Показатели, характеризующие работу двигателя

1. 1. Показатели, характеризующие работу двигателя Эффективная мощность, ( N e , кВт). Мощность снимается с коленчатого вала и обеспечивает работу трансмиссии автомобиля. Мощность оценивает возможность совершения работы в единицу времени. Среднее эффективное давление оценивает совершенство рабочего процесса, эффективность работы двигателя. От среднего эффективного давления зависит мощность и момент двигателя. Эффективный момент двигателя, M e , характеризует тяговые свойства автомобиля. Известно, что момент есть произведение силы на плечо. На рис. 1 показана схема кривошипно-шатунного механизма. На днище поршня действует сила от давления газов при сгорании топливовоздушной смеси FГ  pГ  f n , где pГ – давление газов; f n – площадь поршня. При возвратно-поступательном движении масс возникают силы инерции, F j . В результате движение поршня происходит под действием суммарной силы. F  FГ  F j  Рис. 1. Схема кривошипношатунного механизма (1) Суммарная сила приложена к поршневому пальцу. Разложим ее на две составляющие. Одна направлена по шатуну, другая – перпендикулярна к цилиндру. Силу, направленную по шатуну, перенесем по линии действия к шатунной шейке и снова разложим на две составляющие, одна из них перпендикулярна кривошипу, другая – направлена по кривошипу. Из рис. 1 видно, что момент равен M u    R . В данном случае индикаторный момент, а эффективный момент будет меньше индикаторного на величину механических потерь, т.е. (2) M e    R M , где  – составляющая от суммарной силы и зависит от количества тепла, выделившего при сгорания смеси; R – радиус с кривошипа;  M – механический коэффициент полезного действия. Таким образом, эффективный момент зависит от индикаторного давления, образуемого при сгорании, и конструкции двигателя. Из этого следует, что при одинаковой мощности и конструкции трансмиссии автомобили могут иметь разные тяговые свойства из-за неодинаковых размеров кривошипа. 2 Одним из основных параметров увеличения мощности – увеличение частоты вращения вала двигателя (n). Но с увеличением n растет средняя скорость поршня ( cП ) и, следовательно, силы инерции. S n CП  h , 30 (3) где S h – рабочий ход поршня, равный 2R. В целях обеспечения надежности двигателя C П не должна превышать верхнего предела. Из формулы (1) видно, что с увеличением n необходимо уменьшать ( S h ), чтобы ограничить рост С п , т.е. уменьшать R. В результате момент двигателя снижается, уменьшаются тяговые свойства двигателя. С другой стороны при низких значениях n, уменьшается средняя скорость поршня, что приводит к снижению качества смесеобразования и сгорания. Из этого следует, что С п не должна иметь низкие значения. В низкооборотных двигателях для повышения С п увеличивают S h , другими словами R. Неизменность рабочего объема цилиндра при изменении S h обеспечивается путем соответствующего изменения диаметра цилиндра, т.е. отношение Sh . d В зависимости от этого отношения двигатели называются короткоходые длинноходые Sh  1 или d Sh > 1. d Итак, высокооборотные имеют Sh S  1 , а низкооборотные h > 1. d d Удельный эффективный расход топлива оценивает экономичность двигателя, т.е. эффективность использования топлива при выполнении работы. Удельный эффективный расход топлива – это расход топлива на единицу мощности GT  103 г (4) ge  , , Ne кВт  ч где GТ – часовой расход топлива, кг/ч; N e – эффективная мощность, кВт. Токсические составляющие В продуктах сгорания наряду с наличием основных компонентов обнаруживаются и другие компоненты, оказывающие вредное влияние на организм человека. К числу таких компонентов относятся: оксиды азота NO x , сажа, оксид углерода СО, углеводороды ( C x H y ), альдегиды, канцерогенные вещества, соединения серы. 1. 2. Режимы работы автомобильных двигателей Автомобильные двигатели работают в широких пределах чисел оборотов и широком диапазоне изменения мощности, крутящего момента, часового и удельного расхода топлива. 3 Диапазон эксплуатационных режимов двигателя ограничивается внешней скоростной характеристикой, см. гл. Из всего спектра режимов работы выделяют характерные режимы работы. 1. Режим номинальной мощности. – режим наибольшей мощности, при котором двигатель работает длительное время без перегрева. Устанавливается заводом изготовителем. Обороты двигателя при номинальной мощности являются номинальными. В справочной литературе номинальную мощность отождествляют с максимальной, т.е.допустимой в эксплуатации заводом изготовителем. 2. Режим максимальной мощности или режим перегрузки. Это режим характерен для судовых двигателей, мощность на данном режиме на 20–30 % больше номинальной. Для автомобильных двигателей этот режим не является эксплуатационным, так как при длительной работе двигатель перегревается. 3. Режим максимального крутящего момента. 4. Режим холостого хода, когда внешняя нагрузка отсутствует, а вся производимая работа расходуется на преодоление механических потерь. 