Совершенствование термодинамических показателей поршневого двигателя, работающего по гибридному циклу Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

УДК.621.43

Л.А. Захаров, А.Н. Тарасов, В.Л. Химич, И.Л. Захаров

СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ ПОРШНЕВОГО ДВИГАТЕЛЯ, РАБОТАЮЩЕГО ПО ГИБРИДНОМУ ЦИКЛУ

Нижегородский государственный технический университет им Р.Е. Алексеева

Приведены основные направления совершенствования термодинамических показателей поршневого ДВС с переменной степенью сжатия и гибридным рабочим циклом.

Ключевые слова: поршневой ДВС, степень сжатия, гибридный рабочий цикл, ДВС Карно, Отто, Тринк-лера, САПР ДВС.

При проектирования кривошипно-шатунного механизма (КШМ) поршневого двигателя внутреннего сгорания (ДВС) основные геометрические параметры (полный объем цилиндра, рабочий объем, объем пространства камеры сжатия) определяются общими концептуальными решениями по конструкции и организации рабочего процесса ДВС. Таким образом, при проектировании полного объема цилиндра стоит ряд задач по его обеспечению постоянного и несменяемого количества массы окислителя и постоянного и несменяемого, условного количества массы топлива при минимальной степени сжатия. Вместе с решением данных задач существует необходимость решения проблемных явлений работы КШМ. К таким, в частности, относится процесс изменения рабочего объема цилиндра, характеризующийся регулированием изменения геометрической степени сжатия. Обеспечение работы теоретического поршневого двигателя с переменной степенью сжатия должно происходить при одновременном выполнении других задач проектирования, и поэтому имеется потребность в исследовании метода соотношения процесса изменения рабочего объема цилиндра и других термодинамических процессов.

Современные поршневые бензиновые и дизельные двигатели можно представить как систему, состоящую из остова, трех механизмов и подсистем. Остов представляет собой стержневую конструкцию, предназначенную для монтажа на ней деталей и узлов трех механизмов и подсистем. К механизмам относим: кривошипно-шатунный механизм (КШМ); газораспределительный механизм (ГРМ); механизм уравновешивания (МУ) сил инерции второго порядка кривошипно-шатунного механизма. Кривошипно-шатунный механизм состоит: из коренных подшипников скольжения с деталями крепления; коленчатого вала с маховиком, демпфером крутильных колебаний, каналов для подвода смазочного масла к трущимся деталям; шатуна с нижней разъемной головкой, подшипником скольжения и деталями крепления, стержня шатуна с каналом подвода смазочного масла к трущейся паре подшипник скольжения -поршневой палец в малой головке шатуна и подачи смазочного масла для охлаждения внутренней поверхности поршня; поршневого пальца с деталями крепления; поршня с камерой охлаждения и камерой сжатия; поршневых колец - из них два компрессионных и одно маслосъемное; цилиндра двигателя с рубашкой охлаждения; головки цилиндра с камерой сгорания и рубашкой охлаждения; металлической уплотняющей прокладки между цилиндром и головкой цилиндра с деталями крепления. КШМ - главный механизм двигателя, на который работают еще два механизма двигателя (ГРМ и МУ) и все подсистемы двигателя.

Фирмы-изготовители поршневых ДВС широко используют последние достижения науки и техники при создании новых и совершенствовании существующих моделей. Поэтому в настоящее время идет постоянный процесс поиска и внедрения инноваций с целью конструктивного совершенствования обычных поршневых бензиновых и дизельных двигателей и их сближения, как по конструктивным решениям, так и сам теоретический процесс сгора-

© Захаров Л. А., Тарасов А.Н., Химич В.Л., Захаров И.Л., 2011.

ния паров топлива, проходящий в обычном четырехтактном бензиновом двигателе по циклу Отто. Рассмотрим конструкторские прогрессивные решения зарубежных фирм:

Фирма MAN разработала корпус цилиндра гарантирующего высокую деформационную жесткость стенки цилиндра; равномерное распределение температуры по всей поверхности цилиндра за счет рационального охлаждения; надежное перемещение поршня в цилиндре без заклинивания.

