом
степень сжатия была уменьшена с 16 до И, а ход поршня S
увеличен до 150 мм. Максимальная мощность двигателя снизи-
лась до 172 л. с. при 2200 об/мин, а максимальный крутящий мо-
мент возрос с 60 до 64 кгс-м [41].
Эксплуатационные испытания автобуса с газовым двигате-
лем, оборудованного баком, вмещающим 284 л сжиженного' ме-
тана (эквивалентно 160 л дизельного топлива), были проведены
в г. Мюнхене во время Олимпиады в 1972 г. Испытания показа-
ли, что эксплуатационная топливная экономичность (в тепловом
эквиваленте) при газовом двигателе всего на 10—15% ниже, чем
при дизеле, а содержание CH-j-NOx в отработавших газах умень-
шилось в 2 раз<^
По переводу<автомобилей на сжиженный метан ведет рабо-
ты также фирма «Кайзер-Индастрис» (США). Фирма поставля-
ет: газозаправочные станции; восемнадцатитонные метановозы,
доставляющие сжиженный метан с заводов на газозаправочные
станции; баллоны с вакуумной изоляцией для хранения жидкого
метана на-автомобилях; аппаратуру для питания двигателей
метаном.
Баллоны для жидкого метана емкостью от 72 до 470 л рас-
считаны на давление 7 кгс/см2, но рабочее давление составляет
1,5 кгс/см2. Двигатель пускают на газообразном метане, находя-
щемся над жидкостью. Когда давление газа в баллоне понизит-
ся до 1,5 кгс/см2, двигатель автоматически переключается на пи-
тание жидким метаном. Такая система позволяет сохранить
жидкий метан при неработающем автомобиле без утечек в те-
чение пяти суток. Повышение упругости паров жидкого метана
с 1,5 до 7 кгс/см2 соответствует повышению его температуры
примерно на 30°С (см. рис. 2). Фирма «Кайзер-Индастрис» об-
служивает более 1500 различных автомобилей, работающих на
жидком метане.
После переоборудования на питание сжиженным природным
газом автобусного дизеля Камминс V-903 [47] его мощность по-
низилась с 320 до 235 л. с. при 2600 об/мин (степень сжатия
уменьшена до 11), а эксплуатационные расходы возросли при-
мерно на 3%. Однако содержание CH-j-NOx в отработавших га-
зах уменьшилось почти в 2 раза и достигло 5 г/(л. с.-ч). На
двигателе была применена весьма надежная бесконтактная си-
стема зажигания и специальные свечи, срок службы которых со-
ответствовал пробегу автобуса, равному 80 000 км.
В СССР, начиная с 1945 г., было организовано производство
грузовых автомобилей, работавших на сжиженном и сжатых
(природный, коксовый) газах. Двигатели автомобилей ГАЗ ‘и
ЗИЛ являлись универсальными, приспособленными для работы
как на бензине, так и на газе. В стандартный бензиновый дви-
гатель при этом никаких изменений не вносилось. Газ из балло-
156
нов поступал к двигателю через penvicrnn
в ротором давление газа снижалось /о близкие ТУтмп СНИЯ’
му^форсунку, вставленную в карбюратор меЖду дафф^
и д>ссельйои заслонкой. При использовании сжиженйбгсгаЛ
перед редуктором устанавливали испаритель [17]
Автомобили с такими универсальными двигателями сохпапя
ли возможность быстрого перехода с работы на газе на оабо™
на бензине и обратно, однако показатели при работе на газе знаУ
чительно снижались. Мощность двигателей при переводе с бен-
зина на сжиженный газ понижалась на 6—8% (табл. 17) на
природный газ — на 18—19%, на коксовый — на 25—28%. При-
чиной снижения мощности при работе на газе явилось не только
уменьшение теплотворности газовоздушной смеси при режиме
Аешах (см. рис. 4), но и ухудшение наполнения вследствие уве-
личения гидравлических сопротивлений в карбюраторе-смесите-
ле и повышения температуры газовоздушной смеси. Обогрев
впускного трубопровода, полезный при работе на бензине, вре-
ден при использовании газа.
Весьма несложными в производственном отношении меро-
приятиями (увеличением степени сжатия на 1,7—2 единицы,
уменьшением подогрева впускного трубопровода и установкой
газового смесителя с экономайзером) показатели газовых двига-
>17. Основные параметры двигателей автомобилей ГАЗ-51Б и ЗИЛ-156
Параметры 1 Топливо
Бензин Сжиженный (бутаио-пр о- пановый) газ Природный газ Коксовый газ
Степень сжатия: ГАЗ-51Б 6,2 6,2 (7,8—8)* 6,2 (7,8—8) 6,2 (7,8—8).
ЗИЛ-156 6 6(7,5—7,7) 6(7,5—7,7) 6(7,5—7,7)
Максимальная мощность, л. с.: ГАЗ-51 70 62,6(72—73) 58(70) 53(66)
ЗИЛ-156 90 85,5(92—94) 75(85) 68(80)
Эксплуатационный расход топлива на 100 км пробега: ГАЗ-51 26,5 л 36 л 28(22) м3 56(44) м3
ЗИЛ-156 38 л 52 л 40(32) м3 80(64) м3
* В скобках даны параметры, соответствующие двигателям, у которых головка ци-
линдров с уменьшенным объемом камеры сгорания. -
157
телей ГАЗ-51Б.И ЗИЛ-156 можно значительно улучшить при со-
хранении технологической унификации газовых и бензиновых
двигателей. Данные испытаний (см. табл. 17) показывают, что
мощность этих двигателей при работе на природном газе дости-
гает в этом случае мощности при работе на бензине, а топлив-
ная экономичность улучшается на 25%• Однако при этом авто-
мобили теряют универсальность.
В настоящее время заводами ЗИЛ и ГАВ возобновлен про-
мышленный выпуск газобаллонных автомобилей, работающих
на сжиженном (бутано-пропановом) газе. В разработанных
НАМИ [6] газовых модификациях V-образных двигателей для
этих автомобилей использованы указанные средства повышения
основных показателей при сохранении технологической унифи-
кации с базовВГми бензиновыми двигателями. Степень сжатия в.
газовых двигателях увеличена на 1,5—1,7 единицы (по сравне-
нию с бензиновыми), применены специальные газовые смесите-
ли и экономайзеры, позволяющие регулировать мощность (на-
грузку) по характеристике, близкой к оптимальной.
В результате основные показатели при работе на сжижен-
ном газе оказались лучше, чем при работе на бензине (табл. 18).
Так, мощность двигателя ЗИЛ-130 при испытаниях в НАМИ [6]
оказалась при работе на сжиженном бутано-пропановом газе
(е = 8.0) на 3,3%, а максимальный крутящий момент на 5,5%
выше, чем при работе на бензине (е=6,5). Динамические каче-
18. Основные параметры автомобильных двигателей ЗИЛ-130 и ГАЗ-53
Параметр ЗИЛ-130 ГАЗ-53
Бензин Сжиженный газ Бензин Сжижен- ный газ
Число цилиндров . . . . 8 8 8 8
Диаметр цилиндра D, мм 100 100 92 92
Ход поршня S, мм . . . 95 95 80 80
Отношение S/D . . . 0,95 0,95, 0,87 0,87
Литраж двигателя, л . . 6 6 4,25 4,25
Степень сжатия . . . . 6,5 8,1 6,6 8
Максимальная мощность, л. с 156,8* 162* 130 130
Частота вращения, об/мин 3200 3200 3600 3600
Максимальный крутящий момент, кгс-м 39* 41,2* 29,7 —
* По данным испытаний в НАМИ.
158
ртва автомобиля с газовым двигателем оказались лучше, чем
автомобиля с бензиновым двигателем. Так, максимальная ско-
рость с грузом 5,5 т при работе на бензине составляла 92 км/ч,
а при работе на газе 96,5 км/ч. Токсичность отработавших газов
газового автомобильного двигателя с повышенной степенью слса-
тия по данным НАМИ [6] была значительно меньше, чем базо-
вого бензинового.
Для обеспечения кратковременной возможности работы га-
зового двигателя с ограниченной мощностью на бензине (в слу-
чае израсходования имеющегося на автомобиле запаса газа и
т. п.) параллельно смесителю устанавливают небольшой бензи-
новый карбюратор. Это позволяет развивать газовому двигате-
лю ЗИЛ-130 при работе на бензине 44 л. с. при 2000 об/мин.
ВЫСОКООБОРОТНЫЕ ГАЗОВЫЕ ДВИГАТЕЛИ
К этой категории относятся двигатели, работающие при частоте
вращения коленчатого вала, равной 1000 об/мин и более. Они
предназначены для стационарных и передвижных установок.
К этой же категории двигателей можно отнести и тракторные
газовые двигатели.
19. Основные параметры четырехтактных газовых двигателей и дизелей VHP
П ара метры Число и расположение цилиндров
V 16 V 16 V 12 L 6 V 12 L6 V 12
Диаметр цилиндра, мм Ход поршня, мм ... . Частота вращения, об/мин Средняя скорость поршня, м/с Степень сжатия при рабо- те на природном газе . Длительная эффективная мощность, л. с.: при работе на природ- ном газе без наддува .... с турбоиаддувом . . при работе на пропане без наддува при работе на дизель- ном топливе без наддува ... с турбонаддувом . . 238 216 1000 7,2 10 1470 238 216 1200 8,6 10 1366 1303 238 216 1200 8,6 10 1024 1323 978 238 216 '1200 8,6 10 512 1024 490 216 216 1200 7,2 10 841 1083 804 216 216 1200 7,2 10 421 473 404 561 661 216 191 1200 7,65 10 741 956 710 1123 1333
159
Значительная^ часть газовых двигателей этого класса являет-
ся модификацией дизелей или (в меньшей мере) бензиновых
двигателей. Такие газовые двигатели применяют для самых раз-
нообразных нужд, их мощность и другие параметры варьируют
в широком диапазоне. Некоторые фирмы США предлагают по- 1
требителям разнообразные газовые двигатели такого класса.
В табл. 19—21 приведены параметры четырехтактных газовых |
!