1.3. Основные понятия и определения Прежде чем рассматривать рабочие процессы необходимо остановиться на основных понятиях и определениях, принятых для двигателей внутреннего сгорания. Крайние положения поршня (см. рис. 2) называются верхней мертвой точкой (ВМТ) и нижней мертвой точкой (НМТ). Расстояние при перемещении поршня от одного крайнего положения до другого называется ходом поршня S h и соответствует половине оборота коленчатого вала. Рабочие процессы, совершаемые в течение одного хода поршня, называются тактом. Объем цилиндра над поршнем, когда он находится в верхней мертвой точке, называется объемом камеры сгорания Vc . Объем цилиндра между крайними точками называется рабочим объемом, Vh . Объем цилиндра при нахождении поршня в нижней крайней точке называется полным объемом, Va . Va  Vc  Vh Отношение полного объема к объему камеры сгорания называют степенью сжатия V   a. Vc Степень сжатия показывает, во сколько раз уменьшается объем цилиндра над поршнем. Рабочий цикл в цилиндре двигателя внутреннего сгорания может быть осуществлен за четыре или за два такта. В первом случае цикл называют четырехтактным, а во втором – двухтактным. Четырехтактный цикл Рассмотрим двигатель без наддува, рабочий цикл которого осуществляется за 4 такта или за два оборота коленчатого вала. 4 Рис. 2. Схема работы четырехтактного двигателя и индикаторные диаграммы: А – первый такт- впуск; б – второй такт – сжатие; в - третий такт – сгорание и расширение (рабочий ход); г – четвертый такт - выпуск Первый такт – впуск. В начале первого такта поршень находится в положении близком в ВМТ. Камера сгорания заполнена продуктами сгорания от предыдущего процесса, давление которых несколько больше атмосферного. При вращении коленчатого вала шатун перемещает поршень к Н.М.Т., впускной клапан открыт. При движении поршня к Н.М.Т. давление в цилиндре становится меньше атмосферного. За счет перепада давления в цилиндр поступает свежий заряд. В двигателях с воспламенением от постороннего источника – горючая смесь, в дизельных двигателях – воздух. Второй такт – сжатие. При обратном движении поршня к В.М.Т. производится сжатие поступившего в цилиндр заряда. При этом впускной клапан закрыт. Давление и температура заряда повышаются. При подходе поршня к В.М.Т., с некоторым опережением подается искра (в двигателях с воспламенением от постороннего источника) или осуществляется впрыск топлива (в дизелях). Происходит воспламенение. Таким образом, во втором также осуществляется сжатие заряда и начало сгорания. Третий такт – сгорание и расширение. Третий такт происходит при ходе поршня от В.М.Т. к Н.М.Т. В начале такта интенсивно сгорает топливо, поступившее в цилиндр и подготовленное к этому в конце второго такта. Вследствие выделения большого количества теплоты температура и давление повышаются. Под действием давления происходит движение поршня и совершается полезная работа. Поэтому третий такт называют также рабочим ходом. Четвертый такт – выпуск. Поршень движется от Н.М.Т. к В.М.Т. выпускной клапан открыт. Отработавшие газы выходят из цилиндра. 1.4. Индикаторная диаграмма и фазы газораспределения четырехтактного двигателя Индикаторной диаграммой называется зависимость давления газов в цилиндре от изменения объема цилиндра, обусловленного движением поршня или угла поворота кривошипа. 5 Рис. 3. Индикаторные диаграммы четырехтактного карбюраторного двигателя в координатах p – V: А – цикла; б – угловая поворота кривошипа и хода поршня; в – процесса газообмена Рис. 4. Индикаторные диаграммы четырехтактного дизеля без наддува в координатах p – V: А – цикла; б – процесса газообмена На рис. 3, 4 показаны индикаторные диаграммы четырехтактного карбюраторного и дизельного двигателей. В нижней части рисунков а, б) в увеличенном масштабе процессы впуска и выпуска газов. Фазы газораспределения – это угол поворота кривошипа от момента открытия до момента закрытия клапанов. Рис.5. Круговая диаграмма фаз распределения процессов, происходящих в цилиндрах 4-тактного дизеля Впускной клапан открывается с некоторым опережением до ВМТ. Это точка 1 на индикаторных диаграммах. Процесс впуска смеси топлива и воздуха (карбюраторный двигатель) или воздуха (дизельный двигатель) характеризуются линией 1-5-а-2. Впуск заканчивается закрытием впускного клапана (точка 2). Горючая смесь или воздух, поступившие в цилиндр смешиваются с продуктами сгорания, оставшимися в цилиндре от предыдущего цикла (остаточные газы) и образуют рабочую смесь. После окончания процесса впуска рабочая смесь сжимается. Точка 3 на индикаторных диаграммах соответствует моменту подачи искры, рис. 3 или моменту начала впрыска топлива в камеру сгорания, рис. 4. Процесс сгорания начинается до ВМТ. и продолжается на некотором участке такта расширения. Если в карбюраторных двигателях или в двигателях с впрыском топлива 6 воспламенение осуществляется за счет подачи искры, то в дизельном двигателе воспламенение происходит от высокой температуры сжатия. Процесс удаления отработавших газов (выпуск) начинается при открытии выпускного клапана (точка 4). В этот момент давление в цилиндре значительно выше атмосферного, вследствие чего в начальной стадии процесса отработавшие газы вытекают из цилиндра через клапан с критической скоростью. К приходу поршня к Н.