Расчет элементов системы газовой подачи для ДВС с искровым зажиганием Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

Расчет элементов системы газовой подачи для ДВС с искровым зажиганием

В.А. Шишков,

начальник технического отдела ООО «Рекар», к.т.н.

Приведен алгоритм расчета элементов газобаллонного оборудования для электронной системы управления двигателем внутреннего сгорания (ДВС) с искровым зажиганием, работающим на газовом топливе. На основании исследований, проведенных автором, даны рекомендации по расчету расходных характеристик элементов газобаллонного оборудования (ГБО) для газового ДВС на различных режимах его работы.

Ключевые слова: двигатель внутреннего сгорания, газобаллонное оборудование, впрыск газового топлива, искровое зажигание, электронная система управления.

Account of elements of system of gas submission for the engine of internal combustion with spark ignition

V.A. Shishkov

The algorithm of account of elements gas of the equipment for an electronic control system the engine of internal combustion with spark ignition working on gas fuel is given. On the basis of researches carried out the author, gives the recommendations for account of the account characteristics of elements gas of the equipment for gas the engine of internal combustion on various modes of his work.

Keywords: the engine of internal combustion, gas the equipment, direct injection of gas fuel, spark ignition, electronic control system.

Использование газобаллонного оборудования для конкретных двигателей обусловливает необходимость определения характеристик его элементов, чем и занимаются разработчики ГБО и производители автомобилей на газовом топливе. Установщики ГБО используют только их рекомендации. Правильный подбор элементов

ГБО к конкретному двигателю и автомобилю является важной задачей с точки зрения выполнения современных требований как по токсичности отработавших газов, так и по ездовым качествам.

Расчет электромагнитной форсунки для газового двигателя с искровым зажиганием

Расчет расходной характеристики форсунки как обычно выполняется для стандартных условий ее работы с последующей проверкой в крайних точках по рабочим характеристикам двигателя и диапазона условий эксплуатации [1]. При этом невозможно учесть все факторы, которые влияют на работоспособность элементов газовой подачи. Поэтому в алгоритме управления двигателем предусмотрены корректирующие коэффициенты, которые нарабатываются в процессе калибровочных работ системы управления при испытаниях в различных условиях эксплуатации автомобиля.

Коррекция расхода газа в зависимости от параметров электромагнитных форсунок более сложная, так как зависит от их конструкции, перепада давления, напряжения питания, температуры катушки, расхода газа и воздуха, поступающего в цилиндр двигателя, и т.д. Под расходом газа понимается количество топлива, которое прошло через сопло форсунки за один рабочий цикл от момента начала открытия клапана до момента посадки клапана на седло при его закрытии.

Цикловая подача газового топлива Я = б / (а I),

п ц вц о

где бвц - цикловой расход воздуха, г/цикл; а - коэффициент избытка воздуха; 1о - количество воздуха, теоретически необходимое для сгорания 1 кг газового топлива, кг/кг.

Для метана 1о = 17,176, а для компримированного природного газа (КПГ) как моторного топлива во всем диапазоне его химического состава I = 16,7...17,176.

о

Цикловая подача газового топлива определяется как для холостого хода (ХХ), то есть при минимальной частоте пхх вращения коленчатого вала, так и для максимального мощностного режима работы двигателя пмакс. Минимальная цикловая подача газа необходима для выбора динамической точки настройки газовой форсунки (выбор усилия затяжки пружины клапана форсунки), а максимальная - для выбора статической точки настройки расходной характеристики, то есть для выбора площади проходного сечения ее жиклера. По значениям расхода в динамической и статической точках настройки выбирается линейный диапазон расходной характеристики форсунки с учетом запасов по ее краям.

Цикловой расход воздуха при впрыске газа как во впускной трубопровод, так и непосредственно в камеру сгорания с учетом возможности одновременной подачи в двигатель газообразного и жидкого топлив определяется при минимальной и максимальной температурах воздуха на входе по выражению

б вц = V / ' ) Рв Пц (1 - (1 - Яб /Яц) (1 - Я2 /Яц) / I „) (1 - к вп) к в ,

«Транспорт на альтернативном топливе» № 3 (21) июнь 2011 г.

t jBkДШИ .....ттигятп,.,

где V - рабочий объем всех цилиндров; / - количество цилиндров; рв - плотность воздуха на впуске, кг/м3; пц

- коэффициент наполнения цилиндров воздухом равен отношению количества свежего заряда в цилиндре двигателя к количеству заряда, который размещается в объеме, равном рабочему объему цилиндра, при давлении и температуре во впускном трубопроводе; цц = д1 + ц2 = цг + цб