20. Основные параметры четырехтактовых газовых двигателей и дизелей VC
Параметры Число и расположение цилиндров
V 12 V8 L6 L6 V 16 V 12 V 8 V8 L6 L6
Диаметр цилин- дра, мм ... . 191 191 178 159 146 146 146 146 137 137
Ход поршня, мм 178 178 210 165 132 132 132 132 152 152 i
Частота враше- ния, об/мин . . . 1200 1200 1200 1800 2200 2200 2200 2000 1800 1600 /'
Средняя скорость поршня, м/с . . . 7,14 7,14 8,4 9,9 9,7 9,7 9,7 8,8 9,12 8,1
Степень сжатия при работе: на природном газе .... 9,4 9,4 10 9 10 10 10 10 9 9 J 1 я
на пропане 8,2 8,2 8,3 7 — —- — 7,2 7,2
Эксплуатацион- ная мощность, л. с.: при работе на природном га- зе: без наддута 486 323 239 270 585 439 293 230* 210 135 1
с турбонад- дувом . . . — — 1023 769 511 398*
при работе на пропане без наддува . . . 483 319 240 278 682 512 341 270* 239 149 i 1
при работе на дизельном топ- ливе: без наддува . 562 422 281 161
с турбонад- дувом . . . — — — — 1047 786 524 — — — ।
* Длительная мощность.
i
160
21. Основные параметры четырехтактных рядных га,
двигателей VC с малым диаметром цилиндров, работающих бенЗИНОВЫХ
Параметры - Число ц и Л И н Д р о в
6 6 6 6 4 4 4
Диаметр цилиндра, мм 98 98 95 92 92 92 92
Ход поршня, мм 111 102 102 95 95 95 05
Частота вращения, об/доин .. . . 2400 2400 2200 2200 2000 2400 2400
Средняя скорость поршня, м/с . . . . 8,88 8,15 7,46 6,95 6,95 6,95 6,95
Эксплуатационная мощность при работе, л. с на природном газе 94 86 69 54 48* 32 39
на бензине . . . . 101 — 81 64 59* — 43**
* Длительная мощность.
** При работе на пропане.
двигателей VHP и VC фирмы «Вокеша» мощностью 39—
1540 л. с.
Для двигателей серии VHP (£)=216 и 238 мм; п=
= 10004-1200 об/мин) приведена длительная мощность, т. е. мощ-
ность, с которой двигатель может работать непрерывно неогра-
ниченный срок. Длительная мощность значительно отличается
от максимальной мощности, которую двигатель развивает при
стендовых испытаниях, а также от эксплуатационной Сющности,
которую двигатель (по рекомендациям фирмы) может развивать
при работе с перерывами. Обычно эксплуатационная мощность
на 10% меньше максимальной. Наибольшая же допустимая мощ-
ность при длительной непрерывной работе значительно меньше
максимальной.
Для двигателей серии VC в табл. 20—21 указана наиболь-
шая эксплуатационная мощность. Значения мощности соответ-
ствуют нормальным условиям (15,5°С; 760 мм рт. ст.). По дан-
ным фирмы, мощность газовых двигателей уменьшается на 1%
при повышении температуры окружающей среды на 5,56°С и на
3% при увеличении высоты над уровнем моря на 305 м.
Мощность газовых двигателей с цилиндрами диаметрами 216
и 238 мм заметно меньше мощности дизелей той же размерности.
Мощность же газовых двигателей с цилиндрами диаметром
п Зак. 132 161
22. Основные параметры некоторых высокооборотных зарубежных газовых двигателей при их работе на природном газе
162
146 мм практически не отличается от мощности дизелей. При-
чины такого различия пока не выяснены. Возможно в первом
случае мощность газовых двигателей ограничивается появлени-
ем детонации (с увеличением диаметра цилиндров и уменьшени-
ем частоты вращения коленчатого вала опасность появления де-
тонации повышается).
В современных газовых двигателях рассматриваемого класса
успешно применяют турбонаддув, обеспечивающий компакт-
ность высокую удельную мощность и малую массу. В табл. 22
ппивеиены основные технические характеристики некоторых за-
пубежных газовых двигателей рассматриваемого класса.
^ВНИИГЛЗом разработаны газовые мощ^^кациираспроегра-
псиных дизель-генераторов 2Э-4Р и 2d-lbA, оснащенных соот
иетственно одноцилиндровыми и четырехцилиндровыми дизеля-
ветственно Д ц н разработке газового двигателя
Ш 8 5Л1даугКоприводам электрогенератора мощностью
3 5 кВт, был проставлены две, казалось бы, противоречивые за-
23. Основные параметры и показатели двигателей Ч 8, 5/11
Параметры Двигатель 14 8,5/11 Двигатель 44 8,5/11
дизель газовый дизель газовый
Число цилиндров . . • • • - Диаметр цилиндра, мм . Ход поршня, мм • Степень сжатия . . - Номинальная (длительная) мощ- ность, л. с. Частота вращения коленчатого ва- ла, об/мин Удельный расход топлива, ккал/л. с.-ч Удельный расход масла, г/(л. с.-ч) Максимальное давление сгорания, кгс/см2 Среднее эффективное давление, Средняя скорость поршня, м/с Периодичность техосмотров, ч Периодичность переборок, ч . - Периодичность капитальных ремон- тов, ч . . . 1 85 ПО 17 6 1500 2300 4,5 65 5,75 5,5 200 4500 12 000 1 85 110 9,5 6 1500 .2500 3 50 5,75 5,5 1500 >8000 >16 000 4 85 ПО 17 28 1500 2000 4,9 65 6,0 5,5 200 6000 14 000 4 85 ПО 9,5 28 <1500 2100 3 50 6,0 5,5 500 8000 24 000 '
1ЬЗ
11*
дачи: 1) возможно более полная технологическая унификация с
базовым дизелем; 2) значительное увеличение сроков между
техосмотрами и переборками.
Последнее требование связано с тем, что двигатель-генера-
торы с этими двигателями предназначались в первую очередь
для пунктов катодной защиты и радиорелейной связи газопро-
водов, расположенных в отдаленных районах, доступ к которым
затруднен длительное время, поэтому газовые двигатели долж-
ны были работать здесь без всякого обслуживания не менее
1500 ч Между тем дизели 14 8,5/11 требуют смены масла в кар-
тере и пакета фильтра тонкой очистки каждые 200 ч (согласно
инструкции).
Длительные испытания газового двигателя показали, что
масло и пакет фил/^па тонкой очистки можно менять не ранее
1500 ч (при условии автоматической доливки масла). Однако
для обеспечения достаточной долговечности пазового двигателя
понадобилось повысить стойкость седел клапанов, для чего в
чугунную крышку цилиндров были запрессованы специальные
седла (в дизеле.седла клапанов растачивают непосредственно в
крышке). На рис. 90 показаны крышки цилиндров дизеля
14 8,5/11 и газового двигателя 1Г4 8,5/11. Для уменьшения сте-
пени сжатия в газовом двигателе увеличен объем вихревой ка-
меры главным образом уменьшением вставки. Вместо свечи
накаливания в крышке цилиндра установлена свеча зажигания.
Эта свеча соединена проводом высокого напряжения с магнето,
которое установлено на переднем конце коленчатого вала двига-
теля. Вместо дизельной форсунки была поставлена заглушка.
Рис. 90. Крышки цилиндров:
а —дизеля 14 8,5/П; б— 1ГЧ 8,5/11; / — форсунка; 2 —свеча накаливания; 3 —вставка
в камеру сгорания; 4 — заглушка; 5 — свеча зажигания; 6 — седло клапана
Г64
Рис. 91. Схема системы подачи топлива газового двигателя 1ГЧ 8,5/11:
Л—газ (р = 1,018-5-1,02 кгс/см2); Б и В — газ (р = 1,001ч-1,0015 кгс/см2); Г — воздух:
Д — смесь в двигатель; Е— масло из двигателя (р = 3,5ч-4 кгс/см2); /_клапан
отсекатель; //-редуктор-регулятор; III — пусковой клапан; /V — смеситель; V —
золотниковая заслонка; V/ —пусковой соленоид; / — мембрана; 2 и 7 — клапаны;
3. 6 и 12— пружины; 4 и 5— соленоиды; 8— канал основного газа; 9— золотник-
10 — винт регулировки газа; // — канал пускового газа; 12 — тяга регулятора скорости
Схема топливоподающей системы газового двигателя
1ГЧ 8,5/11 показана на рис. 91. Газ под давлением 1,018—
1,02 кгс/см2 поступает в клапан-отсекатель /, пропускающий его
при пуске двигателя к редуктору-регулятору II. Здесь давление
газа понижается до 1,001—1,0015 кгс/см2. Под этим давлением
газ поступает в пусковой клапан III, из которого при пуске дви-
гателя направляется по пусковому каналу 11, а после пуска — по
основному каналу 8. Пройдя клапан III, газ поступает в смеси-
тель IV', туда же поступает воздух из атмосферы. Количество
поступающей в двигатель газовой смеси регулируется золотнико-
вой заслонкой V, золотник 9 которой связан тягой 12 с регуля-
тором скорости двигателя.
При разработке топливоподающей аппаратуры большое вни-
мание было уделено обеспечению надежного пуска и устойчиво-
го регулирования режимов работы. При пуске с одновременным
включением электростартера включаются три соленоида: 4, 5 и
VI. При включении соленоида 4 открывается клапан отсекателя.
После пуска клапан 2 удерживается в открытом состоянии под
действием давления масла, поступающего из системы смазки
двигателя в полость нижней мембраны 1. После остановки дви-
гателя это давление снижается до нуля и клапан 2 автоматиче-
ски закрывается под действием пружины 3.
Соленоид 5 при пуске перекрывает основной канал 8 и от-
крывает доступ газу по пусковому каналу 11. В то. же время
соленоид VI прикрывает золотник 9, обеспечивая необходимый
165
состав смеси при пуске. После пуска с отключением электростар-
тера отключаются все три соленоида, пусковой канал 11 пере-
крывается, а основной канал 8 открывается. Золотник Р под
воздействием регулятора поддерживает заданный скоростной ре-
жим (1500 об/мин) при любой нагрузке.