М.Т. давление в цилиндре значительно падает, и при дальнейшем движении поршня от Н.М.Т. к В.М.Т. отработавшие газы выталкиваются в атмосферу. Линия 4-1-5. Выпускной клапан закрывается после В.М.Т. (точка 5). Углы опережения открытия и запаздывание закрытия клапанов служат для повышения эффективности очистки цилиндра от отработавших газов и наполнения свежим зарядом. Величина их зависит от некоторых факторов. Одним из основных является частота вращения вала двигателя (n). С увеличением (n) фазы расширяются и с уменьшением (n) – уменьшаются. При смене процессов выпуска и впуска имеет место одновременное открытие обоих клапанов, т.е. еще не закрылся выпускной клапан, уже открылся впускной, см. рис. 5. Угол поворота коленчатого вала, когда открыты выпускной и впускной клапаны называется перекрытием клапанов, рис. 5. В этот момент происходит одновременно продолжающийся выпуск отработавших газов и впуск свежего заряда. Это происходит за счет эжекторного свойства газов. Величина перекрытия, при которой сказывается положительный эффект на процесс наполнения, зависит от частоты вращения коленчатого вала и подбирается такой величины, чтобы в рабочем диапазоне не было ухудшения наполнения цилиндра. 1.5. Химические реакции при сгорании Сгорание топлива в цилиндре двигателя является сложным химическим процессом, опуская все промежуточные стадии процесса сгорания, рассмотрим конечные химические реакции элементов, входящих в состав топлива. Элементарный состав топлива состоит из углерода С, водорода Н и незначительного количества кислорода О. При полном сгорании топлива предполагается, что в результате реакции углерода и водорода с кислородом воздуха образуется соответственно углекислый газ СО2 и вода Н2О. В случае неполного сгорания, кроме указанных компонентов образуется оксид углерода СО. C  O  CO2 , 2C  O2  2CO, 2H 2  O2  2H 2O . Теоретически необходимое количество воздуха при полном сгорании В двигателях внутреннего сгорания необходимый для сгорания кислород содержится в воздухе, который входит в цилиндр в процессе впуска. Учитывая, что кислорода в воздухе по массе содержится приблизительно 23 %, а по объему 21 %, имеем зависимости для расчета воздуха необходимого для сгорания 1 кг топлива: в 1 кг в кмолях Lv  1 8   C  8H  OT  , 0,23  3  Lv = 1 C H + 0,21 2 4 (5) QT , 32 где С, Н, О – количество компонентов содержащих в 1 кг топлива. (6) 7 1.6. Коэффициент избытка воздуха Для оценки качества смеси служит коэффициент избытка воздуха. Коэффициентом избытка воздуха называется отношение количества воздуха, поступившего в цилиндр двигателя к количеству воздуха необходимого для полного сгорания топлива. В автомобильном двигателе в зависимости от типа смесеобразования, условий воспламенения и сгорания, режима работы количество действительно потребляемого воздуха может быть больше или меньше или равно теоретически необходимого для полного сгорания воздуха.  Gв  L ,    v Lo  оGT (7) где , L – количество воздуха поступившего в цилиндр двигателя соответственно в кг, кмоль, отнесенные к 1 кг топлива;  o , Lo – количество воздуха, необходимое для полного сгорания 1 кг топлива (в кг, в кмолях); Gв – часовой расход воздуха двигателем; GТ – часовой расход топлива При стехиометрической смеси    о , L  Lo , Gв   оGT ; если  < 1(недостаток кислорода), смесь называют богатой;  > 1(избыток кислорода), смесь называют бедной. 1.7. Горючая смесь и состав продуктов сгорания Полное сгорание (  > 1) В двигателях с искровым зажиганием в цилиндр двигателя поступает смесь воздуха с топливом. При сгорании одного килограмма топлива общее количество горючей смеси (свежего заряда) составит 1 (8) M 1   Lo + ,  T где T – молекулярная масса топлива. В дизеле топливовоздушная смесь образуется в камере сгорания за время впрыска топлива в конце такта сжатия и в течение процесса сгорания. Вследствие этого, а также из-за малого объема, занимаемого жидким топливом молекулярную массу топлива не учитывают, тогда M 1  Lo (9) Для любого топлива масса смеси (кг) G1  1  Lo (10) При полном сгорании жидкого топлива (  1) продукты сгорания состоят из образовавшихся в результате реакции углекислого газа (CO2 ) , водяного пара ( H 2 O) , избыточного кислорода (O2 ) и азота. Общее количество продуктов сгорания (в кмоль), отнесенное к 1 кг топлива M 2 = M CO2 + M O2 + M N 2 + M H 2O (11) 8 Неполное сгорание (  < 1) При неполном сгорании жидкого топлива  ˂1 из-за недостатка кислорода часть углерода окисляется до углекислого газа, а часть до оксида углерода (CO) . Продукты сгорания в этом случае составят M 2 = M CO2 + M CO + M H 2O + M N 2 (12) 1.8. Краткие сведения о свойствах топлива В качестве топлива для двигателей используются жидкое и газообразное топливо. К жидким топливам относятся продукты переработки нефти: бензин, дизельное топливо. Элементарный состав жидкого топлива состоит из углерода, водорода и относительно небольшого количества кислорода. Иногда в топливе содержится сера и азот. Жидкие углеводородные топлива по низшей теплоте сгорания мало отличаются одно от другого. Низшая теплота сгорания жидких