CC BY
83
(относительно ГУРа). Во-вторых, более высокая энергосберегаемость - ЭУР включается только во время движения руля, а гидравлический насос работает постоянно, т.е. присутствует постоянный отбор мощности двигателя.
Достоинством данного усилителя является его высокая эффективность при обычной езде, сравнительно легко монтируется, неприхотлив в работе.
Недостатками такого усилителя являются отсутствие достаточной обратной связи руля, приводящее к сложному определению положения колес (либо колеса находятся в повернутом состоянии или в прямом), кроме этого, при совершении переходов из одного поворота в другой руль получает излишнее сопротивление (усилитель имеет малое быстродействие).
В заключении можно сделать выводы, что на современных автомобилях в настоящее время в основном находит применение электроусилитель руля (вследствие малой инерционности и габаритов).
Литература
1. Косенков A.A. Устройство автомобилей: Ходовая часть и проч. системы. - Рн/Д: Фе-никс,2005.
2. Передерий A.A. Устройство автомобилей. Учебное пособие. М., 2004.
3. Щелоков М. Гидроусилитель рулевого управления, ж. "Колеса" №94 за Август 2005.
Улучшение энергетических и экологических характеристик поршневых ДВС при переходе на бензоэтанольное топливо
Абрамов A.A., к.т.н. доц. Апелинский A.B., к.т.н. доц. Руновский К.С.,
к.т.н. проф. Белов В.П. Университет машиностроения 8(495) 223-05-23(1467) [email protected], 8(495) 671-31-64, [email protected] Аннотация. В статье рассмотрены особенности изменения рабочих характеристик двигателей внутреннего сгорания с искровым зажиганием при переводе ДВС на бензоэтанольное топливо и способы улучшения энергетических и экологических характеристик ДВС.
Ключевые слова: этанол, бензоэтанольная смесь, турбокомпрессор, РСА, ДВС.
Рост автомобильного парка требует периодического обновления стандартов и ужесточения нормативных требований к выбросам вредных веществ (ВВ) автотранспортными средствами. Нормативы на предельно допустимые выбросы ВВ в европейском законодательстве с 1993 по 2013 г. ужесточились в 2,7 раза на оксид углерода и в 5,8 раза на суммарный выброс углеводородов и оксидов азота для категорий наиболее массовых автомобилей. В связи с этими факторами, а также с учетом постоянного роста цен на нефть все более актуальной становится задача повышения полноты сгорания углеводородного топлива и перехода на экологически чистые виды топлива, а также повышения экономичности тепловых двигателей и снижение выбросов ВВ. Одним из возможных путей разрешения указанных противоречий является постепенный переход на частичное, но в то же время массовое внедрение альтернативных, экологических топлив, отличающихся доступными эксплуатационными свойствами и опирающихся на существенную сырьевую базу. Наиболее предпочтительными с этих позиций являются спирты и эфиры, получаемые из возобновляемого сырья (биомассы), в частности этанол как наиболее доступный и технологичный продукт. К преимуществам этанола относятся следующие его особенности:
• высокое октановое число по сравнению с бензином. В результате этого введение в автомобильные бензины этанола повышает их детонационную стойкость. Это дает возможность увеличить степень сжатия топливовоздушной смеси с этанолом до 8 = 12.. ,14и тем самым повысить КПД двигателя и снизить удельный расход топлива;
• в этаноле содержится 35 % кислорода по массе;
• высокая скрытая теплота парообразования, позволяющая снизить температуру смеси при испарении этанола;
• низкая температура сгорания по сравнению с бензиновым двигателем;
• высокая полнота сгорания топлива, позволяющая снизить количество вредных веществ в ОГ на 20-30%.
Для сравнения энергетических и экологических параметров на кафедре «Автомобильные и тракторные двигатели» были проведены теоретические моделирования термодинамических процессов работы двигателя на бензине АИ-95 и бензоэтанольной смеси Е85 с 85% содержанием этанола; с рабочим объемом V=2000 см и степенью сжатия £ = 10,5. В качестве энергоэкологических показателей выбраны мощность двигателя, крутящий момент, удельный эффективный расход топлива, показатели токсичности по трем составляющим (СО, С„Нт и NOx) при работе по внешнескоростной характеристике. Полученные внешние
3 - N, бензин АИ-95 4 - N, бензоэтанол Е85 3 - Qe, бензоэтанола, приведенного к расходу бензина
а) мощность и крутящий момент б) удельный расход топлива
Рисунок 1. Внешняя скоростная характеристика
Изменение крутящего момента (Мк) и мощности (N) двигателя представлены на рисунке 1,а, из которого следует, что значения максимального крутящего момента при бездетонационной работе на бензине и бензоэтаноле равны 172 Нм и 168 Нм и располагаются на характеристике вблизи частоты вращения п=4000 мин"1. Близки и значения максимальной мощности, значения которой составили 92 кВт для бензиновой смеси и 93 кВт для бензоэтанольной смеси при п=5700 мин"1. Из этого можно сделать вывод, что при переводе ДВС на бензоэтанольную смесь его энергетические характеристики меняются в пределах 5%, и они не будут оказывать существенного влияния на динамические характеристики автомобиля.