На базе газовых двигателей 1ГЧ 8,5/11 ВНИИГАЗом разра-
ботана автоматизированная газовая электростанция мощностью
3,5 кВт, предназначенная для работы в труднодоступных райо-
нах, в первую очередь на Крайнем Севере.
Две газовых двигатель-генераторных установки 2Э-4РГ с дви-
гателями 1ГЧ 8,5/11 располагают в фургоне (рис. 92), который
Рис. 92. Схема передвижной автоматизированной электростанции:
1 и 12 — газовые двигатели 1ГЧ 8,5/11; 2 и 11— электрогенераторы 3,5 кВт;
3— автоматизированный вентилятор; 4 и 8 — щиты управления; 5 и 10— силовые
щиты; 6 — отопительные трубы; 7 — автоматизированный газовый водоподогрева-
тель; S — водяной бак
может перемещаться на колесах или санях. Одна из установок —
рабочая, вторая — резервная, автоматически включающаяся в
работу при остановке первой.
Для поддержания в состоянии готовности резервной установ-
ки, а также для обеспечения в условиях Крайнего Севера доста-
точной температуры в фургоне применена специальная водяная
система, имеющая автоматизированный газовый подогреватель
(АГВ).
Системы охлаждения двигателей и АГВ соединены. При этом
радиаторы и вентиляторы двигателей сняты. Система охлажде-
ния двигателей термосифонная. Эти электростанции работают
на Крайнем Севере длительный срок без всякого обслуживания.
Устройство четырехцилиндрового двигателя 4ГЧ 8,5/11 такое
же, как одноцилиндрового 1ГЧ 8,5/11, но система топливоподачи
иная (рис. 93). Испытания показали, что наибольшая устойчи-
166
Рис. 93. Схема системы подачи топ-
лива газового двигателя 6ГЧ 8,5/11:
/— клапан-отсекатель; 2— переклю-
чатель газа; 3—тяга к регулятору
скорости; 4— дозатор газа; 5— ре-
гулирующий орган пуска и холо-
стого хода; 6— газовоздушный сме-
ситель; 7— впускной трубопровод
/
вость и требуемая кратковременность переходных процессов при
нарастании и уменьшении нагрузки лучше всего удовлетворяют-
ся при качественном регулировании. При пуске автоматически
открывается клапан-отсекатель 1 и газ под давлением 180—
200-1О-4 кгс/см2 направляется к переключателю 2, который в
этот момент автоматически перекрывает доступ газа к дозатору
4 и открывает доступ к регулирующему органу 5, из которого
при пуске поступает в смеситель 6. После пуска переключатель
2 открывает доступ газа к дозатору 4, проходное сечение которо-
го изменяется в зависимости от нагрузки регулятором скорости
двигателя. Двигатель 4ГЧ 8,5/11 служит приводом автоматизи-
рованной газовой двигатель-генераторной установки (электро-
станции) мощностью 14—16 кВт.
МАЛООБОРОТНЫЕ И СРЕДНЕОБОРОТНЫЕ
ГАЗОВЫЕ ДВИГАТЕЛИ
Газовые двигатели, работающие с малой и средней частотой вра-
щения коленчатого вала (до 900 об/мин), являются наиболее эф-
фективными и экономичными. Такие двигатели обычно работа-
ют лишь на природном или нефтяном (попутном) газах. Сжи-
женный газ для этого класса газовых двигателей не применяют. •
Для сравнительно малооборотных четырехтактных газовых
двигателей этого класса, появившихся в конце пятидесятых го-
дов, эффективный' КПД превысил 41 %. Однако среднее эффек-
тивное давление не превышает 11,25 кгс/см2 (16—18 кгс/см2 для
дизелей) и удельная масса таких двигателей равна 23—24 кг/л.с.
(табл. 24). По-видимому, среднее эффективное давление ограни-
чено детонацией.
Ясно обозначившаяся в середине шестидесятых годов тенден-
ция современного судового и стационарного дизелестроения к
развитию среднеоборотных облегченных моделей проявилась
также и в области строительства газовых двигателей.
В СССР газовые двигатели этого типа выпускаются с фор-
камерно-факельным воспламенением. Они будут подробнее опи-
о 24. Основные параметры некоторых малооборотных и среднеоборотных
четырехтактных газовых двигателей при их работе на природном газе
•з -IT ‘v»naN M4 О »O CO о О 1-г LQ — _><0O ooooc CM CM — T—' —• CM o' см ю СО Г- со
•э IT/JX J - 1 7,74 13,2 12,2 13,45 9,5 17,8
(h-Э ’If)/if EMM ‘3b 1562 1590 1764 1 1240 1800
э/и <um, Ю Ю Ю Ю — ю ® *4 co o oq хэ ю OO CO CO CD CO oo
еиэ/элм t9d CO b- Л CO oo. CM О CO CD Ю co CO CM lQ o« -A CD OO CM CD О —* CO Ю ^—4 » i » И v И
иии/ро 4l О О С см со о. а СО СО CD О' О ООО О СО О Ю О О О СМ О СО СО СО
3 IT О о ю о СО О Г- ’С со ю со со со •—О О ООО о ю О СО со О ю Г- Г- О со — СМ 1^. т—' со
3 ,3 12 8,75 .1 1
V ‘У 4Д BlfQJLEJ -naif MCEdxHjf со CD Ю О СО CD rf О Ю Ь- СО —• Г- ЮС о о —< см — с 0 о £ £
ни ‘s’ СМ Г- Г- CD ~ ~ - О ООО Ю Г-— г- Г- СО Ю ю Ю СО со СМ СМ со ю см см О о СО со Ю
ии ‘VMa гг * TfxfO со О О с О СМ Ю Ю со О т—' со О' со см см см см со о 420
XEUI? со со СМ со со СО СМ о см о — т— т—« СМ т—'
Изготовитель (фирма) * • - • * • £ § D • 1 с 2 • S - А • ё S ш § & е е ’ & А " 2 * U * А х • О О- , О'^- С5 ООН CQ Сч \0 >•<«<«< > °® 5 *3 S3 ^3 § S2 S- * U о о v s с-
Двигатели двухтактные.
И саны далее. Примером двигателей этого типа, выпускаемых в
Вт США, могут служить газовые двигатели «Делаваль-Энтерпрайз»
К серий HV и HVA (табл. 25). Производство этих двигателей было
К, начато в 1969 г.
ж Четырехтактные V-образные газовые двигатели серии HV
Ж; / ту/$ — 380/380) развивают мощность АеЦил=250. л. с. при
< 600 об/мин (ре=11,6 кг/см2). Рама (картер) двигателя 15
К- /вис 94) служит масляным резервуаром. Тонкостенные чугунные
Ж vnniiiHH 2 с масляным охлаждением головки имеют по четыре
В компрессионных кольца, из них два верхних - хромированные.
I Чугунные головки цилиндорв имеют по два впускных и выпуск-
•I- иых клапаиа 7, стальные сЖла которых запрессованы в головку.
> Седла клапан™ и свечи зажигания 10 имеют усиленное охлаж-
I ^Полусферическая компайнзя
I дух? после Турбонагнетателя обеспечивается при температурах
25. Основные параметры четырехтактных стационарных газовых двигателей
? «Делаваль-Энтерпрайз», работающих на природном газе
Параметры
I 1

Число и расположе-
ние цилиндров ....
Частота вращения,
об/мин.............
Средняя скорость
поршня, м/с........
Среднее эффектив-
ное давление, кгс/см2
Длительная * мощ-
ность, л. с........
Удельный расход
топлива, ккал/(л. с.-ч)
Эффективный КПД,
%..................
Масса, т.........
УДельная масса,
кг/л. с............
HV с Оцил"330 мм’
5=380 мм [1969 г. |
НА и HVA с «„„,-355 мм,
5=380 мм [1973 г.]
V8 V12 V16 VI6** LG V8 V12 V16
600 600 600 630 630 630 630 630
7,6 7,6 7,6 8,0 8,0 8,0 8,0 8,0
11,6 11,6 11,6 16 (3 13 13 13 <
2000 3000 4000 5800 2020 2789 4056 5577
1680 1680 1680 — 1665 1665 1965 1665
37,5 37,5 37,5 — 38 38 38 38
27 36 45,4 — — 28 37 47
13,5 12 11,6 — — 10,05 9,14 8,44
V 20
630
8,0
13
6946
1665
38
воздуха на входе в нагнетатель, равной 4У С.
* Мощность при температуре
** Дизель.
169
170
1 охлаждающей воды 49°С и воздуха на
р 43,5°С. Выпускные турбопроводы нс охлажп°Де В нагнетатель
: водозаполненным экраном для уменьшенияаЮТСЯ’ но окРУжены
Газ подается под давлением в поток возлчуДИаЦИИ тепла-
ь ми клапанами. Состав газовоздушной сме Э Перед впУскны-
; регулируется в зависимости от среднего эЛйюкт^^°Матически
j частоты вращения коленчатого вала и температуоы Г° давления>
ресивере при помощи специального устройства < лозин ° впускном
? даваемый воздух в зависимости от количества псютувд6™ П°‘
Зажигание осуществлено при помощи бесконтактной элект
f. ронной системы с автонотЛым генератором. На каждый цилипдп
е установлены две свечи зажигания и две индукционных катушки
Одна из свечей расположена на центральной оси камеры вто-
*; рая на краю камеры сгорания. Искра на вторую свечу подается
t через 6° после подачи искры на центральную свечу 10. Этим до-
i-стигаётся ускорение сгорания и улучшаются антидетонационные
1 характеристики двигателя.
Основным назначением двигателей HV является привод оппо-
зитивных компрессоров для перекачки газа. Такие агрегаты
; (газовый двигатель — оппозитный компрессор) находят все более
широкое распространение за рубежом благодаря компактности,
малой массе и высокой эффективности.
В 1972—1973 гг. двигатели были усовершенствованы и начат
выпуск моделей HVA и НА. Мощность ЛгРгртл была увеличена
до 345 л. с,, a Ne — до 7000 л. с.; среднее эффективное давление
ре повысилось с 11,6 до 13 кгс/см2. Удельная масса 16-цилиндро-
вого двигателя уменьшилась с 11,6 до 8,25 кг/л. с.