Поршень из высококачественного алюминиевого материала обеспечивает: эффективное охлаждение смазочным маслом его головки; надежную работу в результате тщательно продуманной конфигурации его профиля, конструкцию поршневых колец; уменьшение механической нагрузки на поршневые кольца за счет малого рационального зазора между бочкообразной поверхностью поршня и стенкой цилиндра, вследствие чего абразивные частички не попадают в зазор, смазочная пленка и жидкостное трение сохраняются; незначительные расход масла на угар и прорыв картерных газов.

По газораспределительному механизму

В 1989 году фирма «Хонда» впервые применила систему изменения фаз газораспределения для очистки от отработавших газов (ОГ) пространства камеры сжатия и лучшее наполнение ее свежим рабочим телом. Регулирование времени и величины хода клапанов в зависимости от частоты вращения вала и режимов работы двигателя способствует снижению расхода топлива.

Регулирование фаз газораспределения обеспечивает лучшую характеристику кривой крутящего моменты, уменьшает расход топлива и токсичность отработавших газов.

ГРМ фирмы «Порше» изменяет не только фазы газораспределения, но и ход впускных клапанов. Для этого распредвал имеет на каждый цилиндр по три впускных кулачка разного профиля, позволяющих изменять ход клапанов в пределах 3...10 мм. В результате крутящий момент комбинированного двигателя резко возрастает в зоне малых оборотов (1000.2500) в минуту при заметном снижении удельного эффективного расхода топлива.

ГРМ фирмы BMW позволяет изменять ход клапана в зависимости от частоты вращения вала двигателя. Механизм работает от электромагнитов, при этом на большой частоте вращения вала двигателя достигаются: наилучшая продувка пространства камеры сжатия цилиндра и его заполнение свежим рабочим телом. При минимальной частоте вращения коленчатого вала ход клапана наименьший, при этом уменьшается эффект перекрытия впускных и выпускных отверстий, благодаря чему эффективный расход топлива уменьшается.

Органы впуска и выпуска подсистемы газообмена

Фирмы VOLVO, BMW имеют регулируемые длины впускных и выпускных каналов подсистемы газообмена, что позволяет двигателю развивать равномерно высокий крутящий момент в широком диапазоне частоты вращения вала двигателя.

Подсистема топливоподачи занимают особое место инновации.

В 1967 году на смену распыления топлива разрежением в диффузоре карбюратора пришел распределенный впрыск бензина во впускной канал головки цилиндров под низким давлением 0,2.0,6 МПа.

Последующей эффективной инновацией в этом направлении стало применение непосредственного впрыска бензина в камеру сгорания под давлением 145.165 МПа, что обеспечивает более точное управление топливоподачей и смесеобразованием, быстрым эффективным сгоранием паров топлива при положении поршня около верхней мертвой точки.

В 1988 году фирма «Фольксваген» соединила в конструкции дизеля непосредственный впрыск топлива с аккумулятором давления и турбонаддувом и электронным управлением. Эти конструктивные решения в настоящее время применяют и другие дизелестроитель-ные фирмы.

Конструкции, разработанные в последующие годы, свидетельствуют о сближении бензиновых и дизельных двигателей. Основным шагом к сближению, с одной стороны, является ос-

воение непосредственного впрыска бензина, а основным шагом, с другой стороны, является электронное управление непосредственного впрыска дизельного топлива на дизелях.

