CC BY
26
ку основных эксплуатационно-технологических характеристик и параметров состояния материала поверхностного слоя объекта исследования и контроля.
5. Ультраструйная диагностика обладает значительным потенциалом инженерно-физического развития и практического приложения в различных областях производства и промышленности.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Барзов, A.A. Струйная интенсификация функциональной активности жидкостей [TckctJ / A.A. Барзов, А.Ф. Королев, B.C. Пузаков, К.Е. Си-дельников, H.H. Сысоев / Физический факультет МГУ им. М.В. Ломоносова.— Физическая гидродинамика. 2004.— Препринт № 7.
2. Балашов, O.E. Физико-технологический анализ функциональных возможностей ультраструйного микросуспензирования жидкостей |Текст| / O.E. Балашов, A.A. Барзов, A.J1. Галиновский, H.H. Сысоев / Физический факультет МГУ им. М.В. Ломоносова.— 2010.— Препринт № 4.— 28 с.
3. Корнилова, A.A. Ударно-кавитационный механизм генерации рентгеновского излучения при кавитации быстрой струи воды [TckctJ / A.A. Корнилова, В.И. Высоцкий, H.H. Сысоев [и flp.J // Вестник МГУ. 2010,- М.: Изд-во МГУ им. М.В. Ломоносова. — С. 14—25.
4. Барзов, A.A. Физико-технологические возможности ультраструйной обработки материалов и жидкостей |TeKCTj / A.A. Барзов, B.C. Пузаков, С.К. Сальников, H.H. Сысоев / Физический факультет МГУ им. М.В. Ломоносова.— Физическая гидродинамика.— 2004.— Препринт. № 6.— 25 с.
УДК629.1.032.001
Р.В. Русинов, Р.Ю. Добрецов, И.М. Герасимов
ОБ ЭФФЕКТИВНОСТИ ТЕПЛОВОГО ЦИКЛА «АДИАБАТНОГО» ПОРШНЕВОГО ДВИГАТЕЛЯ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
Принципиальной особенностью поршневых двигателей внутреннего сгорания (ДВС) является цикличность их рабочего процесса, позволяющая нормализовать функционирование системы охлаждения ДВС и гарантировать возможность работы самих двигателей при высоких параметрах (давление — температура) рабочего тела и, следовательно, с высоким КПД, в частности у дизелей — до 40-50 %.
Естественное стремление к дальнейшему повышению эффективности работы ДВС привело к мысли о создании «адиабатного» двигателя с теплоизолированными камерами сгорания, ограничивающими теплопотери на охлаждение, которые вообще-то составляют до 30—35 % от теплоты, вводимой в камеру сгорания с топливом. Однако стендовые испытания подобных двигателей к положительным результатам не привели.
Тем не менее, учитывая особую сложность натурных испытаний и не во всех случаях возможность объективной оценки получаемых при испытаниях результатов, представляется акту-
альным проведение расчетно-теоретического анализа основных параметров «адиабатных» двигателей для окончательного решения кардинального вопроса их перспективности.
С этой целью прежде всего надлежало сформировать математическую модель некоего подобия рабочего, или действительного, теплового цикла (индикаторная диаграмма), позволяющего в дальнейшем оценивать возможные показатели работы двигателей при ограничении потерь на охлаждение.
