CC BY
79
УДК 621.43
А. Ф. Дорохов, С. А. Каргин, А. П. Исаев Астраханский государственный технический университет
РАСЧЕТНЫЙ И ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЙ АНАЛИЗ ПОКАЗАТЕЛЕЙ РАБОЧЕГО ЦИКЛА ДЛЯ РАЗЛИЧНЫХ СПОСОБОВ ОРГАНИЗАЦИИ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА В ДВС
Теоретический анализ показывает, что эффективный КПД дизеля це зависит главным образом от двух параметров: степени сжатия е и воздушно-топливного соотношения а. При увеличении е более 10+13 прирост це становится незначительным. При этом механическая и термическая на-груженность деталей двигателя растут чрезмерно из-за роста максимального давления сгорания рг. Увеличение усилий, действующих на трущиеся части при малом приросте полезной работы цикла, приводит к увеличению удельной работы трения и, как следствие, уменьшению механического КПД ^мех. В результате прирост термического КПД % не может компенсировать уменьшение ^мех. В связи с этим увеличивать е выше 10+13 термодинамически нерационально: эффективная экономичность двигателя не улучшится, а более высокие температура и давление цикла приведут к увеличению жёсткости работы двигателя, работы трения, повышению износа деталей и утяжелению двигателя. Наилучшими следует считать показатели при а =1 для всех е, а при а =1 оптимальная е = 10+13, но практически все дизельные двигатели, выпускаемые промышленностью, работают при е = 16+20 и а = 1,3+1,7. Ограниченность времени, отводимого на смесеобразование в дизелях, приводит к задержке воспламенения и последующему почти взрывному (т. е. малоуправляемому) сгоранию. В результате сгорание не заканчивается с прекращением подачи топлива и наступает фаза догорания на линии расширения, что снижает КПД двигателя из-за повышения потерь теплоты и уменьшения степени расширения газов [1].
Для решения указанных проблем и создания ДВС, имеющего высокие технико-экономические показатели, предлагается: ввести часть цикловой подачи топлива (» 40 %) при такте впуска во всасывающий тракт ДВС через дозирующее устройство, а оставшуюся часть - через форсунку в конце такта сжатия. Степень сжатия е = 10+13, а цикловая подача топлива рассчитывается исходя из значения а = 1,05+1,1. Двигатель должен быть оборудован системой принудительного воспламенения рабочей смеси, характерной для двигателей с внешним смесеобразованием. Время на смесеобразование для топлива, подаваемого во всасывающий тракт, увеличится более чем в 10 раз, и к моменту подачи искры в цилиндре образуется однородная топливовоздушная смесь, хорошо подготовленная к сгоранию, а скорость
распространения фронта пламени будет зависеть лишь от степени обогащения смеси вторичным топливом. Вторичная часть топлива, подаваемая через форсунку, будет сгорать с меньшим периодом задержки самовоспламенения, т. к. струи топлива попадают в уже образовавшиеся очаги пламени первичного топлива при интенсивном вихревом движении всего заряда.
На предлагаемый способ организации рабочего процесса получен патент на изобретение № 2215882 «Способ работы двигателя внутреннего сгорания и устройство для его осуществления» [2].
Для реализации потенциальных возможностей нового рабочего процесса изготовлена экспериментальная установка на базе судового дизеля 2Ч 9,5/11, показанная на рис. 1. Для уменьшения степени сжатия камера сгорания была переоборудована: она получена из вихревой камеры удалением части неохлаждаемой вставки, замыкающей вихревую камеру, отлитую в головке цилиндров. Степень сжатия составляет е = 12,38. Двигатель оснащён системой принудительного искрового зажигания.
Рис. 1. Экспериментальная лабораторная установка
Испытания проводили со снятием индикаторных диаграмм. Для проведения сравнительных испытаний двигателя, работающего с новым рабочим процессом, и двигателя, работающего по традиционному дизельному рабочему процессу, использовались две головки цилиндров: с е = 17 и е = 12,38. Таким образом, сравнение параметров и показателей двух типов двигателей производилось на одних и тех же цилиндрах, что дает высокую точность сравнения. Проводилось два вида испытаний по нагрузочной характеристике: двигатель, работающий по традиционному дизельному рабочему процессу, и двигатель, работающий по новому рабочему процессу. Индикаторные диаграммы двигателей представлены на рис. 2, 3.