Дизели привлекают своими характеристиками, во-первых, меньшим эффективным расходом топлива, а во-вторых, заметно более низким выбросом оксида углерода. Если оценивать экономичность, то дизель выглядит перспективнее бензиновых моторов. Его КПД выше - около 40% (вместо 30% в среднем у бензинового), и соответственно увеличение доли транспортных средств с дизельными двигателями в потенциале должно уменьшить общее количество потребляемого топлива. Поэтому в настоящее время европейские фирмы General Motors Corp, Robert Bosh Corp и др. объединяют усилия для разработки более экономичных бензиновых двигателей и повышение экологичности дизелей по выбросам сажи и оксидам азота. Кроме того, они и целый ряд других организаций занимаются работами в области применения новой технологии Homogeneous Charge Compression Ignition (HCCI) - компрессионное воспламенение однородной смеси, которая представляет в некотором виде гибрид бензинового и дизельного моторов, в двигателях легковых автомобилей. Первой начала такие работы для грузовых автомобилей фирмы Skania. По новой технологии (HCCI) в двигателе топливо смешивается с воздухом, как и в обычном бензиновом, но только в большем соотношении воздух/топливо. Смесь воспламеняется не искрой, а в результате сжатия (как и в дизельных двигателях, но при более низких температурах). Новая технология HCCI может повысить эффективность работы бензинового двигателя на 20%, при этом выброс вредных веществ сводится почти к нулю. По некоторым прогнозам специалистов, к 2020 году около 40% транспортных средств будет иметь двигатели по новой технологии HCCI. Представители фирмы Mercedes-Benz уже сообщали о разработке подобного мотора под названием Di-esOtto. В этом двигателе объединены технологии бензиновых и дизельных моторов: при малых и средних оборотах бензиновая смесь будет зажигаться при помощи сжатия, а не от искры. Первым в серию пойдет агрегат объемом 1,8 л, который, благодаря разработанным новым технологиям, будет развивать мощность 238 л.с. и крутящий момент 400 Нм, средний расход топлива составит лишь 6 л на 100 км на большом седане S-класса. DiesOtto имеет весь современный уровень инноваций. Здесь будет турбонаддув, непосредственный впрыск топлива, регулировка хода клапана.

Основной проблемой двигателестроения является создание поршневого ДВС, в котором максимально возможное количество внутренней энергии превращалось бы в полезную механическую работу при непременном условии повышения их жизненного цикла. Решение поставленной проблемы рассмотрим по термодинамическим показателям на примере теоретического поршневого ДВС, работающего по циклу Отто.

На рис. 1 приведен теоретический поршневой ДВС, работающий по циклу Отто в V, p и S,T диаграммах, по которому работают современные ДВС в составе наземного, водного и воздушного транспортных средств на легком топливе (бензине, природном газе, спиртах и др.).

Идеальный цикл поршневого ДВС с подводом теплоты Qj от теплоисточника A], при постоянном объеме Vc и отводом принципиально неустранимой потери теплоты Q2 в тепло-приемник B] при постоянном объеме Va осуществляется за один оборот коленчатого вала или за два последовательных хода поршня. Он состоит из четырех последовательно повторяющихся единичных термодинамических процессов:

ac - адиабатического процесса сжатия рабочего тела в цилиндре ЗТДС; cz - изохорического процесса подвода теплоты Qj от теплоисточника A] к рабочему телу в цилиндре ЗТДС;

zb - адиабатического процесса расширения рабочего тела в цилиндре ЗТДС; ba - изохорического процесса отвода теплоты Q2 от рабочего тела из цилиндра ЗТДС в теплоприемник B].

Основными характеристиками при исследовании и расчете цикла Отто являются: Геометри ческие:

Уа - полный объем цилиндра; Уя - рабочий объем цилиндра; Ус - объем камеры сжатия; Б - диаметр цилиндра; £ - ход поршня. Термодинамические:

V.

V

степень сжатия

•Х = ^ -Рс

степень повышения давления рабочего тела в ци-

линдре ЗТДС

5 - *Ь -

степень последующего расширения рабочего тела в цилиндре ЗТДС;

РЬ

с,

° - - степень понижения давления рабочего тела в цилиндре ЗТДС; к -- - показа-

Ра су

тель адиабаты.