В основу подобного формирования были положены в качестве исходных данные для нефорсированного (без наддува) четырехтактного транспортного дизеля ЯМЭ-238 (8413/14) с неразделенными камерами сгорания, чья эффективная мощность — Ы„ = 176,5 кВт (240 л.с.) при 1 1 числе оборотов коленчатого вала я = 2100 мин ,
степень сжатия — е = 16,5, удельный эффективный расход топлива— §е = 238 г/кВт-ч, эффективный КПД — и = 0>36, среднее эффективное давление рабочего (теплового) цикла —
ре =0,68 МПа, механический КПД— им = М5
и избыток воздуха при сгорании топлива — а = = 1,5. Для расчетного цикла при неизменном во всех случаях значении максимального давления сгорания топлива рг =8,5МПа, обеспечивающего механическую надежность дизеля, приняты показатели политроп процессов сжатия и расширения горючей смеси, соответственно равные /71 = 1,37 и я2 = Ь22; давление начала процесса сжатия рабочей смеси — ра = 0,083 МПа (0,85 кгс/см2), начальная температура — Ти = = 290 К, теплоемкость горючей смеси при постоянном объеме — с„ = 0,17 ккал/кгтрад и при постоянном давлении — ср =0,23 ккал/кгтрад.
Расчетный тепловой цикл «адиабатного» двигателя показан на рис. 1.
Для сгорания 1 кг дизельного топлива с низшей теплотворной способностью £>" = = 10000 ккал/кг (42000 кДж/кг) теоретически требуется примерно 14,3 кг воздуха, а при полуторном его избытке в данном случае общая
Рис. 1. Тепловой цикл «адиабатного» двигателя: р — давление в цилиндре; V— объем цилиндра; Уа — полный объем цилиндра; У—Ус — объем камеры сгорания; Ил — рабочий объем цилиндра; К, — объем на конец предварительного расширения, Ух — текущий объем; О™ +(?]"=(?] — теплота, подводимая к рабочему телу; — отводимая теплота; п] и Пу — показатели политроп сжатия и расширения; ВМТ — верхняя мертвая точка положения поршня;
НМТ — нижняя мертвая точка
масса горючей смеси составит 1,5-14,3+1 = = 22,45 кг, а теплота на единицу массы смеси — 0 2 10000/22,45 = 445,4 ккал/кг.
Очевидно, что для производства именно механической энергии (индикаторная мощность N1) реально используется лишь доля от общей теплоты, вводимой в камеру сгорания дизеля с топливом, остальная же часть рассеивается в основном в виде тепловых потерь.
Следовательно, для формирования расчетного цикла в первом приближении можно принять долю в 51 %(це=36%, и, = 85 %, т. е. при механических потерях в 15 %) от общего количества подводимой в цикле теплоты.
При этом следует учесть также и теплопоте-ри в политропических процессах сжатия и расширения, и некоторую идеализацию формируемого теплового процесса с исключением непрерывности функционального изменения его параметров в узловых точках (см. рис. 1), на что всегда вводится поправка при анализе индикаторных диаграмм. Суммарно оценим их в 8 %.
Таким образом, общие теплозатраты на воспроизводство только механической энергии единичного цикла в расчете на единицу массы рабочей смеси составят
а=а'+0Г=(о,51-о,о8)0= = 0,43-445,4 = 192 ккал/кг.
По известным расчетным выражениям [1] давление и температура формируемого цикла соответственно равны
рс = раг"1 = 0,083-16,51'37 = 3,86 МПа;
Тс = Таъ"1~х =290-16,51'37"1 =818,2 К.
Степень повышения давления равна У = р., / рс= = 8,5/3,86 = 2,2, откуда Ту=%Тс = 2,2 • 818,2 =
= 1800 К; о™ = ^[Ту-Тс) = 0,17(1800- 818,2) = =167 ккал/кг; й[ = йх~й{= 192- 167 = 25 ккал/кг; Т2=0Цср + Ту = 25/0,23 + 1800 = 1908,7 К; степень предварительного расширения — р = Тг1Ту= = 1908,7/1800= 1,06; степень последующего расширения — 8 = е/р = 16,5/1,06 = 15,57; давление и температура конца процесса расширения соответственно рь = рг/ь"2 = 8,5/15,571'22 МПа иТь = Тг/8"2~1= 1908,7/15,571'22 = 1043,4 К.