Р, кг/с м2
V, см3
Рис. 2. Экспериментальная индикаторная диаграмма двигателя, работающего по новому рабочему процессу
Р, к г/см2
V, см3
Рис. 3. Экспериментальная индикаторная диаграмма двигателя, работающего по традиционному дизельному рабочему процессу
Индикаторную диаграмму двигателя, работающего по новому рабочему процессу, можно разбить на следующие участки:
- 1 - участок от нижней мертвой точки (НМТ) до точки с - сжатие;
- 2 - участок от точки с до точки г1 - изохорный подвод теплоты Q1 ’, свойственный двигателям с искровым зажиганием. Здесь одновременно с подачей искры началось обогащение топливовоздушной смеси, находящейся в цилиндре, топливом, подаваемым через форсунку, что вызвало сгорание этой смеси и резкое повышение давления;
- 3 - участок от точки ^ до точки г2 - смешанный (изохорно-изобарный) подвод теплоты. Здесь Q1 ” подводится изохорно, а Q1’’’ -изобарно. Такой подвод теплоты характерен для современных дизелей -топливо сгорает по мере его поступления в цилиндр;
- 4 - участок от точки г2 до точки Ь2 - зона догорания на линии расширения. Этот процесс нежелателен. Видимо, его появление связано с неоптимальной формой камеры сгорания - она представляет собой часть вихревой камеры, соединенной с надпоршневым пространством каналом неправильной формы, что не позволяет нормально развиваться процессу горения и приводит к догоранию. Однако догорание заканчивается задолго до прихода поршня в НМТ, и хвостовая часть индикаторной диаграммы практически идентична индикаторной диаграмме двигателя, работающего по традиционному дизельному рабочему процессу. Повышение температуры выхлопных газов вследствие этого не критическое, и температура не превышает допустимой величины для двигателей этого типа (при традиционном дизельном рабочем процессе = 350 °С; при новом рабочем процессе -^ = 370 °С. С неоптимальной формой камеры сгорания связан и повышенный расход топлива. Кроме того, повышенный расход связан с потерей части рабочей смеси при перекрытии клапанов. Несмотря на это, двигатель развил такую же мощность при меньшем рг;
- 5 - участок от точки Ь1 до точки Ь2 - активное расширение;
- 6 - участок от точки Ь2 до НМТ (точнее, до момента открытия выпускного клапана) - расширение.
Для анализа данных, полученных при индицировании двигателя, работающего по традиционному дизельному рабочему процессу, применена методика Гриневецкого - Мазинга, зарекомендовавшая себя как достаточно надежная в инженерных расчетах [3, 4].
Методика Гриневецкого - Мазинга подразумевает такую идеализацию реального процесса, как отсутствие теплоотдачи сжимаемого заряда через стенки цилиндра при нахождении поршня в верхней мертвой точке (ВМТ), т. е. не учитывается опережение начала подачи топлива и задержка самовоспламенения. В эксперименте угол опережения начала подачи топлива составлял а = 20° поворота коленчатого вала. С момента начала подачи топлива в цилиндр процесс сжатия не может рассматриваться как поли-тропный с показателем п1, поскольку неизвестен закон изменения давления: в первый момент после начала подачи топлива наблюдается уменьшение скорости нарастания давления, поскольку топливо начинает интенсивно испаряться, забирая часть теплоты от сжимаемого заряда, появля-
ются первые очаги воспламенения. Значит, политропный процесс с показателем п1 сжатия свежего заряда протекает до точки Сд при действительной степени сжатия ед = 10,97 (геометрическая же степень сжатия е = 17). Если же рассматривать процесс сжатия как политропный с показателем п1, то значение давления в конце сжатия по расчету рС = 4,33 МПа, тогда как по экспериментальным данным рС = 3,213 МПа (ЛрС = 42 %). С этим же обстоятельством связано применение в методике действительной степени повышения давления при сгорании относительно начала впрыска топлива ^д = 2,51 (по данным эксперимента). Коэффициент избытка воздуха на момент начала топливоподачи а = 2,05.
Таким образом, давление в начале подачи топлива рСд составило: по данным эксперимента - 2,36 МПа; по расчетным данным - 2,37 МПа.
Кроме того, немалое расхождение экспериментальных и расчетных данных выявляется при расчете температуры в начале подачи топлива. При расчете по методике Гриневецкого - Мазинга в точке Сд температура С @ 510 °С. При снятии значения с экспериментальной установки ^С = 350+370 °С.
Этим подтверждается вышеуказанное расхождение между методикой Гриневецкого - Мазинга и полученными экспериментальными данными: не в полной мере учитывается теплоотдача от сжимаемого заряда к стенкам цилиндра, хотя и учитывается нагрев заряда от горячих стенок цилиндра величиной ЛТа = 10+20 К, что явно недостаточно.
Дальнейший расчет ведется по классической схеме. При расчете максимальной температуры сгорания Т2 и максимального давления сгорания р2 в формулах (1) и (2) [3] используется ^д = 2,51.
Х+ [С; + 8,3141 д + уг (С£ + 8,3141 д )]Тс = Р2 (1 + УГ )С^ , (1)
аЬ0
Pz = 1 д Рсд . (2)
Возврат от действительных показателей к геометрическим происходит в расчете процесса расширения и при определении теоретического среднего индикаторного давленияр{ (формула (3)) [3].