топлив колеблется в пределах 41,8–44 МДж/кг. Испаряемость топлива. Испаряемость топлива, зависящая от его фракционного состава, упругости паров, поверхностного натяжения и теплоты парообразования, является одной из основных характеристик топлива. Ее определяют в специальном приборе путем нагревания топлива и последовательного отбора фракций, выкипающих при определенной температуре. Фракционный состав существенно влияет на полноту испарения, скорость образования топливовоздушной смеси в процессе сгорания. Фракционный состав делится на три группы: легкие, средние и тяжелые. Легкие фракции – температура, при которой выкипает 10% его объема, средние – 50%, тяжелые – 90%. Пусковые свойства двигателя зависят от наличия легких фракций. Чем ниже температура их выкипания, тем лучше пуск двигателя при низких температурах. С другой стороны при прогретом двигателе возможно образование паровых пробок в системе питания и прекращения поступления топлива. Такие последствия характерны только для двигателя с воспламенением от постороннего источника, работающих на бензине. Средние и тяжелые фракции определяют скорость образования топливовоздушной смеси и оказывают влияние на мощностные, экономические показатели работы двигателя, а также на токсические составляющие отработавших газов. Рис. 6. Кривые фракционной разгонки различных топлив На рис.6 приведены кривые фракционной разгонки различных топлив. Для бензина (кривая 1) процесс разгонки ограничен температурами от 35-55 до 200С, для дизельного топлива (кривая 3) – от 185 – 200 до 350С. Кривая 2 характеризует фракционную разгонку керосина, применявшегося ранее в тракторных двигателях с искровым зажиганием. Более высокие температуры разгонки нефти относятся к тем ее составляющим, на которых получаются смазочные масла, мазуты и остатки (в том числе, асфальт). 9 Согласно указанным ГОСТам установлены четыре марки дизельного топлива: А и ДА – арктическое, применяемое в дизелях, эксплуатируемых при температуре ниже – 30 оС; З, ЗС – (зимнее, северное), используемое при t выше -30 оС до 0 оС и ДЗ при температуре воздуха выше 0 оС применяют Л и ДЛ; топливо ДС (дизельное специализированное) отличается от других более высокими значениями цетанового числа (ЦЧ-50) и температуры вспышки (90 оС). Детонационная стойкость и воспламеняемость топлива Автомобильный бензин применяется в двигателях с искровым зажиганием. В этих двигателях скорость горения топливовоздушной смеси не должна превосходить некоторых пределов. В случае чрезмерно высокой скорости сгорания в последней его фазе процесс протекает ненормально (детонационное сгорание), с резкими стуками, перегревом и даже разрушением основных деталей. Кроме условий работы, возникновение детонации зависит от склонности топлива к детонационному сгоранию, которая у разных бензинов различна и зависит от их группового состава. Детонационная стойкость бензинов оценивается октановым числом (ОЧ), которое численно равно процентному содержанию (по объему) трудно детонирующего изооктана (2-2-4 – триметанцетан ) в смеси с легко детонирующим Нгептаном эквивалентной по детонационным свойствам данному бензину при испытании в стандартных условиях на специальном одноцилиндровом двигателе. В дизелях топливо впрыскивается в нагретый вследствие сжатия воздух. Основным требованием к дизельному топливу является легкость его воспламенения при соприкосновении с нагретым воздухом. Она оценивается минимально возможным интервалом времени от момента начала подачи топлива до его воспламенения. Этот интервал, называемый периодом задержки воспламенения, зависит не только от условий работы, но и в значительной мере и от физико-химических свойств топлива. Воспламеняемость топлива оценивается цетановым числом (ЦЧ). Для одних и тех же условий в конце процесса сжатия цетановое число определяется периодом задержки воспламенения. Чем оно выше, тем меньше период задержки воспламенения. Определение ЦЧ производят различными методами на специальных стандартизированных одноцилиндровых двигателях, где сравнивают испытуемое топливо с эталонной смесью двух химически чистых углеводородов – цетана С16Н34, который легко воспламеняется (ЦЧ = 100), и  – метилинафталина С10Н7СН3, который трудно воспламеняется (ЦЧ=0). ЦЧ данного топлива характеризуется процентным содержанием цетана в смеси с  – метилнафталином, имеющей тот же период задержки воспламенения, что и испытуемое топливо в тех же условиях. В нашей стране автомобильное дизельное топливо вырабатываются в соответствии с требованиями двух ГОСТов. По ГОСТ 305-73 изготовляют дизельные топлива из сернистых нефтей, а по ГОСТ 4749 – 73 – из малосернистых. ГЛАВА 2 Процесс впуска Для осуществления рабочего цикла в поршневом двигателе внутреннего сгорания необходимо удалить из цилиндра образовавшиеся в предыдущем цикле продукты сгорания и ввести в него свежий заряд воздуха или топливовоздушной смеси. Эти оба процесса (впуск и выпуск) взаимосвязаны и в зависимости от тактности двигателя и способа впуска в большей или меньшей степени протекают одновременно. Количество поступившего свежего заряда зависит от качества очистки цилиндра двигателя. Вследствие этого процесс впуска следует анализировать с учетом параметров, характеризующих протекание процесса выпуска, рассматривая весь комплекс явлений, относящихся к процессу газообмена в целом. 