По графику удельного расхода топлива (рисунок 1,6) можно сделать вывод, что расход бензоэтанольной смеси будет выше по сравнению с бензином в среднем на 25%, что объясняется отличием физико-химических свойств этанола от бензина, приведенных в таблице 1.
Из таблицы 1 следует, что у этанола на 43% меньше низшая теплота сгорания по сравнению с бензином, вызванная тем, что в молекулярном составе этанола содержатся атомы кислорода, которые являются окислителями в реакции горения.
Сделав пересчет расхода бензоэтанольной смеси без учета массовой доли кислорода, мы получим приведенный расход, изменение которого отображено кривой 3 на рисунке 1,6. Исходя из этого, можно сделать вывод, что для достижения одинаковых динамических характеристик ДВС (рисунок 1,а) расход углеводородов, входящих в состав Е85, будет в среднем на 10 % меньше, чем расход бензина (рисунок 1,6). В связи с этим при горении бензоэтанольной смеси будет выделяться меньшее количество вредных веществ, в частности СО и С„Нт, сравнительную оценку содержания в отработавших газах которых можно проследить на рисунке 2.
Серия 1. Наземные транспортные средства, энергетические установки и двигатели.
Таблица 1.
Физико-химические свойства этанола и бензина
Показатель Бензин Этанол
Хим. формула. СНЦЦ 5 с2н,он
Плотность при 20 °С 7Ю-770 794
Октан о в о е чи сл о: -по моторную методу; -по исследовательскому методу. 72-85 75-95 93 т
Низшая теплота сгорания, МДжкг 41-44 23-25
С о держание кислорода, °о (мае.) - 35
Стехеометрический коэффициент воздух топливо (по массе) 14=7 9
Теплота испарения, кДж кг 180-306 913
млн ' 3000 2500 200 150 100 50
♦ ....."V \ г5_ 6
--л
4 > >
V/ V-. . ► ■-4 / < _____ ^ .---♦
/ < 1 * ,----
/ У7 г—-* ^-
У..........-* 1 '■-♦■
0 100
%
6 5 4
2 1 0
200
300
400
500
гк мин
1 - С,Дт, млн бензоэтанол
3 - N0^. млн
1
бензоэтанол 5 - СО. % об. бензоэтанол
2 - СцНт. млн' . бензин 4 - 7ТО:г. млн'1, бензин б - СО. % об. беншн
Рисунок 2. Внешняя скоростная характеристика (токсичность ОГ)
Параллельно поиску альтернативных топлив в настоящее время существует тенденция повышения литровой мощности современных двигателей и, как следствие, снижение габаритных и весовых размеров силовых агрегатов за счет применения различных конструктивных средств: повышения степени сжатия, непосредственное впрыскивание топлива в камеру сгорания бензиновых двигателей, переменные фазы газораспределения, изменяемые геометрии впускных и выпускных трубопроводов и т.д. Все эти мероприятия дают не только повышение технико-динамических качеств ДВС, но и повышение эффективного КПД, который в свою очередь приводит к снижению расходных характеристик и уменьшению выбросов вредных веществ (СО, МОх, СН). Но наиболее эффективным способом для повышения данных показателей является увеличение массового расхода воздушного потока, поступающего в камеру сгорания ДВС, путем искусственного увеличения его плотности при помощи агрегатов наддува.
С учетом того, что биоэтанол обладает ранее указанными особенностями, такими как высокое октановое число, большая теплота парообразования и более низкая температура сгорания, то использование агрегатов наддува в ДВС на бензоэтанольных смесях является
перспективным с точки зрения дальнейшего улучшения топливнои экономичности и уменьшения содержания вредных веществ в ОГ.
Основными агрегатами для создания наддува ДВС являются компрессоры, которые могут быть различны по конструкциям и по-разному приводиться в движение. Начиная с действия норм Евро 3 в одноступенчатых системах наддува наибольшее распространение с точки зрения минимального количества выбросов вредных веществ в ОГ и уменьшения удельного расхода топлива все большее распространение получают турбокомпрессоры с регулируемым сопловым аппаратом (РСА). Основной особенностью данных ТКР является равенство Gor = GT в скоростном диапазоне от ^„=1000 мин"1 до пяом.