Рис. 1. Теоретический поршневой ДВС работающий по циклу Отто в V,р и S, Т диаграммах для степеней сжатия 7 и 28:

а - закрытая термодинамическая система (теоретический поршневой ДВС); б - рУ - работа, совершенная произвольным количеством рабочего тела ЗТДС; в - те - теплота, подведенная к рабочему телу, в ЗТДС; г - р1 - среднее термодинамическое давление рабочего тела в ЗТДС

8

Методика оценки термодинамических показателей поршневого ДВС, работающего по циклу Отто, представленного на рис. 1, а, проводится по формулам:

1) геометрические параметры КШМ рассматриваемого рядного четырехцилиндрового двигателя берем за основу (диаметр цилиндра Б=0,087 м, ход поршня £=0,094 м, степень сжатия 8=7:1, длина шатуна /ш=0,158 м и др.);

2) полный объем цилиндра в м3 для степени сжатия s = 7:1 определяем по следующей формуле и принимаем постоянной:

nD2 s

V ---S--- const • (1)

я 4 s-1 ' ()

3) массу рабочего тела (М=кг) в полном объеме цилиндра при степени сжатия s = 7:1 и нормальных термодинамических условиях (давлении p=101332 Па, плотности рв=1,293 кг/м3, температуре Т=273,16 К) определяем по следующей формуле, принимаем постоянной и несменяемой при проведении всесторонних исследований:

Ma = VaРв = const; (2)

4) при постоянных Va и Ma изменение степени сжатия (вх=7,14,21,28) проводили за счет изменения рабочего объема цилиндра VSx, путем изменения хода поршня Sx и определялись по формуле:

Va nD2

Sx=;Dr17 • VSX=~r •S- (3)

4 s x -1

5) при переменных степенях сжатия (sx=7,14,21,28) и показателях адиабаты (&х=1,1;1,2;1,3;1,4;1,5;1,6;1,67), КПД теоретического поршневого двигателя определяли по равенству:

1

Л/x = 1 - ТТ-Г, (4)

s x s x

6) теоретически необходимое количество воздуха

f \ кг воздуха

l0 =

^ кг топлива j

и низшая теп-

лота сгорания топлива

Го = ^

V кг J

определялись по химическому составу топлива

J

(С=0,874 и Н=0,126) по выражению:

л

QH = 34106,6 • С +102432,1 • Н ; (5)

/0 = 1

1,232

i 8 ^ - C + 8H 3

V3 у

7) при постоянной и несменяемой массе воздуха (Ма=кг) и коэффициенте избытка воздуха (а = 1) термодинамическая мощность (Ы1Х=Вт) теоретического поршневого двигателя определялась по формуле:

1 1 1

N X = Ма •-• Qн -л* • г ■-■ п •—, (6)

а • /0 т 60

-1

где I - количество цилиндров; т - тактность двигателя; п=мин - частота вращения вала двигателя; 60 - перевод мин. в с;

8) по известной термодинамической мощности определяется крутящий момент (Мкх=Нм) поршневого теоретического ДВС по формуле:

МкХ = 9,55--; (7)

п

9) часовой расход топлива (Ст=кг/ч) постоянного и несменяемого количества определяется так:

Ntx

О - М

1 1 -• / • — • п • 60 •

а • и т

(8)

10) удельный термодинамический расход топлива (§&=кг/(кВт-ч)) теоретического поршневого ДВС определяется по формуле:

О

__т

гх N

гх

11) среднее термодинамическое давление (рх=МПа) определяется по формуле:

1 1

Ргх = Ма

а • ¡г

Он - л

гх

• •

Vс

(9)

(10)

¡0 'Бх

12) форсировка теоретического поршневого двигателя оценивается по равенству:

Ргх

ф(х =

> 7

Ргх

(11)

Предложенная методика оценки термодинамических показателей легко реализуется в программном комплексе МЛТЬЛВ с получением наглядных и информативных выходных данных.