- цикловая подача топлива; д1 - доля газа при его впрыске во впускной трубопровод до момента закрытия впускного клапана; ц2 - доля газа при непосредственном впрыске газа в цилиндр после закрытия впускного клапана; цг

- доля газового топлива в цикловой подаче; цб - доля бензина (жидкого топлива) в цикловой подаче; 1у - объемное количество воздуха, теоретически необходимое для сгорания 1 м3 газового топлива (для метана 1у = 9,53, а для КПГ как моторного топлива во всем диапазоне его химического состава 1у = 8,07б9...10,б01); к вп - объемная доля водяного пара в воздухе; кв = f (п, То,ро, Тдв) - коэффициент коррекции наполнения цилиндров воздухом, где п - частота вращения коленчатого вала, Тдв - температура двигателя, ро - давление окружающей среды, МПа, То - температура окружающей среды, К.

Коэффициент корреляции кв определяется в процессе проведения калибровочных работ на конкретной конструкции двигателя с учетом его впускной и выпускной систем.

Коэффициент наполнения для максимальной частоты вращения коленчатого вала двигателя без наддува определяем по формуле из [2] при минимальной и максимальной температурах воздуха на входе

Пц = (сз (£ / (£ - 1)) ( Ра /Ро )( Т0 / (Т0 + ЛТ)) [1 - ^ ( р0г / (£ ра)] , где (сз - коэффициент дозарядки свежего заряда; £ - степень сжатия в цилиндрах двигателя; ра - давление в начале сжатия обычно определяют по эмпирическим выражениям, в первом приближении ра = 0,09 МПа; ЛТ - подогрев свежего заряда от стенок на прогретом двигателе, в первом приближении ЛТ = 4...16 К; (оч - коэффициент очистки цилиндров; ( - отношение средних удельных теплоемкос-тей продуктов сжатия и свежей смеси, в первом приближении ( = 1; р ог - давление остаточных газов, в первом приближении р = 0,105.0,11 МПа.

г ог ' '

Коэффициент очистки цилиндров с наддувом определяем по эмпирической зависимости

( = 1 / (еФк - 1) ,

оч

где фк - коэффициент избытка продувочного воздуха, в первом приближении фк = 0,98; е = 2,71.

Для четырехтактного двигателя без наддува коэффициент очистки (оч = 1.

Определяем статический расход через газовую форсунку:

G = 1000 а (п ) / Г ,

ст.мин ц макс макс

где t макс - максимальное время открытия клапана газовой форсунки, мс.

При фазированном распределенном впрыске газа t может изменяться в диапазоне частот 14,667.100 Гц

ллакг ^ '

(850.6000 мин-1) от 68,182 до 10 мс соответственно. Поэтому для линейного диапазона расходной характеристики форсунки ширина импульса впрыска будет, например, 2,5 мс на режиме ХХ и 10 мс при максимальной частоте вращения коленчатого вала.

Максимальный статический расход с учетом всех издержек производства и допусков определяем из соотношения

G = (1+[(0,09...0,11)2 +(0,05.0,065)2 +(0,1.0,2)2Р} G ,

ст. макс ст.мин

где следующие коэффициенты увеличения максимального статического расхода: 0,09.0,11 - от качества сборки двигателя; 0,05.0,065 - от ширины поля допуска рабочей характеристики и повторяемости; 0,1.0,2 - для обогащения газовоздушной смеси с целью охлаждения нейтрализатора или катколлектора на максимальных мощностных режимах работы.

По максимальному статическому расходу вычисляем площадь проходного сечения жиклера форсунки по соотношению (1) для сверхкритического истечения газа из сопла форсунки и по соотношению (2) для до критического истечения газа.

Рассмотрим влияние перепада давления газа на расход через форсунку

в = рт W Г,

где рт - плотность топлива (газ) на входе, зависящая от температуры и давления газа; W - скорость истечения газа из сопла форсунки.

W = f (рт, V, Лр),

где V - вязкость газа, оказывающая существенное влияние при малых сечениях сопла.

Для докритического истечения скорость газа равна

W = [(2д / рт) Л р] * , где д - ускорение свободного падения; Лр = рвх-рвых - перепад давления на форсунке.

Рассмотрим два случая истечения:

• дозвуковое (коэффициент скорости Л<1, или п=р /р <п );

Г вх г вых кр '

• сверхзвуковое (Л = 1, или п > пкр).