Указанное повышение показателей достигнуто в результате
увеличения диаметра цилиндров с 330 до 355 мм, повышения
частоты вращения с 600 до 630 об/мин (средняя скорость порш-
ней при этом достигла 8 м/с) и увеличения на ~50% проходных
сечений клапанов,
Для обеспечения надежности форсированных двигателей го-
ловки цилиндра и поршня сделаны составными. Нижняя (пло-
ская) часть головки и верхняя часть поршня сделаны стальны-
ми. Седла клапанов расточены непосредственно в головке после
наплавки в этом месте жаростойкого металла. Составная голов-
ка не только увеличила прочность, но и улучшила теплоотвод.
Фирма «Уайт» (США) повысила на протяжении последних
лет (с 1972 по 1975 гг.) среднее эффективное давление и соот-
ветственно мощность выпускаемых его газовых двигателей на
Рис. 94. Газовый двигатель HV фирмы «Делаваль-Энтерпрайз»:
Л —вход топливного газа; Б — выход отработавших газов; В — вход жид-
кости; 7—блок; 2-поршень; 3-воздушный трубопровод; 4- втулка, 5: крь
оа- 6— газовпускная полость; 7—впускной и выпускной клапаны, 8— голкагель к
9 — охлаждающая жидкость; 10 - свеча зажигания; 11 -кулачок газораспределения, 12-
шатун; 13— подшипник; 74—коленчатый вал; 15— рама (бак)
40% (см. табл. 21). Основными мероприятиями по повышению
мощности, а также эффективности, явилось совершенствование
системы турбонаддува, увеличение наполнения, а также приме-
нение улучшенной системы а-контроля.
По удельному расходу тепла (эффективному КПД) средне-
оборотные газовые двигатели несколько уступают лучшим ма-
лооборотным, однако по удельной массе значительно их превос-
ходят (в 2—3 раза).
Компактность и малая удельная масса среднеоборотных дви-
гателей обеспечивают блочную поставку силовых установок, что
значительно сокращает расходы и время на их монтаж и ввод в
эксплуатацию. В последние годы такие двигатели получают все
более широкое распространение.
ДВИГАТЕЛИ ГАЗОМОТОКОМПРЕССОРОВ
Особой разновидностью газовых силовых установок являются
газомотокомпрессоры, сочетающие в одном агрегате газовый
двигатель и поршневой компрессор с общим коленчатым валом
(рис. 95). Силовая часть (двигатель) газомотокомпрессора отли-
чается тихоходностью и повышенной удельной массой. К. досто-
инствам двигателей газомотокомпрессоров относится простота
конструкции и долговечность, а также высокая топливная эко-
номичность.
До середины шестидесятых годов газомотокомпрессоры за-
нимали преобладающее положение среди агрегатов для перекач-
ки газа по газопроводам, а также на предприятиях газо- и неф-
теперерабатывающей промышленности. С середины шестидеся-
тых годов все шире распространяются газоперекачивающие
агрегаты с газовыми турбинами и центробежными нагнетателя-
ми, хотя и уступающие значительно газомотокомпрессорам по
топливной экономичности, но превосходящие их по компактности
и агрегатной мощности. Конкуренция агрегатов с газотурбинным
приводом стимулировала значительный прогресс газомотоком-
прессоров в последние годы.
Основные параметры двигателей некоторых газомотоком-
прессоров приведены в табл. 26. Эти газомотокомпрессоры мож-
но разделить на две группы. В первую группу входят более
высокооборотные (и=4504-600 об/мин) и компактные, но мало-
мощные (Лгецил = 754-120 л. с.), а во вторую — малооборотные
(«=3004-350 об/мин) и мощные (А^ецил до 690 л. с.). Во второй
группе особого внимания заслуживают разработанные в послед-
ние годы сверхмощные газомотокомпрессоры фирм «Купер-Бес-
семер», «Кларк» и «Вортингтон».
Двигатели газомотокомпрессоров этих фирм двухтактные;
у первых двух продувка петлевая, что значительно упрощает
конструкцию. «Вортингтон» применяет прямоточно-щелевую
продувку и в целях повышения КПД увеличенную степень
172

26. Основные параметры двигателей газомотокомпрессоров
э 'ir/JM ^0 xfcoiO CO— co co 18,6 КО со 1 1- 1 1 1 II со
1 too 04 — о 1 04
J. ‘0 ю СО1С 04 СО — СО 1 18 040 I СОСО 1 — 04 132 139 1 1 1 1
э/ге ПЛ2 _ CD М- ЮЮСО СО со ю Юсо — СО СО СО to 4,74 5,32 to — О О —to СО 1-0 СО СО 6,23 6,22 6,6 6,05
„иэ/эли Эй 6,58 6,25 7,4 со— t-Го сн СО to СО СО Ь-СЮО 9,95 9,1 Г- ^04 СО О СО О о? оо— т—Ч т—< юю ^СО оосо — 04*’
•Э ’If « ГИЛ лоо ЮЮ ю -р о юю — 04 СЮ — 04 СО со о оо О to О ю со ь. СО too ОСЮ 04 О со СО — 04 04 СО ю о г- со со 195 367
Ои о S % • Зи Ю^ ь?с?ю о4 04со 36,5 37 36,5 37 37,5 38 too Tf Ю СО СО со со со со 32,6 35,2 1 1
сх « С •э ’If '3N ООО ООО со ю оо — 04 1100 2250 13750 О ООО Ю О СЮ ь- ю . СО^ 6500 9500 о оо о О О О LO О 1_о о — 04 М4 со ою со ь- О со со О о 00 Г-со
нии/go ‘w ООО ООО СО со СО ООО осо со ЮСО со ООО о» о со СО СО СО О о — СО СОСО О ООО toco сою to со со со ОСО юсо юсо оо ОСО СОСО
ИИ юсо ю О1ЮСС о)со^ Г- СОСО о ю о 04 со ю Ю СО со 04 сю СО 04 457 482,5 04 оьГоооо со юю ю СО^ЮЮ о о ’Sfco сою 330 550
ИИ '”<7 ОЮЮ од юсо 04 СО ТГ СО СО СО ЮО 04 сою 0 04 О — соь~ 04 СО 04 ОСО ’Ф 292 412,7 406 432 •230 420 S3 СО
ХЕШ 2 о со — со ООО — —-04 СО О СЮ — 04 оо о — 04 04 СО СО 00 — — — 04 — О О ^04,
Наименование изготовителя и двигателя Завод «Двигатель Революции» (СССР): ГМ-8 югкн МК8 «Купер-Бессемер» (США): GMXG GMVH 20Z-330 «Кларк» (США): нмс TCV-16 TCVC-20 «Вортингтон» (США) «Ингерсол-Рэнд» (США): Koi’ >>>> «Иенбахер» (Австрия) «Нуово-Пиньене» (Италия): VC-314 VC-4320
^расширения. Благодаря позДнему закрытию выпускных Клапа-
нов степень расширения в этих двигателях на 1 5—2 единицы
^превышает степень сжатия, что улучшает продувку и повышает
|КПД, но несколько снижает среднее эффективное давление и
МОЩНОСТЬ Л^ецил.
1 Наибольшая удельная мощность достигнута в двигателях
[Z-330 газомотокомпрессоров фирмы «Купер-Бессемер». В V-об-
Йразном двигателе Z-330 с петлевой продувкой достигнута
^ецил=687,5 л^с. при Ре=9,1 кгс/см2 и п=330 об/мин. КПД
^двигателя также достаточно высок, т]е=0,37. Эти показатели по-
|лучены в результате длительной отработки конструкции и рабо-
Гчего процесса. Благодаря применению высокоэффективных тур-
Ебокомпрессоров (по два на двигатель) в сочетании с развитыми
ВВоздушными холодильниками и тщательно отработанными впу-
Ьскными и выпускными органами, обеспечивающими хорошую
Крродувку и наполнение цилиндров, оказалось возможным при-
клонить «чистый» турбонаддув при постоянном давлении с высо-
1ким коэффициентом продувки (1,78).
К Для провертывания коленчатого вала при пуске двигателя
^применяют специальный винтовой турбодетандер, использующий
^энергию расширения газа,
«поступающего из газопрово-
Кда под высоким давлением.
В. Это ' исключает необходи-
«мость в системе пускового
В воздуха. При пуске и работе
«?:с малыми нагрузками в вы-
Кходной патрубок воздушного
Жнагнетателя подается доба-
«вочный воздух из специаль-
В^ного турбоагрегата, работа-
Яощего на газе, имеющем
Инизкое давление (3 кгс/см2).
К Газовпускиой клапан 1
Ж расположен не в крышке ци-
К’линдра, как обычно, а в
К верхней части блока (рис.
К96). Газовпускные клапаны
Ж приво дит в движение непо-
Жсредственно кулачковый вал
Ж без промежуточных толка-
в телей, что существенно повы-
Жшает точность и стабиль-
к| ность их работы. Кроме то-
Жго, такое расположение га-
ж’зовпускных клапанов позво-
^.ляет значительно упростить
Йй конструкцию и улучшить
Рис. 96. Двигатель газомотокомпрессора Z-330
фирмы «Купер-Бессемер»:
/— газовпускной клапан; 2— вал привода газо-
впускных клапанов; 3— свеча зажигания; 4—
катушка зажигания
175
охлаждение крышки цилиндров, в которой размещена компакт-
ная полусферическая камера сгорания.
Крыщка имеет два отверстия для свечей зажигания и одно
для индикаторного крана. Сверху крышка закрыта плоской
стальной плитой. Днище поршня плоское с минимальной тепло-
воспринимающей поверхностью.
Цилиндры с гильзами мокрого типа прикреплены непосред-
ственно к крышкам. Узел крышка — гильза установлен в блоке
цилиндров на болтах. Гильзы имеют сквозные каналы для
охлаждающей жидкости, которая входит через отверстие в ниж-
ней части гильзы, выходит через несколько отверстий в верхнем
бурте гильзы и поступает в полость охлаждения крышки цилинд-
ров, имеющую дефлц| гор, направляющий жидкость вдоль на-
ружной поверхности камеры сгорания. Зеркало гильзы цилинд-
ров покрыто пористым хромом.
Продолжительность открытия газовпускного клапана 54°,
опережение зажигания 7°.