10 На рис. 7-8 схематически показаны протекание процессов газообменов, индикаторные диаграммы и фазы газораспределения четырех- и двухтактных двигателей. На диаграммах фаз газораспределения и индикаторных диаграммах одноименные точки определяют соответственно моменты открытия и закрытия впускных и выпускных клапанов по углу поворота коленчатого вала и по ходу поршня. Точками 1 и 3 (рис.7 и 8) отмечены соответственно моменты начала открытия выпускного и впускного клапанов, а точками 2 и 4 – моменты их закрытия. Снижение давления во впускной системе и цилиндре зависят от скоростного режима двигателя, гидравлических сопротивлений во всех элементах системы, площади проходных сечений, через которые движется свежий заряд, и его плотности. После открытия впускного клапана, когда давление в цилиндре станет меньше давления окружающей среды на величину  pa , начинается впуск в цилиндр свежего заряда. На рис. 7, г показаны кривые подъема впускного hвп и выпускного hвып клапанов и индикаторная диаграмма процесса газообмена в зависимости от угла  . В начале и конце подъема скорость движения клапанов небольшая. В результате подъем клапана и посадка его головки на седло производятся медленно, и возникающие при этом силы инерции невелики, чем обеспечивается надежная работа деталей клапанного механизма. Проходные сечения между головкой и седлом клапана f кл в эти моменты малы. Для более полного открытия проходного сечения клапанов в период, когда скорость движения поршня наибольшая и когда создаются условия для повышения скорости втекания или вытекания газа, а также для максимального использования влияния инерционных процессов в системах впуска и выпуска на очистку и наполнение цилиндров фазы газораспределения расширяют. Рис. 7. Характеристика процесса газообмена в четырехтактном карбюраторном двигателе: а – система впуска и эпюра давления по длине впускной системы; б – индикаторная диаграмма и фазы газораспределения; в – система выпуска с глушителем шума; г – кривые подъемов клапанов hкл и давления в цилиндре р в зависимости от угла  ; сплошные 11 линии – дроссельная заслонка полностью открыта; штриховые линии – прикрыта;  p – в потери в воздухоочистителе; pдиф – потери в диффузоре; pкл – потери в клапане; рдр – потери в сечении впускного трубопровода около дроссельной заслонки;  – угол перекрытия клапанов Процесс выпуска начинается за 40-60% до н.м.т. (точка 1, рис.7, б). С этого момента и до н.м.т. происходят свободный выпуск отработавших газов вследствие разности давлений в цилиндре p r и на выпуске p o . Последующую очистку цилиндра производят выталкиванием газов, движущимся к в.м.т. поршнем. Выпускной клапан закрывается через 15-30о после в.м.т. (точка 2), впускной клапан открывается за 10-20о до в.м.т. (точка 3), т.е. в течение некоторого времени одновременно открыты оба клапана. Это называется перекрытием клапанов. При движении отработавших газов через выпускной клапан за счет их эжектирующего действия в зоне цилиндра под впускным клапаном образуется разрежение. Вследствие этого в случае перекрытия клапанов в цилиндр поступает свежий заряд при одновременном удалении отработавших газов. Рис.8. Характеристика процесса газообмена в четырехтактном дизеле с газотурбинным наддувом: а – схема двигателя с газотурбинным наддувом; б – индикаторная диаграмма процесса газообмена и фазы газораспределения; 1 – газокомпрессор; 11 – газовая турбина При наддуве воздух (или топливовоздушную смесь в двигателях с внешним смесеобразованием) вводят в цилиндр после предварительного сжатия его в компрессоре. Схема газотурбинного наддува показана на рис. 8. Отработавшие газы при открытии выпускного клапана подводятся к газовой турбине, приводящей в действие компрессор. При работе двигателя с наддувом, когда давление p k выше чем p r , б, перекрытие клапанов используют для продувки цилиндра воздухом, что улучшает его очистку от остаточных газов, а также снижает тепловую напряженность поверхностей, образующих камеру сгорания (днище поршня, стенки цилиндра, головки клапанов и головка блока цилиндров). 12 При газотурбинном наддуве и постоянном давлении газа перед турбиной отработавшие газы удаляются из цилиндров в ресивер, где устанавливается давление p p  const . Свежий заряд в цилиндр поступает при давлении pk  po . Температура воздуха Tk после сжатия в компрессоре будет выше To. . При использовании высокой степени наддува  k  рк / Ро , когда это отношение больше 2,0-2,5 в магистрали после компрессора (пе- ред вводом воздуха в цилиндр двигателя) устанавливают холодильник для снижения температуры Tk . Это при том же Рк  const увеличивает количество поступающего в цилиндр свежего заряда. Наличие потерь в системе впуска, как и при работе двигателя без наддува, приводит к тому, что давление Pa будет меньше давления воздуха после ком- прессора Pk на величину гидравлических потерь pa  Рк  Ра . Втекание свежего заряда в цилиндр продолжается также и при возвратном движении поршня к в.