При сверхзвуковом истечении в минимальном сечении сопла газовой форсунки возникает скачок уплотнения, и фактически скорость истечения равна скорости звука в данной среде W= а зв. Если при дозвуковом истечении газа за минимальным сечением сопла форсунки имеется расширяющийся канал, например, сопло Лаваля, то скорость истечения может увеличиваться до скорости звука, и тогда тоже возникнет скачок уплотнения. Из-за условий монтажа газовых форсунок во впускную трубу двигателя внутреннего сгорания возможности таких сопел ограничены.

Расход газа при сверхкритическом истечении

С = рТазвР, (1)

где азв - скорость звука в газе при рвх и Твх ; Г - площадь минимального сечения сопла форсунки.

Расход газа при докритическом перепаде

2Г Рвх п Г

к-1

]

71

к+1 г к

(2)

где ц = 0,6.0,7 - коэффициент истечения; к - показатель адиабаты; К = Кг / М; Кг - газовая постоянная; М - молекулярная масса газа, для метана М =16.

Таким образом, расход газа через форсунку при сверхкритическом перепаде практически не зависит от скорости, так как '№= а зв. В этом случае расход может увеличиваться только за счет уплотнения газа на входе в форсунку, например, повышением входного давления и снижением температуры газа или увеличением ширины импульса открытого состояния клапана или проходного сечения жиклера форсунки.

Ширина импульса открытого состояния форсунки для увеличения расхода газа не может превышать период работы одного цилиндра (для четырехтактного двигателя это два оборота коленчатого вала). Например, при частоте вращения коленчатого вала двигателя 6000 мин-1 и фазированном последовательном впрыске газа период составляет 20 мс. Необходимо отметить, что время открытия впускного клапана ограничено еще меньшим временем цикла всасывания воздуха в цилиндр двигателя. Это время открытого состояния впускного клапана составляет для различных модификаций двигателей 250.320° по углу поворота коленчатого вала, что соответствует примерно 7.9 мс при И = 6000 мин-1. Оптимальным считается такой случай, когда ширина импульса впрыска при максимальных нагрузке и частоте вращения коленчатого вала двигателя не превышает время открытого состояния впускного клапана.

Не все конструкции газовых электромагнитных форсунок укладываются в эти условия, поэтому допускается смещать момент начала впрыска газа в сторону опережения перед началом открытия впускного клапана. В этом случае ширина импульса впрыска ограничивается сверху и составляет не более 20 мс. Если это условие не соблюдается, то необходимо выбрать другую форсунку с большей производительностью или установить по две форсунки на каждый цилиндр двигателя.

Расход газа по формулам (1) и (2) можно вычислять только при статическом истечении при полностью открытом клапане форсунки. В динамических режимах, когда

клапан форсунки работает в импульсном режиме, необходимо учитывать доли переменного расхода газа во время перемещения клапана в положение «открыто» и обратно в положение «закрыто». Эти доли зависят от следующих параметров:

• напряжения и тока питания катушки форсунки;

• индуктивной составляющей катушки форсунки;

• массы подвижных элементов клапанной пары;

• линейного хода клапанной пары;

• характеристик материалов катушки, якоря и направляющей клапана, пружинного элемента, корпуса;

• перепада давления газа на клапане форсунок;

• температуры катушки форсунки и т.д.

С учетом того, что заводы, производящие автомобили, используют готовые конструкции газовых электромагнитных форсунок, целесообразно влияние напряжения питания, перепада давления и температуры катушки (температура катушки влияет на ее сопротивление) на расход определять экспериментальным путем или запрашивать необходимые данные у изготовителя (рис. 1).

В конечном варианте расход газа через форсунку представляет собой многомерную функцию различных параметров, которые необходимо учитывать для точной дозировки топлива в алгоритме управления двигателем. Например, для двигателя с искровым зажиганием объемом 1,5 л суммарное влияние перепада давления на газовой форсунке и циклового расхода воздуха через двигатель внутреннего сгорания на коэффициент расхода газа представляет собой сложную функцию в виде изогнутой поверхности (рис. 2).

Под коэффициентом к г расхода газового топлива через форсунку понимается комплексная величина, зависящая от многих факторов, а именно - от собственных характеристик форсунки, параметров топлива, количества воздуха, реально попавшего в цилиндр на конкретном режиме работы двигателя. Этот коэффициент используется для коррекции топливоподачи при калибровочных работах электронной системы управления двигателем.

Сложность поверхности данной функции связана с двумя основными факторами:

—■— ¿/ = 13,5 В ¿/= 12,5 В -н-и= 11,5В

Рис. 1. Влияние напряжения питания на расход воздуха через газовую форсунку

«Транспорт на альтернативном топливе» № 3 (21) июнь 2011 г. дДф ^ щ дДцД^ 1РЕ# ИРШ ЦИННИЙ

• влиянием характеристик газовой электромагнитной форсунки;

• изменением наполнения цилиндров двигателя в зависимости от расхода и давления газообразного топлива.