С учетом особенности сгорания бензоэтанольных смесей становится актуальным вопрос расчета проточных частей компрессорной и турбинных ступеней и определения законов регулирования соплового аппарата для конкретного ДВС, переводимого на питание бензо-этанольной смесью. Для обоснования применения агрегатов наддува были проведены сравнительные испытания раннее упомянутого двигателя и двигателя, оснащенного турбокомпрессором с клапаном перепуска отработавших газов из условия сохранения энергетических и экологических параметров исходного двигателя при совместном уменьшении рабочего объема на 25% до Fpa6. = 1500 см3.
Базовую систему уравнений для определения расхода воздуха GB и степени повышения давления пк для всех расчетных точек гидравлической характеристики двигателя можно записать в следующем виде:
G„
Рк
=
а-/0 • gg М ■ п 9550 :
3,6-106 30-I
п
'1 ' Vh
_J__El
Po
- ст.
i.
Т
(1) (2) (3)
'О ^ вп УО
Решив совместно уравнения (1), (2) и (3) для данного случая, мы определили необходимую степень повышения давления равную %к = 1,45.
Базовую систему уравнений для определения расхода ОГ через турбину Сг, степени понижения давления пт и площади проходного сечения А каналов на входе в колесо турбины можно записать в следующем виде:
G„ =
1 +
1
а • /,
• G.
(4)
О J
к, -1 £ R
к„ -1 к, R
G
Т
ке-1
-1
ТЪ Ък.адЯ,
1 -к
А = а •
вЫП jy А
1
к„ -1
R2 ■ Т з
2 к
,к, -1
Л.
' Л.
К-1 '
к,
(5)
(6)
Кривые изменения крутящего момента, мощности и удельного расхода топлива сравниваемого двигателя были построены при помощи программ численного моделирования термодинамических процессов и представлены на рисунке 3.
Из рисунка 3,а мы можем сделать вывод, что крутящий момент МК и мощность N увеличились на 13% и 7% соответственно в диапазоне частот вращения и=3500-5500мин"1,
удельный расход топлива ge уменьшился на 4 % по сравнению со сравниваемым двигателем. В диапазоне частот вращения и=1500-3500мин-1 произошло, наоборот, уменьшение Мк, N и увеличение ge, вызванной в основном неэластичностью работы турбокомпрессора во всем диапазоне работы двигателя. Для устранения этого явления в конструкции турбокомпрессора заменяем перепускной клапан отработавших газов и вводим регулируемый сопловый аппа-эбинной ступени.
ратту
Мк, Нм
Qe, г/кВтч
280. 260. 2Ш.
ьо
----
1 2 Г/. / J < N sn nn v л n
ß Ча \\ nn \\
\ ! / \ ш.
m v // /у // // У/
/ ч\ \v У 6 Л / / / / / /
/
N. кВт
О
п, мин'
W
па UO г/хВтч
ЛГО1 90
280.. SO
260.. W
2iOl В
л w /7 X.
/vr t / /л \\
// /л л- \
i tV V У \A A
A 5 уУ / УЭГ_I_ —/ yv'- s
1 - Мк, бензин АИ-95 3 - N, бензин АИ-95 5 - де, бензин АИ-95
2 - Мк, бензоэтанол Е85 4 - N, бензоэтанол Е85
6 - де, бензоэтанола, приведенного к расходу бензина
а) с турбокомпрессором и клапаном перепуска ОГ
I - Мк. бензин АИ-95 2- Мк. бензоэтанол Е85
3 - ДГ. бензин АИ-95 4 - N, бензоэтанол Е85
5 - де, бензин АИ-95
6 ■ Qe, бензоэтанола. приведенного к расходу бензина
б) с турбокомпрессором и РСА
Рисунок 3. Внешняя скоростная характеристика ДВС
Турбинная ступень должна соответствовать условию - расчетный диапазон регулирования Ап-1 должен располагаться внутри диапазона регулирования, обеспечиваемого конструкцией турбинной ступени с РСА, где ^-количество расчетных точек:
ЛрсА min - ( Ап ... А1 ) < Арса тах (7)
Из рисунка 3,6 мы можем сделать вывод, что крутящий момент Мк и мощность N увеличились во всем диапазоне оборотов 1500-5500 мин"1, с максимальными значениями Мк=195 Нм и #=105 кВт, что на 12% и 10% больше исходных параметров сравниваемого двигателя. Удельный расход топлива ge также уменьшился во всем диапазоне частот вращения 1500-5500 мин" в среднем на 5 %.По результатам работы можно сделать выводы, что применение в серийных и вновь разрабатываемых бензиновых двигателях в качестве топлива бензоэтанольных смесей совместно с использованием агрегатов наддува позволяют улучшить следующие параметры по сравнению с традиционными ДВС:
• повышение КПД, а следовательно, и увеличение ТХД ДВС;
• уменьшение удельного расхода топлива;
• значительное снижение выбросов СО, СН;
• снижение теплонапряженности деталей цилиндро-поршневой группы и деталей центральной части камеры сгорания;
• уменьшение габаритных и массовых характеристик двигателя до 25%.