м.т. Дозарядка происходит частично вследствие того, что при движении поршня от н.м.т. Pa  Po или Pa  Pk . Во время работы двигателя без наддува возможно также втекание заряда при движении поршня от н.м.т. (точка а) до закрытия впускного клапана (точка 4) под действием образующего в системе впуска скоростного напора, при котором давление перед впускным клапаном будет выше атмосферного Po (динамический наддув). Закрывает впускной клапан в современных быстроходных двигателях через 50-70о после н.м.т. Вследствие инерционных и волновых явлений, характерных для систем впуска и выпуска в быстроходных двигателях, и нестационарности процесса изменение давления в цилиндре в период газообмена имеет сложный характер, а поэтому аналитический расчет процесса с учетом указанных явлений затруднителен, и его можно вести только с использованием ЭВМ. По этой же причине окончательно фазы распределения в современных двигателях выбирают экспериментально. 2.1. Параметры процесса впуска Количество свежего заряда, поступившего в процессе впуска, т.е. наполнение цилиндра зависит от следующих факторов: 1) гидравлического сопротивления впускной системы, снижающего давление подаваемого заряда на величину p ; 2) наличия в цилиндре некоторого количества М r продуктов сгорания (остаточные газы), занимающих часть его объема; 3) подогрева заряда от поверхности стенок системы впуска и внутрицилиндрового пространства на величину T , вследствие чего уменьшается плотность подаваемого заряда. Влияние каждого из указанных факторов можно выяснить при раздельном их рассмотрении. Для упрощения задачи в дальнейшем предполагается, что процесс впуска заканчивается в точке а (см. рис. 7). Все явления, связанные с дозарядкой цилиндра и его продувкой оцениваются опытными коэффициентами. Сопротивление впускной системы состоит из местных сопротивлений и сопротивлений по длине. К местным сопротивлениям относятся: сопротивления воздушного фильтра, сопротивление диффузора (при наличии карбюратора) или сопротивление форсунки при наличии впрыскивания бензина во впускной трубопровод, сопротивление при обтекании дроссельной заслонки (в двигателях от постороннего источника воспламенения), сопротивление в проходном сечении впускного клапана, сопротивление, обусловленное изменением направления потока. Сопротивление по длине зависит от качества (шероховатости) поверхности. 13 Понижение давления при движении заряда во впускной системе пропорционально 2 квадрату частоты вращения n и обратно пропорционально квадрату площади проходного сечения, f 2 вн . Увеличение площади fвн является способом уменьшения потерь давления. В современных четырехтактных автомобильных двигателях с верхним расположением клапанов проходная площадь увеличивается путем увеличения числа клапанов. Однако их количество ограничивается условиями размещения в головке блока цилиндров. По опытным данным в автомобильных двигателях при полном открытии клапана на номинальном режиме давление в цилиндре в конце впуска Pa  (0,8  0,9) Ро для двигателей без наддува, Ра  (0,9  0,96) Рк для двигателей с наддувом, где Ро – атмосферное давление при нормальных условиях, Рк – давление после компрессора. Количество остаточных газов В процессе выпуска не удается полностью удалить из цилиндра продукты сгорания, занимающие некоторый объем при соответствующих давлении Pr и температуре Tr . В процессе впуска остаточные газы расширяются и, смешиваясь с поступающим свежим зарядом, уменьшают наполнение цилиндра. Количество остаточных газов принято определять относительной величиной, называемой коэффициентом остаточных газов к  Мr М1 (13) где M r - количество остаточных газов; M 1 - количество свежего заряда. Величина давления Pr определяется давлением среды, в которую происходит выпуск, т.е. давлением Ро при выпуске в атмосферу или Pp при установке на выпуске глушителя или сборника при газотурбинном наддуве. Температура Tr зависит от состава смеси, степени расширения и теплообмена при расширении и выпуске. В бензиновых двигателях, в которых состав смеси изменяется в сравнительно небольших пределах, Tr с уменьшением нагрузки понижается незначительно. В дизелях, где регулирование нагрузки производится изменением состава смеси, температура Tr заметно снижается с уменьшением нагрузки. Вследствие более высоких степеней сжатия и соответственно расширения и более низких температур в процессе расширения величина Tr в дизелях значительно ниже (на 200-300 K ), чем в бензиновых двигателях. Объем Vc , однозначно зависит от степени сжатия  , убывая с ее увеличением. Следовательно, при прочих равных условиях увеличение  в четырехтактных двигателях всегда сопровождается уменьшением М r . При полной нагрузке у бензиновых и газовых двигателей без наддува у дизелей без наддува  r  0,06  0,1  r  0,03  0,06 , а температура Т r  900  1000K для бензино- вых двигателей, Tr  700  900К для дизелей. 