Для определения среднего индикаторного давления р1 рассматриваемого «расчетного» цикла следует определить площадь Т7 «индикаторной» диаграммы (см. рис. 1), представляющую в определенном масштабе работу цикла, и поделить ее на рабочий объем ¥/1 цилиндра (или на ход 5 поршня при расчете площади «индикаторной» диаграммы в координатах«/5—5»), т. е.
Сама площадь индикаторной диаграммы с очевидностью представляется площадью + под линиями «у—г» и «г—Ь« (участки 1и2 на рис. 1) за вычетом площади под кривой «с—а» (участок 3). Так,
с
Для участка 2 по уравнению политропы
и соответственно получаем дифференциал Щ = ^РсКгухПгаУх > откуда
у-П2+\
=УЛ"2-—
-и2 +1
К,
^ уП2-\ уп2-\л
У,
УсК
п2 -1
-И2 + I
1 —
у112-1 у112-1
■Л,-1
По аналогии с предыдущим
я, -1
1—
1
Получим Рс К
Р1 =
V -V V
а с с
Щ.( р-1)-
л-1
хк
-
-
к
и2 -I
'1-1
и, окончательно,
А
X (р-О-
Ур
-
-
Б-1 1
-
-
-
Среднее индикаторное давление рабочего цикла при принятых выше условиях
3,86 Р1 =—-—х
2,2-(1,06-1)-
16,5-1 2,2-1,06
1,22-1
1 —
1
15,57
1,22-1
1
1,37-1
1 —
1
16,5
1,37-1
3,86 15,5
[0,132 + 4,81-1,745] = 0,796 МПа.
Среднее эффективное давление ре =цмр,- = = 0,85-0,796 = 0,677 МПа.
Известно, что теплосодержание () = сТ , где с — теплоемкость рабочего тела, а Г — его температура. В первом приближении индикаторный КПД рассматриваемого теплового цикла соста-
витл0-^!-01 Ш={ТХ-Т2 )/Тх.
Полагая температуру рабочего тела, вводимого в цикл, равной максимальной температуре
=
=
= 1043,4 К, для индикаторного КПД цикла с некоторым завышением его истинного численного значения (теплопотери в политропических процессах сжатия и расширения рабочего тела учтены ранее), имеем
и * (1908,7 -1043,4)/1908,7 = 0,453 .
Однако в данном случае энергия <2, «расходуется» только с момента начала истинного расширения рабочей смеси (точка«г» нарис. 1), т. е. только на участке объема цилиндра (хода поршня), характеризуемого величиной 8, и потому
КПД и,0 должен быть приведен к полному ходу,
оцениваемому степенью сжатия е , и, следовательно, представленный выше КПД надлежит уменьшить в отношении 8/е = 1/р , что в определенной степени компенсирует ранее допущенную неточность.
Итак, индикаторный КПД составит и = Л? /р= = 0,453/1,06 = 0,427.
предварительно расширения р, результатом чего является повышение среднего индикаторного и эффективного давления цикла, а также падения КПД последнего.
Соотношение двух последних величин в функции р графически изображено на рис. 2, который с очевидностью показывает, что увеличение энергоспособности «адиабатного» двигателя при принятых условиях неизменности показателей я , и я2 и максимального давления сгорания топлива сопровождается только падением КПД цикла и ростом удельного расхода топливая^.
При увеличении количества используемой в цикле теплоты и естественном изменении при этом показателей политроп сжатия и расширения (видимо, только в сторону их увеличения — роста теплонапряженности камеры сгорания, снижения интенсивности процесса догорания топлива) показатели цикла должны существенно измениться.
Сравнительные данные основных показателей теплового цикла при изменении показателей политроп (я, =1,39 , я2 = 1,22 ) и их комбинаций с исходными показателями (применительно к поз. 3 табл. 1) даны в табл. 2.