В табл. 1 и на рис. 2 в качестве примера приведены результаты расчета и графики зависимости п, N Мь, рь, gt от 8, к теоретического рядного четырехцилиндрового поршневого двигателя рабочим объемом 2,23 л ОАО ЗМЗ. Полученные поверхности в трехмерном изображении являются верхним пределом термодинамических показателей теоретического поршневого двигателя, которые необходимо получить на ранней стадии проектирования реального поршневого атмосферного двигателя. Особое место в САПР ДВС занимает прикладное математическое обеспечение. С этой целью по результатам расчета табл. 1 и графикам рис. 2 удалось построить математическую модель:

2 2 лг - -1,8663739459 к - 0,0138191434- к • е + 0,0001272972- в2 +

+ 6,5664619582 к + 0,0207828951 е - 4,92432538577

Рис. 2. График зависимости:

Лг = /(е; к); Ыг - /(е; к); Мх - /(е; к) ; Рг - /(е; к); gt - /(е; к)

1 5

Рис. 3. График зависимостей полученный по математической модели:

л, = f (s; k) ; Nt = f (s; k); Mt = f (s; k) ; gt = f (s; k)

Таблица 1

Результаты расчета термического КПД

s 7

k 1,1 1,2 1,3 1,4 1,5 1,6 1,67

л, 0,1768 0,3224 0,4422 0,5408 0,6220 0,6889 0,7285

s 14

k 1,1 1,2 1,3 1,4 1,5 1,6 1,67

л, 0,2319 0,4101 0,5469 0,6520 0,7327 0,7947 0,8293

s 21

k 1,1 1,2 1,3 1,4 1,5 1,6 1,67

лt 0,2625 0,4560 0,5988 0,7041 0,7818 0,8390 0,8699

s 28

k 1,1 1,2 1,3 1,4 1,5 1,6 1,67

лt 0,2834 0,5135 0,6320 0,7363 0,8110 0,8646 0,8927

Таблица 2

Термодинамические показатели поршневого ДВС

Степень сжатия е 7 14 21 28

Среднее термодинамическое давление рь МПа 2,053 2,219 2,274 2,285

Термодинамическая мощность N кВт 146,850 177,045 191,193 199,936

Окончание табл. 2

Крутящий момент 9,55-N. тт = * , Нм п 369,057 444,942 480,498 502,471

Термический КПД п 0,5408 0,6520 0,7041 0,7363

Удельный термодинамический расход топлива gt, кг/(кВт-ч) 0,141 0,117 0,108 0,104

Часовой расход топлива Gт, кг/ч 20,75

Р Форсировка Ф, = — Р* 5,189839 9,812758 14,52645 19,37548

В дальнейшем по методике, существующей на кафедре «Энергетические установки и тепловые двигатели» НГТУ им. Р.Е. Алексеева, были получены термодинамические характеристики ДВС, работающего по циклу Карно, а также математическая модель.

Анализ термодинамических КПД циклов Отто и Карно представлен в табл. 3 и на рис. 4 и

рис. 5.

Таблица 3

Оптимизация КПД термодинамического поршневого ДВС, работающих по циклу Отто относительно КПД цикла Карно

КПД циклов 8 ^ Трехатомный газ Двухатомный газ Одноатомный газ

к = 1,1 k = 1,4 о II

Карно rf 7 0,5528 100% 0,7371 100% 0,8340 100%

Отто /О 0,1738 32% 0,5408 73,4% 0,7285 87,4%

Карно rf 28 0,6038 100% 0,8361 100% 0,9227 100%

Отто /О 0,2834 47% 0,7363 88,1% 0,8927 97%

к 1.2 ^ £ 1 5

Рис. 4. Графики изменения термического КПД от степени сжатия 8 и показателя адиабаты к циклов поршневых ДВС Отто и Карно

Рис. 5. График изменения термодинамических показателей, полученных по математическим моделям поршневого ДВС Карно и Отто:

Л , = /(в; к); N = /(в; к); М, = /(в; к) ; р, = /(в; к); gt = /(в; к)

При частных значениях: 1) в = 7, к = 1,1,к = 1,4, к = 1,67, приведенные в табл. 3, показывают, что лО цикла Отто приближается с 32 до 87%, 2) в = 28, к = 1,1, к = 1,4, к = 1,67- цикла Отто приближается с 47 до 97% к циклу Карно.