14 Температура подогрева заряда Свежий заряд при движении во впускной системе и внутри цилиндра соприкасается с горячими стенками, и температура его увеличивается на T . Степень подогрева заряда зависит от скорости его движения, продолжительности впуска, а также от разности температур стенок и заряда. С повышением температуры заряда его плотность снижается, поэтому специальный подогрев впускной системы карбюраторного двигателя целесообразен для испарения топлива. Чрезмерный подогрев отрицательно влияет на наполнение цилиндра. Таким образом, приращение температуры свежего заряда T  Tпод  Т исп , где Tпод  повышение температуры свежего заряда вследствие теплообмена; Т исп  уменьшение температуры свежего заряда из-за испарения топлива. Для дизелей Tисп  0. Подсчет T затрудняется из-за отсутствия достаточных данных для выбора коэффициента теплоотдачи и средней температуры поверхностей, а также из-за сложности определения доли испарившегося в процессе впуска топлива (у бензиновых двигателей). Вследствие этого при тепловом расчете двигателя температуру T принимают на основании имеющихся экспериментальных данных и косвенных расчетов. При правильно сконструированной системе газообмена, когда свежий заряд поступает в цилиндр дизеля без T  20  40 C. Для двигателя с внешним смесеобразованием наддува,  T  0  20 C. Четырехтактные двигатели с наддувом без промежуточного охлаждения воздуха и двухтактные двигатели с хорошо организованной продувкой имеют более низкие значения T , что объясняется более высокими температурами воздуха за компрессором и соответственно меньшей разностью между средними температурами стенок и свежего заряда. Аналогичное явление наблюдается и в карбюраторных двигателях с наддувом. При наддуве без промежуточного охлаждения, когда температура заряда выше температуры стенок возможно охлаждение заряда, и T в этом случае будет отрицательным. Температура конца впуска. При анализе факторов, влияющих на протекание процесса зарядки, предполагалось, что они влияют раздельно. В действительности все явления, определяющие протекание процесса зарядки, действуют одновременно. Подогрев заряда от стенок и смешение его с остаточными газами, имеющими более высокую температуру, приводят к тому, что в конце впуска (точка а ) температура смеси свежего заряда и остаточных газов Ta выше температуры воздуха на впуске Tk , но ниже температуры остаточных газов Tr . Температуру Ta можно определить по следующей зависимости Т  Т   r Tr Ta  о , 1  r где To – температура окружающей среды; T – подогрев заряда; точных газов; Tr – температура остаточных газов. (14)  r – коэффициент оста- При работе четырехтактного двигателя без наддува Tk  T0 . В случае четырехтактного двигателя с наддувом или двухтактного двигателя температура Tk определяется по состоянию воздуха перед впускной системой после сжатия в компрессоре по уравнению 15 nk 1 P  Tk  T0  k  nk ,  P0  (15) где n k – показатель политропы сжатия в компрессоре, зависящий от его типа и степени совершенства протекающего в нем процесса, nk  1,45  1,8. В некоторых двигателях с наддувом после компрессора перед впускной системой устанавливают холодильник, в котором воздух охлаждается на T хол. . В этом случае температура заряда перед впуском nr 1 Р  n (16) Т к  Т 0  к  r  Tхол. Р  0 Для четырехтактных двигателей без наддува Ta  310  350 K , для четырех и двухтактных двигателей с наддувом Ta  320  400 K . Коэффициент наполнения Совершенство процесса впуска принято оценивать коэффициентом наполнения  v равным отношению количества свежего заряда, находящегося в цилиндре к началу действительного сжатия, т.е. к моменту закрытия органов газообмена, к тому количеству свежего заряда, которое могло бы заполнить рабочий объем цилиндра при условиях на впуске. Условиями на впуске для четырехтактных двигателей без наддува являются давление Pk = Рo и температура Tk  T0 окружающей среды, для двух- и четырехтактных двигателей с наддувом – давление Pk и температура Tk после компрессора. Расчеты показывают, что для двигателей с внешним смесеобразованием, работающих на жидком топливе, разница в коэффициентах наполнения, подсчитанных из условий, что свежим зарядом является воздух или топливовоздушная смесь, незначительна. Поэтому в дальнейшем для таких двигателей, так же как и для дизелей, будем определять  v по количеству поступающего в цилиндр воздуха. Согласно определению Gд Vk , (17) v = = Vh  k Vh где Gд ,Vk – количество воздуха, действительно поступившего в цилиндр в массовом или объемном измерении за цикл; Vh – рабочий объем;  k – плотность воздуха. Коэффициенты наполнения можно определить по следующей зависимости. Тk  pа v =  1 рk Т k + Т +  r Tr (18) 2.2. Факторы, влияющие на коэффициент наполнения Рассматривая выражение (14), видно, что на коэффициент наполнения влияют давление Pa и температура Ta в конце впуска, температура подогрева заряда T , коэффициент остаточных газов  r , температура Tr и давление Pr , степень сжатия. В свою очередь, указанные величины зависят от ряда факторов и, кроме того, взаимосвязаны между собой. 