По данным табл. 2 очевидно, что предыдущий вывод о функциональной зависимости мощности (среднего эффективного давления) и КПД (удельный расход топлива) от степени предварительного расширения р справедлив только для вариантов с неизменными показателями по-
Та блица 1
Параметры теплового цикла с использованием теплоты, теряемой на охлаждение камеры сгорания
№ п/п ккал/кг QI, ккал/кг Т к Pb МПа ть К Р S Pi МПа Ре МПа u Se г/кВт-ч
1 192 25 1908,7 0,30 1043,4 1,060 15,57 0,756 0,677 0,363 236
2 212 45 1995,7 0,32 1101,9 1,109 14,88 0,850 0,733 0,341 251
3 232 65 2082,6 0,33 1161,7 1,160 14,22 0,931 0,790 0,324 265
4 252 85 2169,6 0,35 1220,2 1,206 13,68 0,993 0,844 0,310 276
5 272 105 2266,5 0,37 1285,6 1,254 13,16 1,077 0,916 0,294 291
Исходные данные: pz= 8,5 МПа; ра= 0,083 МПа; рс= 3,86 МПа; Га= 290 К; Тс= 818,2 К; Tv= 1800 К; Q{ = = 167 ккал/кг; s =16,5; X = 2,2; г|м = 0,85; ni = 1,37; = 1,22; cv= 0,17 ккал/кг-град; ср= 0,23 ккал/кг-град
Эффективный КПД определяется как и =ЛМЛ/ =0,85-0,427 = 0,363 , а удельный эф, . 3600 фективныи расход топлива— g =-=
От ие
3600 . п
- = 236 г/кВт-ч
4200-0,363
Как видно, все основные показатели «расчетного» цикла — ре, це, ge — фактически тождественны соответствующим показателям дизеля ЯМЗ-238 (ре = 0,68 МПа, це =0,36, ge = = 238 г/кВт-ч)
Основные расчетные данные, соответствующие номинальному режиму работы дизеля ЯМЗ-238, представлены в табл. 1 (поз. 1).
В качестве вариантов степени термоизоляции камер сгорания, когда происходит уменьшение тепл оотвода в охлаждающую жидкость и рост теплоты (2,, примем градации 20,40,60 и 80 ккал/кг.
Основные данные для этих случаев сообразно представленной ранее расчетной методике приведены в поз. 2—5 табл. 1.
По мере роста (2, обращает на себя внимание рост максимальной температуры процесса сгорания топлива Тг (примерно 90 К на каждые 20 ккал/кг увеличения ()л) и одновременно рост температуры Ть, т. е. рост тепловых потерь с выпускными газами.
Далее, очевидно, что рост ()х связан только с увеличением теплоты или с ростом степени
литроп процессов сжатия и расширения; комбинация же последних влечет и комбинацию эксплуатационных показателей двигателей.
Так, при увеличении п2 (поз. 2 табл.2) и, следовательно, при более «крутой» политропе расширения уменьшается площадь индикаторной диаграммы и среднее эффективное давление цикла, а КПД цикла растет, поскольку температура выпускных газов Ть при этом уменьшается.
При относительном росте показателя пх (поз. 3) довольно существенно повышается ре, но снижается КПД из-за роста степени предварительного расширения р , а одновременный рост показателей п1ип2 (поз. 4) по сравнению с исходным вариантом (поз. 1) снижает и КПД и энергоспособность теплового цикла.
Анализируя полученные результаты, естественно, следует отметить их некоторую условность, однако они, несомненно, характеризуют общие тенденции изменения рабочих параметров и количественных соотношений основных эксплуатационных показателей «адиабатных» двигателей в зависимости от количества вводимой в цикл теплоты.
В принципе, термоизоляция камер сгорания «адиабатных» двигателей в пределах рассмотренных значений (2{ могла бы повысить среднее эффективное давление рабочего цикла и, следовательно, мощность ДВС примерно, на 30—35 %, но при снижении эффективного КПД и увеличении расхода топлива на 20—23 % (см. табл. 1).