Литература
1. Карпов С.А., Капустин В.М., Старков А.К. Автомобильные топлива с биоэтанолом. М., «КолосС», 2007.
2. Mauro BertiGiroldo, Edward Werninghaus, Eugenio Coelho «Development of 1.6L Flex Fuel Engine for Brazilian Market», SAE TECHNICAL PAPER SERIES № 2005-01-4130, 2005r.
3. Давыдков Б.Н., Каминский B.H. Системы и агрегаты наддува транспортных двигателей. М., МГТУ «МАМИ», 2011.
4. Галеркин Ю.Б., Козаченко Л.И. Турбокомпрессоры, Санкт-Петербург, Издательство Политехнического университета, 2008.
5. Scott G. Aguilar «Development of new small passenger car turbocharger», SAE TECHNICAL PAPER SERIES № 2005-01-4258, 2006.
Результаты исследования разработанной математической модели взаимодействия эластичного колеса с деформируемой опорной поверхностью при установившемся прямолинейном качении
к.т.н. проф. Лепешкин A.B., Круглов С.М., Петров С.Е., к.т.н. доц. Пхакадзе С.Д.
Университет машиностроения (495) 223-05-23, доб. 1426, [email protected] Аннотация. В статье приводятся результаты исследования разработанной математической модели взаимодействия эластичного колеса с деформируемой опорной поверхностью при установившемся прямолинейном качении, которая позволяет по известной вертикальной нагрузке на колесо, продольной скорости его оси и величине угловой скорости вращения определить продольную составляющую усилия, передаваемого колесом на остов машины, и момент, реализуемый колесом при взаимодействии с опорной поверхностью. Кроме этого, по результатам моделирования определяются тягово-энергетические показатели эффективности ведущего колеса в рассмотренных условиях.
Ключевые слова: математическое моделирование, взаимодействие эластичного колеса с деформируемой опорной поверхностью, параметры взаимодействия, тягово-энергетическая эффективность
В данной статье приведены данные научных исследований, полученные при выполнении Соглашения № 14.В37.21.0290 от 27 июля 2012 г. на поисковые НИР для государственных нужд по заданию Министерства образования и науки РФ на 2010 - 2012 гг. в рамках ФЦП «Научные и научно-педагогические кадры инновационной России» на 2009 - 2013 гг.
Исследуемая в данной статье математическая модель взаимодействия эластичного колеса с деформируемой опорной поверхностью, полученная на основании математического описания, приведенного в работе [4], предназначена для использования в математической модели движения многоприводной колесной машины с бесступенчато регулируемой «интеллектуальной» трансмиссией, обеспечивающей индивидуальный подвод мощности к каждому ее колесу.
На основании этого математического описания была разработана соответствующая математическая модель в виде программного модуля, написанного на языке Fortran в среде Compaq Visual Fortran под Windows. На этот программный модуль получено Свидетельство о регистрации электронного ресурса № 19476 от 11.09.2013 в Объединенном фонде электронных ресурсов «Наука и образование» [5].
Целью создания этой модели является проведение исследований, обосновывающих методику разработки систем автоматического адаптивного управления (СААУ) режимом работы вышеназванных трансмиссий.
В связи с этим главным требованием к математической модели взаимодействия колеса с опорной поверхностью является обеспечение возможности оценки параметров, характеризующих работу этого колеса в зависимости от свойств шины и опорной поверхности, а также режима работы привода.
Для решения поставленной задачи в математической модели [5] обеспечивается возможность определения по известной вертикальной нагрузке Rz на ось колеса, продольной скорости Vх движения оси и величине угловой скорости его вращения Юк продольной составляющей Rx усилия, передаваемого колесом на остов машины, и момента Мк, реализуемого на оси этого колеса.
Анализ адекватности разработанной математической модели моделируемым процессам