На режимах ХХ, где ширина импульса открытого состояния клапана форсунки наименьшая и перепад давления газа максимальный, коэффициент расхода наибольший к г<1,6. На режимах с повышенной нагрузкой двигателя и при среднем перепаде давления газа на форсунке к г=1. На режимах ХХ, где ширина импульса открытого состояния клапана форсунки наименьшая и перепад давления газа минимален, к г<0,8. На режимах с повышенной нагрузкой двигателя и при минимальном перепаде давления газа на форсунке к г«1,2.

Расчет газового редуктора

Газовые редукторы бывают механические и электрические. Механические редукторы представляют собой подпружиненный клапан с обратной связью посредством мембраны и соответствующей полости. Электрические редукторы - это ряд электромагнитных клапанов различной производительности, поддерживающих выходное давление за счет скважности и длительности открытия соответствующего клапана. В качестве электромагнитных клапанов можно использовать клапаны от газовых форсунок с различной производительностью.

Расчет механического газового редуктора состоит из следующих этапов:

• определения сечения и хода клапана редуктора при минимальном и максимальном давлении на входе при заданных минимальном расходе и перепаде давления газа для обеспечения режима холостого хода;

• определения сечения и хода клапана редуктора при минимальном и максимальном давлении на входе при заданных максимальном расходе и перепаде давления газа для обеспечения максимального режима работы двигателя по нагрузке и оборотам коленчатого вала;

• подбора числа ступеней редуктора;

• выбора среднего сечения клапана редуктора для первой и второй ступеней и подбора профилей сечений клапанов для поддержания линейного закона изменения расхода при изменении режима работы двигателя;

• уточнения расходов газа при минимальных и максимальных режиме работы двигателя и давлении на входе;

• определения количества теплоты и расхода среды, необходимых для подогрева клапанной пары редуктора из условия отсутствия примерзания при использовании газа с большим содержанием воды;

• определения параметров пружины и мембраны для настройки клапанной пары редуктора для работы при минимальных и максимальных расходе и давлении на входе;

• уточнения характеристик редуктора в процессе доводочных работ.

В данной работе рассматриваются только первые пять этапов расчета механических редукторов.

Одним из основных условий стабильной работы редуктора является непрерывная подача газа, то есть незакрытие клапанной пары редуктора при любых сочетаниях режимов работы двигателя на холостом ходу. Это необходимо для снижения уровня пульсации давления газа на выходе из редуктора и соответственно повышения точности дозирования газа в цилиндры двигателя. Для поддержания постоянного перепада давления на редукторе используют надмембранную полость, соединенную с воздушным ресивером двигателя.

Площадь сечения клапана редуктора при сверхкритическом перепаде давления определяют по выражению

Г = в / (Рт азв),

где в - требуемый расход газа на холостом ходу и максимальном по нагрузке и частоте вращения коленчатого вала режиме работы двигателя при максимальных и минимальных температуре и давлении газа на входе в редуктор (всего восемь значений расходов); рт - плотность газа на входе в клапанную пару при минимальных (например, 0,5 МПа и -30°С) и максимальных (20 МПа и +85°С) давлении на входе в редуктор и температуре газа; азв - скорость звука при истечении газа из клапанной пары редуктора при тех же значениях давления и температуры газа.

Площадь сечения клапана редуктора при докритичес-ком истечении газа определяется с использованием выражения (2).

Фактически получаем восемь значений площади клапана редуктора, из которых выбираем минимальное и максимальное. Задаемся конструкцией клапана редуктора в виде щели или отверстия, закрываемых подпружиненным клапаном. Для обеспечения максимального расхода топлива в двигателе вычисляем размеры отверстия или щели по максимальной выбранной площади.

Для обеспечения минимального расхода топлива в двигатель определяем ход клапана по минимальной выбранной площади

Н = Г / I ,

мин р

где I = п С - длина окружности отверстия клапана редуктора.

По величине подъема клапана редуктора назначают размер ячейки сетки топливного газового фильтра на входе в редуктор. Размер ячейки должен быть меньше или равен величине подъема клапана редуктора.