*
"в -
&
L0 5 1Л0 1.15 1,20 1,25 Р
Рис. 2. Эффективные показатели «адиабатного» двигателя в функции степени предварительного расширения р: ре — среднее эффективное давление теплового цикла; це — эффективный КПД цикла
В то же время следует особо отметить, что изменение показателей политроп, равно как и повышение максимального давления сгорания топлива, приводят только к взаимнопро-тивоположным изменениям мощности и экономичности.
Не говоря о специфических трудностях обеспечения хотя бы частичной теплоизоляции камер сгорания, по полученным экспериментальным и расчетным данным в настоящее время очевидна принципиальная нецелесообразность создания «адиабатных» двигателей, поскольку уже известен путь одновременного получения положительного комплексного эффекта как в части мощности, так и в экономичности — газотурбинный наддув «обычных» двигателей [2].
Таблица 2
Параметры теплового цикла в зависимости от показателей политропических процессов сжатия пх и расширения п2
№ п/п "1 «2 Рс МПа Т С ' К У Т К QI, ккал/кг 01 , ккал/кг Т к п, К Р 5 Pe, МПа u 8е ' гМЗт-ч
1 1,37 1,22 3,86 818,2 2,20 1800 167,0 65,0 2082,6 1161,7 1,16 14,22 0,790 0,324 265
2 1,37 1,24 3,86 818,2 2,20 1800 167,0 65,0 2082,6 1101,3 1,16 14,22 0,766 0,345 248
3 1,39 1,22 4,09 865,4 2,08 1800 158,9 73,1 2117,8 1185,4 1,18 13,98 0,803 0,317 270
4 1,39 1,24 4,09 865,4 2,08 1800 158,9 73,1 2117,8 1124,5 1,18 13,98 0,777 0,338 254
Исходные данные: pz = 8,5 МПа; s =16,5; ра = 0,083 МПа; = 290 К; Qx = 232 ккал/кг; = 0,85
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Русинов, Р.В. Двигатели автомобилей и тракторов [Текст] / Р.В. Русинов, РЮ. Добре-цов.— СПб.: Изд-во СПбГПУ, 2009.- С. 120.
2. Русинов, Р.В. Сравнительный анализ эффек-
тивности работы дизелей с газотурбинным и механическим наддувом [Текст] / Р.В. Русинов, РЮ. -Добрецов // Научно-технические ведомости СПбГПУ. Сер. Наука и образование.— 2010. № 4.
УДК 629.1 1В
Н.В. Семенов, В.Е. Ролле
РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ ПОДВЕСКИ АВТОМОБИЛЯ С УЧЕТОМ ПОПЕРЕЧНО-УГЛОВЫХ КОЛЕБАНИЙ КУЗОВА
Расчет параметров подвески автомобиля проводят исходя из обеспечения требуемых норм плавности хода для вертикальных колебаний кузова. Однако нормы плавности хода предусматривают также ограничение поперечных и продольных ускорений. Существенное влияние на снижение колебаний подрессоренной массы в поперечной плоскости оказывает наличие стабилизатора, выбор параметров которого осуществляют исходя из ограничения величины поперечно-угловых перемещений. Увеличение жесткости стабилизатора приводит к увеличению угловой жесткости всей подвески, а как следствие, к росту поперечных ускорений кузова и снижению плавности
хода. Таким образом, при расчете параметров подвески автомобиля необходимо учитывать поперечно-угловые колебания подрессоренной массы.
Для определения угловых колебаний кузова в поперечной плоскости была разработана математическая модель [2] системы подрессорива-ния автомобиля, расчетная схема которой представлена на рис. 1. Данная модель учитывает как силовое воздействие на кузов автомобиля (боковая сила), так и кинематическое воздействие на колеса (неровности дороги). Ввиду принятого при создании модели допущения, что распределение подрессоренной массы автомобиля сим-
Рис. 1. Расчетная схема системы подрессоривания автомобиля для определения поперечно-угловых колебаний кузова (на рис удалены индексы /, г)