' Рс
1(р-1)+-^ (1 —1— ] —— (1 —1-т
У ' п2 -11 5 ) п -11 еп1-1
(3)
В формуле (3) фигурирует давление в конце сжатия рС при геометрической степени сжатия е, а не давление рСд в точке Сд при действительной степени сжатия ед, поскольку подсчет индикаторной мощности, а значит, и среднего индикаторного давления ведется от ВМТ к НМТ. Это означает, что при подсчете р' участвует вся площадь индикаторной диаграммы. По этой же причине в формуле используем геометрические 1 и е. Так как после начала впрыска топлива давление нарастает по неизвестному нам закону и давление рС при геометрической степени сжатия е расчетным путем определить невозможно, пришлось использовать это значение, снятое с экспериментальной индикаторной диаграммы - рС = 3,213 МПа.
Предлагаемые дополнения и изменения в методику Гриневецкого -Мазинга позволяют снизить погрешность расчетов показателей рабочего цикла дизеля до 0,2+0,3 %. По основным показателям процессов погрешность не превышает 3,3 %, тогда как расчет по классической методике давал расхождение результатов до 30 % и более.
При расчете двигателя, работающего по новому рабочему процессу, уже начиная с процесса наполнения присутствуют отличия от дизельного цикла: наполнение цилиндра производится не чистым воздухом, а топливовоздушной смесью с большим коэффициентом избытка воздуха.
В настоящее время на основе существующих методик расчета рабочих процессов двигателей ведется разработка новой методики расчета двигателя с комбинированным смесеобразованием и воспламенением от сжатия. За основу взята методика Гриневецкого - Мазинга с учетом вышеприведенных дополнений и изменений. В классической методике Мазинг в расчете предложил использовать на такте сжатия средние мольные изо-хорные теплоемкости воздуха и чистых продуктов сгорания [3]. Однако в двигателе с комбинированным смесеобразованием сжимается не воздух с остаточными газами, количество которых учитывается коэффициентом уг, а смесь воздуха и паров дизельного топлива с чистыми продуктами сгорания. В прежнее время карбюрация дизельного топлива не производилась, и поэтому данных по теплоемкости его паров или смеси воздуха с парами нет. Сейчас ведется работа по определению средней мольной теплоемкости смеси расчетным путем на основе массовых соотношений топлива и воздуха.
На основе проведенного анализа можно сделать вывод о том, что классическая методика Гриневецкого - Мазинга не учитывает:
- опережение начала подачи топлива;
- теплопередачу от сжимаемого заряда к охлаждающей воде.
С учетом рассмотренных выше несоответствий разумно порекомендовать разделить основные показатели цикла (е, р, 5, 1) на действительные и геометрические.
ДВС с предлагаемым способом организации рабочего процесса, форсированные по мощности, экономичные и экологически безопасные могут быть использованы в составе судовых (главных и вспомогательных), промышленных и транспортных энергетических установок.
СПИСОК ЛИТЕРА ТУРЫ
1. Кушуль В. М. Знакомьтесь - двигатель нового типа. - Л.: Судостроение, 1966. - 120 с.
2. Патент № 2215882 РФ; МКИ 7 Г02В 3/10, 19/00. Способ работы двигателя внутреннего сгорания и устройство для его осуществления / Дорохов А. Ф., Алимов С. А., Каргин С. А., Калинкин И. В. Заявл. 08. 02. 2002 г. Опубл. 15.10.2003 г.
3. Двигатели внутреннего сгорания: Теория поршневых и комбинированных двигателей: Учеб. для втузов / Д. Н. Вырубов и др.; Под ред. А. С. Орлина, М. Г. Круглова. - 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1983. - 372 с.
4. Судовые ДВС: Учеб. / Ю. Я. Фомин, А. И. Горбань, В. В. Добровольский и др. -Л.: Судостроение, 1989. - 344 с.
Получено 29.12.05
THE CALCULATED AND EXPERIMENTAL ANALYSIS OF THE WORK CYCLE PARAMETERS FOR VARIOUS WAYS OF WORKING PROCESS ORGANIZATION IN THE INTERNAL COMBUSTION ENGINE
A. F. Dorokhov, S. A. Kargin, A. P. Isaev
A new way of working process organization is offered. The patent for this invention № 2,215,882 «The mode of operation of the internal combustion engine and the device for its execution» is already received. They carried out two kinds of load characteristic tests on an experimental setup on the basis of a vessel diesel engine (2^9,5/11) with indicator tests, examining the traditional diesel working process and a new working process. Indicator diagrams are submitted in the paper. The analysis of the indicator diagram of the engine working on this new working process was carried out there.