Во избежание попадания выпускных газов во впускной тракт
продолжительность выпуска до начала продувки выбрана та-
кой, чтобы давление в цилиндре находилось в начале сжатия в
пределах 1,26—1,69 кгс/см2.
Для двигателей Z-330 применена автономная электронная
система зажигания.
ГАЗОВЫЕ ДВИГАТЕЛИ
С ФОРКАМЕРНО-ФАКЕЛЬНЫМ ВОСПЛАМЕНЕНИЕМ
Газовые двигатели с форкамерно-факельным воспламенением
основного заряда наибольшее развитие получили в нашей стра-
не. Первым явился двухтактный газовый двигатель 11ГД100 со
встречно-движущимися поршнями. Его мощность 1500 л. с. при
750 об/мин. Выпуск двигателя 11ГД100 был начат Харьковским
заводом транспортного машиностроения им. В. А. Малышева в
1963 г. [3].
Этот двигатель разработан на основе научно-исследователь-
ских и экспериментальных работ, большая часть которых про-
ведена во ВНИИГАЗе [2, 3].
Схема газового двигателя 11ГД100 и фазы рабочего процес-
са были приведены ранее (см. рис. 72). В табл. 27 даны основ-
ные параметры газового двигателя 11ГД100 и дизеля 11Д100, на
базе которого он создан- Газовый двигатель 11 ГД 100 использу-
ют в качестве привода в автоматизированной газовой двигатель-
генераторной установке (рис. 97) мощностью 1000 кВт при
750 об/мин.
Этот агрегат (двигатель и генератор устанавливают на од-
ной раме, служащей также масляным баком) массой 29 т, от-
регулированный и испытанный на заводе, доставляют потреби-
телю в собранном виде и после присоединения к различным ком-
176
27. Основные параметры десятицилиндровых рядных двухтактных
двигателей типа Д100 со встречно-дпижущимися поршнями (0/5 = 207/2X254)
Параметры жв Дизель ИЛИЮ Газовые двигатели
ПГД100 ПГД100М
Частота вращения коленчатого ва-
^а, об/мин ' Степень сжатия 750 15,1 750 12,5 600 12,5
Максимальная (длительная) мощ-
ность, л. с Среднее эффективное давление, 1500 1500 1350(1500*)
кгс/см2 5,32 5,32 6,0(6,65*)
Средняя скорость поршня, м/с . . Температура отработавших газов. 6.36 6,36 5,08
°C 340 340—345 350 (365*)
Давление наддува, кгс/см2 .... Максимальное давление сгорания, 1,24 । 1,24 1,18—1,2
кгс/см2 74 66 62 (66*)
Угол опережения зажигания, град Удельный расход топлива при мак- -— 9 9 (4*)
симальной мощности, ккал/(л. с.-ч) 1750 1910 1790 (1750*)
Удельный расход топлива при мощ-
ности 750 л. с., ккал/(л. с.-ч) . . . — 2510 2080
Уровень шума при максимальной мощности, Дб —— 111 106
Срок службы между переборками, ч Срок службы до капитального. ре- 3000 6000 12 000
монта, ч * . . 20 000 40 000 75 000**
Удельный расход масла, г/(л. с.-ч) 4 2,5 1,8
Степень автоматизации 2 3
* По данным испытаний во ВНИИ ГАЗе. ** Прогнозируемая величина. X—
«Г
муникациям вводят в эксплуатацию без переборок и регули-
ровок.
Длительная эксплуатация нескольких десятков агрегатов
11 ГД 100 для собственных нужд электростанций крупнейших га-
зопроводов Бухара — Урал и Средняя Азия — Центр, а также на
северных газовых промыслах показала их надежность и эффек-
тивность, а также хорошие пусковые качества, быстрый вход и
устойчивую работу параллельно с другими агрегатами или ли-
нией электропередачи. Систематические наблюдения СРЕДАЗ-
НИИГАЗа (в 1970 г. филиала ВНИИГЛЗа) [3] показали, что
основные детали газового двигателя 11ГД100 изнашиваются зна-
чительно меньше, чем детали дизелей Д100. Соответственно и
сроки между ремонтами для газовых двигателей значительно
больше, чем для базовых дизелей.
12 Зак. 132
177
8090
Рис. 97. Мотор-геиератор с газовым двигателем 11ГД100:
двигатель; 2— воздуходувка; 3— электрогенератор; 4— возбудитель;
5— рама (бак)
В 1970 г. агрегат 11ГД100 был модернизирован. Взамен элек-
трогенератора с п = 750 об/мин в агрегате 11 ГД 100М был ис-
пользован генератор с п=600 об/мин. Перевод двигателя с 750
на 600 об/мин снизил удельный расход топлива при полной на-
грузке на 5,5%, а при нагрузке 500—600 кВт, часто встречаю-
щейся в эксплуатации,— на 25—30 %.
Одной из причин улучшения экономичности при переходе на
600 об/мин является уменьшение механических потерь и
затрат мощности на привод воздуходувки с 515 до 300 л. с.
Большое значение, особенно при частичных нагрузках,
имеет переход в этих режимах к менее обедненным сме-
сям. Так, при 7Ve=6OO кВт в двигателе 11ГД100 (750 об/мин;
рк=1,24 кгс/см2) ацИЛ~2,2, а в двигателе 11ГД100М (600 об/мин;
рк=1,18) (Хцил~ 1,75.
Важную роль в повышении надежности агрегатов 11ГД100
сыграло применение бесконтактной тиристорной системы зажи-
гания вместо обычной системы с прерывателем-распределителем.
Кроме того, вместо одной свечи на цилиндр в модернизирован-
ных двигателях 11ГД100 применены две свечи (расположенные
в форкамере). '
В модернизированных двигателях 11 ГД 100 применена систе-
ма ускоренного автоматизированного пуска, обеспечивающая
автоматический пуск, выход в режим й прием нагрузки прогре-
тым двигателем не более чем за 35—45 с после нажатия кнопки
«Пуск».
Эти усовершенствования (и другие, менее существенные)
значительно увеличили межремонтные сроки и позволили раз-
работать на базе агрегатов 11ГД100М полностью автоматизиро-
ванные электростанции. Резервный агрегат на такой электро-
178
станции автоматически включается при остановке какого-либо
из рабочих или в случае превышения установленной внешней
нагрузки. На такой электростанции не. требуется постоянное
присутствие обслуживающего персонала. Управлять ею можно
дистанционно, например с центрального пульта управления ком-
прессорной станцией. 1
Опыт разработки двигателей ГД100 был использован пои
создании двухтактного газового двигателя 61 ГА со встречно-
движущимися поршнями мощностью 5000 л. с. при 710 об/мин
(рис. 98), выпускаемого заводом «Русский Дизель» (г. Ленин-
Рис. 98. Двухтактный газовый двигатель 61 ГА с форкамерно-фа-
кельным воспламенением (5000 л. с. при 710 об/мин, масса 39 т):
1 и 2 — соответственно водяной и масляный насосы; 3— турбо-
воздуходувка
град) с 1969 г. В сварном стальном остове двигателя двумя па-
раллельными рядами установлены рабочие цилиндры 1 (рис. 99),
каждый из которых состоит из чугунной втулки 2 с наружными
продольными ребрами и напрессованной стальной гильзой,/ко-
торые образуют водяную рубашку. Верхняя (неохлаж^ёмая
водой) часть втулки вставлена в ресивер 7 продувочного воз-
духа и имеет окна 8 для входа воздуха в цилиндр. Окна выпол-
нены с осевыми и тангенциальными наклонами для образования
вихревого движения воздуха в цилиндре. В нижней части втулки
расположены окна 17, через которые удаляются отработавшие
газы. В перемычках между впускными окнами просверлены ка-
налы для охлаждающей жидкости. Нижняя часть втулки с вы-
пускными окнами входит в секцию алюминиевого газовыпускно-
го коллектора 18 с двойными стенками, между которыми цир-
кулирует охлаждающая вода.
В средней части втулки имеются две бобышки с отверстиями
для форкамеры 16 и пускового воздушного клапана, который
объединен с индикаторным краном для замера давления в ци-
линдре. Кроме того, во втулке между воздушными окнами и
форкамерой есть бобышка
с отверстием для газовпуск-
ного клапана 14. Благодаря
такому расположению газо-
впускной клапан в началь-
ной фазе сгорания и расши-
рения газоцЛ отделен от го-
рячих газов^'норшнем, что
значительно повышает на-
дежность работы этого кла-
пана. Управляют газовпуск-
ными клапанами при помощи
двух распределительных ва-
ло^ *•_ которые приводятся
от верхних коленчатых ва-
лов 5. От нижних коленча-
тых валов 16 приводятся
крупные вспомогательные
механизмы.
На переднем торце осто-
ва укреплен привод круп-
ных вспомогательных меха-
низмов с присоединенными к
нему насосами подачи масла
и воды во внутренний и
внешний контуры, а также
турбовоздуходувка (см. рис.
98), состоящая из односту-
пенчатой осевой реактивной
газовой турбины и односту-
пенчатого центробежного на-
гнетателя, расположенных
на одном валу. Энергии от-
работавших газов, поступаю-
щих в газовую турбину из
выпускного коллектора, не-
достаточно для подачи необ-
Рис. 99. Схема газового двигателя 61 ГА:
1— цилиндр; 2— втулка; 3— калибро-
ванный канал; 4— поршень; 5— верхний
коленчатый вал; 6— распределительный
вал; 7—ресивер продувочного воздуха;
8— впускные окна; 9— дозатор; 10 —
тяга к регулятору скорости; 11— авто-
матический клапан форкамеры; 12—
коллектор подвода газа в форкамеры;
13— коллектор подвода газа в цилинд-
ры; 14— газовпускной клапан; 15— све-
ча зажигания; 16— форкам ера; 17—
выпускные окна для удаления отрабо-
тавших газов; 18— выпускной коллек-
тор; 19— нижний коленчатый вал
180
ходимого количества воздуха, поэтому к т, «
рез гидромуфту и привод крупных вспомог™ В°ЗДуХОДувке че'
подводится дополнительная мощност! от 1ельных механизмов
гателя. Воздух после турбовоздуходувки К°ленчатых валов дви-
дпльнике. "УХОДУ вки охлаждается в холо-
Рабочий цикл в двигателе 61 ГА осуществпяетга „
Расширение и рабочий ход происходят при движении
от внутренней мертвой точки (в. м. т.) к наружной (н м
69 поворота коленчатого вала до н. м. т. (по нижнему колени/
тому валу) нижним поршень открывает выпускные окна — начи
нается выпуск отработавших газов. Еще через 9° (за 50° И"
н. м. т.) верхний поршень открывает продувочные окна и начш
нается продувка, продолжающаяся 278°.