С увеличением степени сжатия 8 улучшается смесеобразование, увеличивается доза-рядка и, следовательно, коэффициент наполнения пн-

Если шатун с бесконечной длиной шатуна (Ьш=х>) будет ходить по продольной оси, скорость поршня уменьшается, а пик максимальной скорости Утах приходится на 90о (рис. 6), поршень двигается равномерно, что улучшает смесеобразование, увеличивает дозарядку и, следовательно, коэффициент наполнения пн-

При увеличении степени сжатия 8 мощность двигателя N увеличивается и чтобы сохранить мощность постоянной для всех 8, можно уменьшить обороты коленчатого вала, значит КПД механических потерь пм уменьшается, а термодинамический КПД п? увеличивается.

Математическая модель позволила в САПР ДВС «методом научного исследования» получить максимально предельные термодинамические показатели теоретического поршневого ДВС, работающего по циклу Отто (табл. 2 и рис. 3). Анализ табл. 1 и 2, рис. 1, 2, 3 показывает, что предложенная методика позволяет: 1) прогнозировать объединение бензиновых и дизельных поршневых двигателей как по конструктивному решению, так и по организации рабочих процессов; 2) значительно повысить эффективность ДВС, их экономические, энергетические и экологические свойства, возможно, применяя переменные: степень сжатия и рабочий объем. Полный объем цилиндра и масса рабочего тела в нем постоянные и несменяемые, а их величины выбраны при минимальной степени сжатия. Данная методика позволяет прогнозировать, что простыми способами можно повысить термодинамические показатели рядного четырехцилиндрового поршневого ДВС ОАО ЗМЗ, рабочим объемом 2,23 л на 15.20%.

а) б)

Рис. 6. Графики зависимости S=f(y,L)> V= f(ty,L), j= f(ty,L):

а - Ьш=148 мм; б - бесконечная длина шатуна (Ьш= да)

Библиографический список

1. Бурячко, В.Р. Автомобильные двигатели. Рабочие циклы. Показатели и характеристики. Методы повышения эффективности / В.Р. Бурячко, А.В. Гук. - СПб.: НПИКЦ, 2005. - 291 с.

2. Орлин, А.С. Двигатели внутреннего сгорания. Теория поршневых и комбинированных двигателей / А.С. Орлин, М.Г. Круглов. - М.: Машиностроение, 1983. - 540 с.

3. Архаров, А.М. Теплотехника / А.М. Архаров. - М.: МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2004. - 712 с.

4. Ленин, И.М. Теория автомобильных и тракторных двигателей / И.М. Ленин. - М.: Машиностроение, 1969. - 368 с.

5. Лашко, В.А. Мировое судовое дизелестроение концепции конструирования, анализ международного опыта / В.А. Лашко. - М.: Машиностроение, 2005. - 502 с.

6. Гзовский, М.Б. Тенденции двигателестроения. Пойти своим путем // За рулем. 2006. №1. С.24-25.

Дата поступления в редакцию 01.02.2011

L.A. Zakharov, A.N. Tarasov, V.L. Khimich, I.L. Zakharov

PERFECTION OF THERMODYNAMIC INDICATORS OF THE PISTON ENGINE

WORKING ON THE HYBRID CYCLE

In given article the basic directions of perfection of thermodynamic indicators piston the ICE with variable degree of compression and a hybrid running cycle are resulted.

Key words: piston the ICE, compression degree, hybrid running cycle, the ICE Carnout, Otto, Trinkler, CAD the ICE.