Для малоразмерных двигателей (менее 2 л) на режимах ХХ невозможно обеспечить непрекращающийся расход газа через клапанную пару редуктора. Поэтому обычно редуктор делают двухступенчатым, в котором первая ступень работает в импульсном режиме (есть расход - нет расхода), а вторая - при низких давлениях с постоянным расходом газа, что позволяет точнее поддерживать давление на выходе. Для второй ступени редуктора выбирают соответствующие входные давления в зависимости от применяемого газа (для СУГ на выходе первой ступени давление 300 кПа, для КПГ - 500.1000 кПа). Размеры отверстия и хода клапана вычисляют аналогично, как для первой ступени редуктора при соответствующих температурах и давлении газа на входе.

При определении параметров редуктора для его устойчивой работы рекомендуется выбирать отношение давления на входе к давлению на выходе в каждой ступени более 2,8.

Расчет топливных трубопроводов

Порядок расчета топливных трубопроводов:

• по значению максимального расхода топлива с учетом 3-5-кратного запаса определяют диаметр топливного трубопровода и выбирают стандартный трубопровод (диаметр 2; 3; 4; 6; 8; 10; 12; 16; 20; 24 мм);

• определяют геометрические характеристики трубопровода с учетом конкретного транспортного типа, а именно - общую длину трубопровода, количество и виды гидравлических сопротивлений (повороты, изменения сечения, соединения отдельных трубопроводов и т.д.);

• выполняют предварительные прочностные расчеты и выбирают толщину стенки топливного трубопровода;

• вычисляют гидравлические сопротивления всех участков трубопроводов;

• определяют суммарное гидравлическое сопротивление топливного трубопровода и его влияние на давление на входе в дозирующий элемент;

• определяют пульсационные составляющие давления топлива в трубопроводе и их влияние на точность дозирования топлива в отдельных циклах работы цилиндров;

• оптимизируют топливные трубопроводы (по гидравлическому сопротивлению, пульсациям давления и расхода, прочности конструкции) для повышения точности дозирования топлива.

В данной работе рассматривается только первый пункт.

Проходной диаметр топливного трубопровода для газовых топлив

d > [(4 / п) kG / (м р W)] * ,

тр Lv ' д макс ~т rJ '

где k д - коэффициент увеличения расхода топлива (для газовых трубопроводов при использвании КПГ для устойчивой работы редуктора в динамических режимах кд=2...4); GM3KC - максимальный расход топлива в двигателе при максимальной частоте вращения коленчатого вала и нагрузке двигателя в динамическом режиме ускорения, кг/с; М = 0,6.0,7 - коэффициент расхода, обычно принимают его минимальное значение; рт - минимальная плотность топлива в трубопроводе при минимальном давлении перед форсунками и максимально допустимой температуре, кг/м3; W7 - скорость течения топлива в трубопроводе, м/с.

W =т[(2 g / рт) (Дрт)] * , где Дрт - перепад давления топлива (гидравлическое сопротивление трубопровода от выхода из баллона до редуктора или от редуктора до дозирующего устройства), кПа.

В первом приближении принимают для газовых впрыс-кных систем топливоподачи перепад давления между баллоном и редуктором 10.200 кПа в зависимости от давления в баллоне и максимального расхода газа, а между редуктором и газовой рампой форсунок на уровне 50.300 Па в зависимости от максимального расхода газа и его температуры.

По приведенной выше методике определяют геометрические параметры проходных сечений основных элементов ГБО при различных внешних условиях и граничных параметрах газового топлива (максимальные и минимальные значения давления, температуры и расхода). Эти данные необходимы для определения расходных, гидравлических и конструктивных характеристик при проектировании и выборе элементов ГБО для ДВС с искровым зажиганием с электронной системой управления. Кроме этого, совершенствуя вышеприведенную методику вычисления параметров элементов ГБО можно уменьшить диапазон изменения коэффициента коррекции кг (см. рис. 2) газового топлива, поступающего в цилиндры двигателя, что, в свою очередь, сократит время проведения адаптации оборудования к конкретному автомобилю и двигателю.

Литература

1. Шишков В.А. Расчет элементов системы топливоподачи поршневого двигателя внутреннего сгорания. Методические указания к курсовой работе. Самарский государственный аэрокосмический университет им. академика С.П.Королева, кафедра «Машиностроения», издательство СГАУ, 2007. - 36 с.

2. Двигатели внутреннего сгорания: Теория поршневых и комбинированных двигателей. Учебник для втузов. - 4-е изд., перераб. и доп. / Д.Н. Вырубов, Н.А. Иващенко, В.И. Ивин [и др.]; под ред. А.С. Орлина, М.Г. Круглова - М.: Машиностроение, 1983. - 372 с.

«Транспорт на альтернативном топливе» № 3 (21) июнь 2011 г.

t jBkДШИ .....ттигятп,.,