Незадолго до окончания продувки (перекрытия верхним пор-
шнем воздушных окон) кулачковый газораспределительный вал
12 (рис. 100) при помощи механического привода открывает га-
зовпускной клапан 13 и газ из коллектора 5, пройдя дозатор 10,
поступает в цилиндр двигателя на протяжении 66° поворота ко-
ленчатого вала.
Газовпускной клапан является запорным органом, определя-
ющим фазу подачи газа. Количество подаваемого за цикл газа
определяется положением плунжера дозатора 10, связанного при-
водом 15 с рейкой регулятора. На протяжении сжатия происхо-
дит смешение газа с воздухом в цилиндре, а также перетекание
части смеси из цилиндра в форкамеру 16, установленную на ме-
сто одной из дизельных форсунок.
В форкамеру 16 через автоматический клапан 17 из коллек-
тора 19 форкамерного газа подается под определенным давле-
нием дополнительная порция газа. За 2—5° до в. м. т. обогащен-
ная смесь в форкамере поджигается искрами двух свечей 11,
расположенных в крышке форкамеры.
Осуществление эффективного рабочего процесса с форкамер-
но-факельным воспламенением в мощном многоцилиндровом
двигателе требует тщательной отработки всех элементов систе-
мы подачи топлива с тем, чтобы обеспечить надежную работу
при всех режимах.
Система подачи топлива двигателя 61 ГА состоит из трех под-
систем: а) подачи основного цилиндрового газа; б) форкамер-
ного газа; в) питания газом при пуске и выходе в режим^холо-
стого хода. При рабочем режиме основной (цилиндровый) газ
из топливоподающей магистрали 1 под давлением 5—7 кгс/см
поступает в коллектор цилиндрового газа 5 (пусковой клапан 2
открыт). Далее газ по трубе 9 поступает к дозаторам 10 и далее
через клапаны 13 и форсунки 14 — в цилиндры двигателя.
Клапаны 13 открываются при помощи тяг от кулачкового
вала 12.
В дозаторе 10 расположено профилированное отверстие, от-
крытое сечение которого регулирует золотник, связанный рыча-
181
Рис. 100. Схема системы подачи
топлива газового двигателя 61 ГА:
1— магистраль подачи топлива (5—
7' кгс/см2); 2—пусковой газовый
клапан; 3— штуцер подачи воздуха
из пусковой системы; 4— регулятор
скорости двигателя; 5 — коллектор
подачи газа в цилиндры; 6— огра-
ничительный упор; 7 —тяга регуля-
тора; 8 — поводок; 9 — трубка под-
вода газа к цилиндру; 10— дозатор;
11 — свеча зажигания; 12 — вал_ привода
пан; 1
тор подачи газа к форкамерам; 2о’—редуктор-регулятор форкамерного газа; 21 — трубка
подвода воздуха из воздушного ресивера двигателя; 22 — редуктор-регулятор пускового
Рис. 101. Нагрузочная характеристика газового
двигателя 61ГА при п=710 об/мин
______________________________ -г---— газовпускных клапанов; 13 — газовпускиой кла-
11«и, 14 — газовая форсунка; 15— привод газовпускного клапана; 16 — форкамера; /7—
автоматический клапан форкамеры; 18—-трубка подвода газа к форкамере; 19— коллек- .
газа
гом с поводком 8 на тяге 7 регулятора скорости 4. Принцип
работы этой подсистемы весьма прост. При изменении нагрузки,
например при уменьшении, частота вращения коленчатого вала
двигателя начинает изменяться (в данном случае увеличивать-
ся) , но регулятор 4, отрегулированный на заданную частоту вра-
щения, передвинет тягу 7 дозаторов так, что количество прохо-
дящего через них газа уменьшится и заданная частота вращения
восстановится. То же произойдет при изменении заданной ча-
стоты вращения, которое осуществляют дистанционным измене-
нием натяжения пружины регулятора 4.
При пуске двигателя (работает подсистема «в») в цилиндры
подается сжатый воздух, подводимый одновременно к пусковому
газовому клапану 2, который перекрывает основной вход газа в
коллектор 5. Г аз поступает в этот коллектор лишь через пусковой
182
редуктор - регулятор 20,
гХе давление газа снижа-
ется до необходимой вели-
чины. Дозаторы 10 при
пуске открыты полностью
под действием регуля-
тора 4.
Таким образом, коли-
чество газа, поступающе-
го в цилиндры двигателя
при пуске и выходе в ре-
жим холостого хода, ре-
гулируется не дозатора-
ми 10, а редуктором-регу-
лятором 20, который уст-
роен так, что при увели-
чении частоты вращения
валов двигателя возраста-
ет по заданному закону
давление на выходе из ре-
дуктора-регулятора, т. е.
количество подаваемого в
цилиндры двигателя газа.
После того, как произой-
дет пуск двигателя и он
наберет заданную частоту
вращения, прекращается
подача сжатого воздуха в
цилиндры двигателя и к
пусковому газовому кла-
пану 2. Последний откры-
вается и поступление га-
за в цилиндры двигателя
начинают регулировать
дозаторы.
Подсистема питания
газом форкамер имеет
особое значение для обе-
спечения устойчивой ра-
боты двигателя при всех
режимах. Газ, направляе-
мый к форкамерам 16, по-
ступает из основной топ-
ливоподаюшей магистра-
ли 1 к редуктору-регу-
лятору форкамерного га-
за 20, где давление газа
снижается до величины,
Рис. 102. Внешняя характеристика газового двига-
теля 61ГА
183
зависящей от режима работы дви^^сля. Из редуктора-регуля-
тора 20 форкамерный газ поступаемв коллектор 19, из которого
по отводам 18 направляется к установленным на форкамерах 16
автоматическим клапанам 17.
Назначением редуктора-регулятора 20 форкамерного газа
является подача газа в коллектор 19 под переменным давлени-
ем, обеспечивающим оптимальный состав смеси в форкамерах
при всех рабочих режимах, а также при пуске и. выходе в режим
холостого хода.
Длительная эксплуатация двигателей 61 ГА показала надеж-
ность и эффективность описанной системы подачи топлива, обес-
печивающей дистанционный пуск двигателя и быстрый автома-
тический выход в заданны." режим, а также устойчивую работу
во всем диапазоне рабочих режимов. На рис. 10,1 показана на-
грузочная, а на рис. 102 внешняя характеристика двигателя 61 ГА.
С уменьшением частоты вращения снижается ацил (вследствие
уменьшения рк и цикловой подачи воздуха фвц) • В целях пред-
отвращения детонации ограничивается максимальная нагрузка
(ре) при уменьшении частоты вращения. Давление Ретах сни-
жается с 8 кгс/см2 при 710 об/мин.
(номинальный режим при длительной
работе) до 4 кгс/см2 при 415 об/мин.
Соответственно аЦПл изменяется от
1,61 до 1,37. Для двигателей 61 ГА
применена электронная система за-
жигания. В непосредственной близо-
сти от каждой свечи зажигания рас-
положена индукционная катушка.
Двигатель 61 ГА используют в га-
зоперекачивающем агрегате, где он
служит приводом оппозитного га-
зового компрессора, вал которого
имеет частоту вращения 375 об/мин
(валы двигателя имеют частоту вра-
щения 710 об/мин). На базе двигате-
лей 61 ГА создана также газовая дви-
гатель-генераторная установка мощ-
ностью 3500 кВт. Двигатель этого аг-
регата (получивший название 64ГА)
отличается от описанного двигателя
газоперекачивающего агрегата лишь
передаточным отношением в главной
передаче (табл.28).
Четырехтактный шестицилиндро-
вый газовый двигатель с форкамерно-
факельным воспламенением 6ГЧН
36/45, выпускаемый заводом «Двига-
тель Революции» с 1973 г., создан на
Рис. 103. Устройство для впуска
основного и форкамерного газа
в двигатель 6ГЧН 36/45:
1— впускной клапан основного
газа; 2—кольцевой канал ввода
газа в цилиндр; 3— каналы
охлаждения форкамеры; 4—
автоматический клапан форка-
меры; 5— свеча зажигания; 6—
форкамера
184
•ж- 28. Основные параметры дизеля 61В и построенных на его базе газовых двигателей 61 ГА и 64ГА,
Параметры 61В 61 ГА 64Г А
Мощность, л. с Частота вращения коленчатого ва- ла, об/мин Частота вращения фланца отбора мощности, об/мин Число цилиндров Диаметр цилиндров, мм ... Ход поршней, мм Степень сжатия Средняя скорость поршня, м/с . . Среднее эффективное давление, кгс/см2 Максимальное давление сгорания, кгс/см2 Давление наддува, кгс/см2 .... Температура выпускных газов, °C Удельный эффективный расход теп- ла при Авеном ккал/(л. с.-ч) Расход масла, кг/ч Моторесурс до переборки, ч . . . Моторесурс до капитального ре- монта, ч Габаритные размеры, мм .... Масса двигателя (сухого), т . . . 6000 850 350 16 230 2X300 13,5 8,5 8 115 1,92—2 410—430 1800 21,6 4500 25 000 6770X1900X1 Х3315 39 5000 710 375 16 230 2X300 11 7,1 8 70 1.75—1,8 380—410 1860 15 8000 50 000 6650X2100 X ХЗЗОО 39 5000 710 1000 16 230 2X300 11 7,1 8 70 1,75—1,8 380—410 1830 12 8000 50 000 39
29. Основные параметры четырехтактных шестицилиндровых двигателей
64 Н 36/45 с турбонаддувом
Параметры Дизель (Г70) Газовый (Г78)
Диаметр цилиндра, мм 360 360
Ход поршня, мм 450 450
Частота вращения коленчатого вала, об/мин 375 375
Средняя скорость поршня, м/с 5,63 5,63
Максимальная (длительная) мощность, л. с. . 1200 950
Среднее эффективное давление, кгс/см2 . . . 10,48 8,3
Максимальное давление сгорания, кгс/см2 . . — 70
Удельный расход топлива, ккал/(л. с.-ч) . . . 1740 1900
Удельный расход масла, г/(л. с.-ч) . ... . 3,95 2,5
Температура отработавших газов, °C ... - — 430
Уровень шума, Дб — 106
Срок службы до переборки, ч 7000 6000
Срок службы до капитального ремонта, ч . . 35 000 50 000
185
базе дизеля с турбонаддувом 6ЧН 36/45. При создании этого га-
зового двигателя была поставлена задача возможно более пол-
ной унификации с базовым дизелем, которая была успешно рв^
шена размещением форкамеры на месте дизельной форсунки.
Форкамера и клапан подачи основного газа совмещены в один
узел (рис. 103). Это дало возможность оставить крышку дизеля
без всяких изменений. Однако пришлось значительно удлинить
канал, соединяющий форкамеру с о^евной камерой сгорания,
что отрицательно сказывается на пуске и равномерности работы
при малых нагрузках. В табл. 29 приведены основные характе-
ристики газового двигате.па 6ГЧН 36/45, а также дизеля, на базе
которого он создан.
ГАЗОДИЗЕЛ И
Газодизели значительно меньше распространены, чем газовые
двигатели с принудительным воспламенением. Однако в ряде
случаев они находят применение. Примером может служить га-
зодизель, созданный на базе широко распространенного у нас
12-цилиндрового четырехтактного дизеля В2-450 (124 15/18),
развивающего 450 л. с. при 1600 об/мин, производства Уральско-
го турбомоторного завода имени К. Е. Ворошилова.
Этот дизель широко применяют в нефтедобывающей и газо-
добывающей промышленности при бурении скважин. В газоди-
зельной модификации этого двигателя предусмотрена возмож-
ность быстрого (на ходу) перехода на чисто дизельный режим
работы. При полной нагрузке расход дизельного воспламеняю-
щего топлива в этом газодизеле составляет 13—15%. При ча-
стичных нагрузках эта доля увеличивается до 20—30% всего
введенного с топливом тепла. Средний эксплуатационный расход
дизельного топлива (в % общего расхода топлива) при буровых
работах составляет 25% [31]. По основным показателям при пол-
ной нагрузке газодизели В2-450 не уступают базовому дизелю.
Значительное применение газодизели находят в мощных дви-
гатель-генераторных установках, где работают они при стацио-
нарных режимах с расходом дизельного воспламеняющего топ-
лива, составляющим 5—8% (табл. 30).
Большое внимание привлек в последнее время мощный тихо-
ходный судовой двухтактный газодизель RNMD-90, созданный
фирмой «Зульцер» для метановозов (табл. 31). Основным топли-
вом для этого газодизеля служит испаряющийся метан (в со-
временных крупных метановозах испаряется примерно 0,25%
жидкого метана в сутки), который под давлением 3 кгс/см2 по-
дается к газовпускному клапану 1 (рис. 104), установленному в
крышке цилиндра. Открывается газовпускной клапан дополни-
тельным кулачком, имеющимся на дизельном топливном насосе,
и гидроприводом. Количество подаваемого газа регулируется ве-
личиной хода газовпускного клапана.
186
30. Основные параметры некоторых газодизелей
Изготовитель (фирма) X св Е 1 Число 1 тактов ии ‘(7 ИИ ‘у Ne’ Л. с. □ араметр X X \е> о С N 1 е пил» л. с. о Ч - Ч и Доля ДИ' дельного оплива,%
«Делаваль- Энтерпрайз» (США) 20 16 4 4 432 330 533 381 13540 5800 450 720 677 362,5 — 6 6
«Мирлесс» (Англия) 18 4 381 457 6684 514 480 1600—1700 5
«Инглиш- электрик» (Ан- глия) 16 8 4 4 254 381 305 508 1400 2135 900 450 87,5 267 1600—1700 1600—1700 5,5
«Пилстик» (Франция) 12 4 400 460 6000 514 500 1600 5-6
MWM (ФРГ) 16 4 230 270 1800 900 113 — —
«Иенбахер» (Австрия) 12 2 2 2 230 420 340 560 1050 3375 600 428 87,5 375 1790 1680 8,4 7,15
Многолетние исследовательские работы, предшествовавшие
созданию мощного газодизели RNMD-90, показали, что основ-
ной проблемой является борьба с детонацией. С этой целью было
усилено охлаждение верхнего пояса втулки цилиндра и его
крышки. Кроме того, были осуществлены мероприятия по улуч-
шению продувки цилиндров и охлаждения продувочного воздуха.
В газодизеле вместо импульсного наддува (дизель) приме-
31. Основные параметры дизеля RND-90 фирмы «Зульцер»
и газодизеля RNMD-90, созданного на его базе
Параметры Доля дизельного топлива, %
Дизель 100 Газодизель
30 1 5
Диаметр цилиндра, мм . . . . Ход поршня, мм Частота вращения, об/мин . . . Среднее эффективное давление, кгс/см2 Мощность 12-цилиндрового двига- теля, л. с. . Удельный расход топлива, ккал/(л. с.-ч) 900 1550 122 10,85 35 000 1540 900 1550 122 10,85 35 000 1580 900 1550 122 8,25 24 000 1580
187
Рис. 104. Схема газодизеля RNMD фирмы «Зульцер»:
/—газовпускной клапан; 2—дизельная форсунка; 5—турбовоздухо-
дувка; 4—охладитель воздуха; 5—приводной центробежный нагне-
татель; 6— коллектор воздуха, поступающего из подпоршневого
компрессора
нен наддув при постоянном давлении. Кроме того, дополнитель-
но к турбовоздуходувке 3 и подпоршневым компрессорам
дизеля RND-90, обеспечивающим удельную подачу воздуха
7,2 кг/(л. с.-ч), в газодизеле RNMD-90 параллельно подпорш-
невым компрессорам включен центробежный нагнетатель 5. Этот
нагнетатель имеет автономный электропривод или привод от
гидродвигателей, получающих питание от поршневых масляных
насосов, связанных с крейцкопфами двигателя. Применение до-
полнительного воздушного нагнетателя увеличило удельную по-
дачу воздуха до 8,4 кг/(л. с.-ч) — на 17%. Для улучшения охлаж-
188
деНия продувочного воздуха
установлен дополнительный
охладитель 4.
В результате этих усовер-
шенствований газодизель
RNMD-90 может развивать
при 122 об/мин мощность
А^ецил = 2900 л. с. (такую же,
как дизель RND-90) при до-
ле воспламеняющего топлива,
равной 30% и мощность 2000
л. с. при доле воспламеняюще-
го топлива 5% (см. табл. 31).
Система регулирования и
подачи топлива газодизеля
RNMD-90 автоматически
поддерживает в зависимости от
нагрузки необходимую пропор-
цию между жидким и газооб-
разным топливом. При сниже-
нии давления метана ниже до-
Рис. 105. Винтовые характеристики (сплош-
ные кривые — газодизеля RNDM=90 фирмы
«Зульцер», а штриховые — дизеля RND-90):
I и II— температуры газов соответственно
перед турбиной и после турбины
пустимого двигатель автома-
тически переключается на пи-
тание одним жидким топливом.
На рис. 105 даны винтовые ха-
рактеристики газодизеля
RNMD-90 и дизеля RND-90. Расход газа приведен к адекват-
Е ному расходу дизельного топлива.
ВОДОРОДНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
В последние годы в СССР и некоторых других странах широко
развернулись работы по созданию двигателей, работающих на
водороде. Так, в США в 1975 г. такие работы велись в 15 науч-
но-технических центрах (31], где исследованы 42 двигателя, ра-
ботающих на чистом водороде или на водородосодержащих сме-
сях (стационарных — 8, одноцилиндровых — 5, автомобильных —
29, из них роторных — 3).
Основное внимание уделяется разработке автомобильных во-
дородных двигателей. Исследования показали, что для работы
на водороде может быть приспособлен практически любой бен-
зиновый двигатель с искровым зажиганием. Для предотвраще-
ния преждевременного самовоспламенения и детонации в конст-
рукцию двигателя вносят изменения, предусматривающие
впрыск воды или рециркуляцию части отработавших газов. Эф-
фективность чисто качественного регулирования нагрузки (мощ-
ности) водородного двигатёЖг обеспечивает улучшение эксплуа-
тационной топливной экономичности автомобиля (в' тепловом
189
выражении) примерно на 50% и снижение тоКсйчйостй отрабо-
тавших газов до минимума. К недостаткам такого водородного
двигателя относится существенное снижение максимальной мощ-
ности и крутящего момента, достигающее 30% и связанное глав-
ным образом со значительно меньшей теплотворностью hu~ водо-
родно-воздушной смеси по сравнению с бензино-воздушной. При
сс=1 для бензина hu — 845 ккал/м3, а для водорода hu =
= 723 ккал/м3.
Показатели перспективного водородного двигателя могут
быть существенно улучшены. Основными мероприятиями в этом
направлении являются, применение внутреннего смесеобразова-
ния с подачей газа внутрь цилиндра в начале сжатия и исполь-
зование смесей, обедненных не менее, чем до о&=1,3.
Расчеты, основанные на положениях, изложенных выше, по-
казывают, что при внутреннем смесеобразовании и а = 1,3 водо-
родный двигатель развивает ту же мощность, что бензиновый
(тех же размеров) при сс=1. Максимальная величина и скорость
нарастания давления при сгорании водорода в таком двигателе
находятся на вполне допустимом уровне. Содержание NO* в от-
работавших газах достаточно мало (см. рис. 45). Внутреннее
смесеобразование и бедные смеси являются наиболее действен-
ными средствами предотвращения преждевременного воспламе-
нения и детонации, позволяющими применять в водородном
двигателе те же степени сжатия, что и в бензиновых двигателях,
работающих на высокооктановых бензинах.
Дополнительно в перспективном водородном двигателе мож-
но рекомендовать следующие мероприятия: применение холод-
ных малогабаритных свечей зажигания и тиристорных систем
зажигания; охлаждение выпускных клапанов; улучшение охлаж-
дения впускаемого в двигатель воздуха. Последнее может быть
достигнуто за счет части тепла испарения водорода, если он со-
держится в жидком виде.
Все указанные мероприятия можно осуществить без измене-
ния технологии изготовления современных двигателей.
ГАЗОВЫЕ РОТОРНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
Роторные двигатели внутреннего сгорания начали применять как
силовые установки для мотоциклов и автомобилей, работающих
на жидких нефтяных топливах. Однако еще в 1962 г. указыва-
лась перспективность использования таких двигателей для ста-
ционарных газовых установок {2]. В 1976 г' фирма «Ингерсол-
Рэнд» (США) изготовила первые промышленные образцы ста-
ционарных газовых роторных двигателей мощностью 500 и
1000 л. с. при 1000 об/мин [48]. Эти двигатели имеют следующие
параметры:
190
Число роторов................
Среднее эффективное давление,
кгс/см2........................
Частота вращения, об/мин
Длительная мощность, л. с. . .
Габаритные размеры двигателя
(в том числе силового блока):
длина; мм..................... 1886 (1280)
ширина, мм.................... 1959 (1254)
высота, мм.................... 2035 (1066)
Масса двигателя (в том числе
силового блока), кг............... 5170 (3084)
5,57
1000
1000
2508 (1902)
1959 (1254)
2035 (Ю66)
8254 (5533)
Двигатели построены по классической схеме Р. Ванкеля [2]
и состоят из двух основных блоков, соединенных муфтой: сило-
вого блока и блока вспомогательных механизмов. Зажигание
искровое. Силовой блок можно заменить за 24 ч. Срок службы
между переборками составляет один год. Три роторных газовых
двигателя (один мощностью 1000 л. с.) проработали по 12 000 ч.
Эффективный КПД роторного двигателя равен 32%, что следу-
ет признать удовлетворительным, так как отсутствует турбо-
наддув.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Воинов А. Н. Сгорание в быстроходных поршневых Двигателях. М.,
«Машиностроение». 1977, 276 с.
2. Генкин К. И. Газовые двигатели. Машгиз, 1962. 116 с.
3. Генкин К. И., Аксенов Д. Т, Струнге Б. Н. Газовые двигатели. ГД 100
и агрегаты на их базе М., «Недра», 1970. 328 с.
4. Геикин К. И., Хазанов 3. С. «Исследование механизма сгорания в дви-
гателе,—В кн.: Горение и взрыв. Материалы третьего всесоюзного симпозиу-
ма по горению и взрыву. М„ «Наука», 1972, с. 409—415.
5. Гольдблат И. И., Колубаев Б. Д., Самоль Н. Г. О токсичности автомо-
бильных двигателей, работающих на газообразных топливах.— «Автомобиль-
ная промышленность», 1972. № 4, с. 5—7.
6. Гольдблат И. И. Автомобильные газовые двигатели. Серия 111—66.
ЦНИИТМАШ, М., 1963. 60 с.
7. Дубовкин Н. Ф. Справочник по углеводородным топливам и их про-
дуктам сгорания. М., Госэиергоиздат, 1962. 278 с.
8. Загрязкин Н.’Н., Тимошенко Ю. И. Развитие пламени после поджигания
стабилизированной и иестабилизироваиной смеси электрическими искрами.—
«Труды ин-та двигателей АН СССР», вып. 6, М., 1962, с. 110—112.
9. Звонов В. А. Токсичность двигателей внутреннего сгорания. М., «Маши-
ностроение», 1973. 200 с.
10. Индикаторная диаграмма, динамика тепловыделения и рабочий цикл
быстроходного поршневого двигателя. М., АН СССР, 1960. 200 с. Авт.:
Б. С. Стечкин, К. И. Генкии, В. С. Золотаревский, И. В. Скородинский.
11. Коллеров^Л. К. Газовые двигатели поршневого типа. Л., «Машино-
строениие», 1968АВ8 с.
12. Льюис Б^1льбе Г. Горение, пламя и взрывы в газах. М., «Мир», 1968.
592 с.
13. Мельников Н. В. Минеральное топливо: ресурсы и расходы.— «Наука
и жизнь», 1974, № 5, с. 7—9.
14. Равич М. Б. Упрощенная методика теплотехнических расчетов. М.,
«Наука», 1966. 414 с. .
15. Равкинд А. А. Унифицированные газовые дизельные двигатели. М.,
«Недра», 1967. 196 с.
16. Рикардо Г. Быстроходные двигатели внутреннего сгорания. М., Маш-
гиз, 1960, 412 с.
17. Самоль Г. И., Гольдблат И. И. Газобаллонные автомобили. М., Маш-
гиз, 1963. 458 с.
18. Семенов Б. Н. Перевод дизеля на сжиженный газ.— «Газовая про-
мышленность», 1961, № 6, с. 43—45.
19. Семенов Н. Н. О некоторых проблемах химической кинетики и реак-
ционной способности. М., АН СССР, 1958, 686 с.
20. Соколик А. С., Карпов В. П. Форкамерно-факельное зажигание как
основа нового класса двигателей.— В кн.: Сгорание и смесеобразование в ди-
зелях. М., АН СССР. 1960, с. 125—142.
21. Соколик А. С. Самовоспламенение, пламя и детонация в газах.
АН СССР, М„ 1960. 428 с.
22. Хитрин Л. Н. Физика горения и взрыва. М., МГУ, 1957. 442 с.
23. Чудаков Е. А., Генкин К. И. Транспортный газовый двигатель с внут-
ренним смесеобразованием. М., АН СССР, 1954. 224 с.
24. Щелкин К. И., Трошии Я. К. Газодинамика горения. М., АН СССР,
1963. 256 с.
25. Щетинков Е. С. Физика горения газов. М., «Наука», 1965. 740 с.
192
26. Alternative fuels for control of encine pm- • ”
tion control association», 1970, vol. 20, N 2 и и « 1 \Journal of air pollu-
wyer R., Carr R„ Jonson G„ Muzio L. P' 7~92’ Aut; Starkman El, Sa-
27. Bus fames get the British eve «Automobile ,
p. 138-139. J Huiomobile Industrie», 1973, 149, N 5,
28. Charpenet L., Ponsonnet R. Teneurs en oxvdes d’aznu i
Л,""ю,е“г a ,Л™₽ commands.
ASM% rn? jD№6d14Rp.COmb"S“” ctoa'“’ «' brgc w eng,™.. pap.
30. Combustion of hydrogen as related to knock. «Industrial Encineerino
Chemistry», 46, 1954, p. 1314—1318. Aut.: Anzilotti W., Rogers 1., Scott G To°^
sic V. ’ ’’
31. Escher W. Survey and assessment of contemporary U. S. hydrogen-fue-
led internal combustion engine projects. «Record 10-th Intersociaty Energy Con-
versation Engineering Conference, Newark, Del., 1975». New York 1975
p. 1143-1155.
32. Evaluation of antiknocking property of gaseous fuels by means of met-
han number and its practical application to gas engines. Pap. ASME, 1972,
N DGP-4, 12 p. Aut.: Leiker M., Christoph K-, Rankl M., Cartellieri W., Pie'ifer U.’
33. Furuhama S., Yamane K. Combustion characteristics of hydrogen fueled
spark ignition engine. «JARI Techn. Mem.», 1972, N 10, p. 143—165.
34. Karim G., Klat S. The knock and autoignation characteristics of some
gaseous fuels and their mixtures. «Journal Institute of fuel», 1966, 39, N 302
p. 109—116.
35. Mengelkamp R., Linnard R. Getting performance without sacrificing
economy of emissions control in a heavy-duty LPG engine. SAE Prepr. 1973
N 730803, 15 p.
36. Meurer 1. Evaluation of reaction kinetics eliminates diesel knock —
। the M — combustion system of MAN. SAE Tr., V. 64, 1956, 24 p.
37. Moor N., Roy B. Comparative studies of methane and propane as engine
fuels. «Proc. Inst. Meeh. Engrs.», London, 1956, vol. 170, N 40, p. 1137—1142.
s 38. Murray R., Schoeppel R. Emission and performance characteristics of an
airbreathing hydrogen-fueled internal combustion engine. «Intersec. Energy
Convers. Eng. Conference, Boston, Mass.», N. Y., 1971, p. 47—51.
39. Neer M. Autoignition of flowing hydrogen-air mixture. AIAA Pap., 1974,
N 1159, 13 p.
40, New Gas Engines. «Diesel and Gas Turbine Progress», 1962, 28, N 5,
p. 30—31.
41. Rixmann W. Entwicklungen an umweltgerechten nutzfahrzeugantrieben
?ei Daimler-Benz beispiel erdgas — Ottomotor und Dieselmotor, «MTZ», 1972,
>3, N 2, s. 72—73.
42. Schaffrath M. Nichtkonventionelle energiesysteme. «MTZ», 1974, 35, N 10,
i. 325—335.
43. Steiger A., Dedeoglu N. Zum stand der entwicklungen des langsam-
aufenden zweitact-krenzkopf-dieselniotors. «MTZ», 1973, 34, N 11, s. 358—368.
44. The hydrogen engine. Combustion knock and the related flame velocity.
rTrans. of the E. 1. C.», vol. 2, N 4, p. 143—148. Aut.: King R„ Hayes S.,
Ilian A., Andersan R., Walker E.
45. Umweltfrendliche autoabgase. «Bus-Fahrt», 1973, 21, N 12, XVIII,
8—10.
46 Varde K., Lucas G. Hydrogen as a fuel for vehicle propulsion. «Proc,
inst Meeh. Etig.», 1974, 188, N 26, p. 365—372.
47. Wadman B. LNG — fueled — is this the most practical way to minimize
transit bus exhaust emissions? «Diesel and Gas Turbine Progress», 1971, 37,
: Wadman B. Ingersoll Rand introduces 500 hp and 1000 hp industrial
totarv gas engines. «Diesel and Gas Turbine Progress», 1976, N 7, p. 13—15.
:тр 261