16 Поэтому наряду с анализом воздействия отдельных факторов на коэффициент  v целесообразно рассматривать совокупность их влияния на него и в зависимости от режима работы двигателя. Степень сжатия Так как изменение степени сжатия вызывает изменение других факторов, то степень сжатия практически не влияет на коэффициент наполнения. Это подтверждается экспериментальными исследованиями. Давление в конце впуска Давление Pa оказывает наибольшее влияние на коэффициент  v . Уменьшение давления Pa зависит от сопротивлений во впускной системе и пропорционально квадрату средней скорости движения заряда  вп в наименьшем сечении впускной системы. На ве- личину Pa влияет также конструкция впускного тракта (расположение клапанов, наличие поворотов, местных сопротивлений и др.), качество обработки внутренней поверхности стенок впускной системы, положение дроссельной заслонки (у двигателей с внешним смесеобразованием) и скоростной режим. Давление и температура на впуске Некоторое влияние на величину  v оказывает давление заряда на впуске. При повы- шении Pk , когда давление на выпуске не меняется, отношение Pa / Рк увеличивается, что приводит к росту  v . В области значений Pk , применяемых в автотракторных четырехтактных двигателях (0,1–0,18 МПа), это увеличение составляет 1,5–3 %. Давление остаточных газов Давление pr влияет на  v . Более высокое давление pr при неизменной температуре Tr соответствует наличию в цилиндре большего количества остаточных газов. В этом случае при движении поршня от в.м.т. на расстояние остаточных газов затрачивается большая часть хода поршня и впуск начинается позже, вследствие чего коэффициент  v уменьша- ется. Давление Pr оказывает в  раз меньшее влияние на  v , чем давление конца впуска Pa . Оно зависит от условий организации выпуска и сопротивления выпускного тракта. Как и в системе впуска, сопротивление выпускной системы пропорционально квадрату скорости истечения газа в наименьшем проходном сечении и, следовательно, пропорционально квадрату частоты вращения коленчатого вала двигателя. Учитывая меньшее влияние Pr на  v в некоторых конструкциях двигателей, несколько уменьшают проходные сечения выпускных клапанов и соответственно увеличивают проходные сечения впускных клапанов, повышая тем самым  v . Температура остаточных газов Из уравнения (18) видно, что на коэффициент наполнения влияет произведение  остTr . При допущении равенства теплоемкости остаточных газов и воздуха (  1) . 17 Рис.9. Зависимость коэффициента  v от температуры T : 1 – дизель (  17, Pr  0,12 МПа, Ра  0,088 МПа); 2 – карбюраторный двигатель (  17, Рr  0,125 МПа, Ра  0,085 МПа) Можно считать, что Tr не влияет на  v , так как поступающая смесь расширяется от нагревания настолько, насколько остаточные газы сжимаются вследствие отдачи теплоты поступающей смеси или воздуху. Подогрев заряда Подогрев свежего заряда от стенок впускного коллектора и цилиндра уменьшает плотность заряда. В результате с ростом T коэффициент наполнения уменьшается, рис. 9. В двигателях с внешним смесеобразованием часть теплоты, вносимой с воздухом, расходуется на подогрев и испарение бензина. Однако чаще всего количество теплоты воздуха, которое используется для указанных целей, не может обеспечить полное испарение находящегося во впускном трубопроводе топлива. При низкой температуре окружающей среды возможно обледенение трубопровода. Поэтому при таком способе смесеобразования смесь дополнительно подогревают во впускном трубопроводе. Следует иметь в виду, что чрезмерный подогрев ведет к снижению  v . В дизеле топливо вводится и испаряется в цилиндре в конце сжатия. Поэтому подогревать воздушный заряд при впуске нецелесообразно. Однако при впуске двигателя и низкой температуре окружающей среды осуществляется подогрев. Особенно это имеет место для дизелей с пленочным или пристеночном способе смесеобразования, а также в дизелях с разделенной камерой сгорания. Этим достигается более высокая температура воздуха к концу также сжатия, необходимая для воспламенения топлива. После запуска дизеля подогрев отключается. Наполнение двигателя при n = соnst и изменения нагрузки При уменьшении нагрузки карбюраторного двигателя и соответствующем прекрытии дроссельной заслонки гидравлические сопротивления возрастают, что приводит к изменению характера протекания процесса газообмена. Зависимость давления Pa от положения дроссельной заслонки показана на рис. 10. При большом прикрытии дроссельной заслонки коэффициент остаточных газов увеличивается. Подогрев заряда вследствие меньшей температуры поверхности при снижении нагрузки несколько уменьшается. Однако изменение T в данном случае незначительно. В результате совместного действия этих факторов с уменьшением нагрузки коэффициент  v также снижается. У четырехтактных дизелей во впускной системе отсутствует устройство, изменяющее количество подаваемого в цилиндр воздуха. Вследствие этого при n  const и изме- 18 нении нагрузки гидравлические сопротивления во впускной системе не меняются. При увеличении нагрузки, что связано с подачей большего количества топлива, температура теплопередающей поверхности становится выше, подвод теплоты к свежему заряду и соответственно T увеличивается. В результате уменьшается плотность заряда и, соответственно, его массовое поступление. Коэффициент наполнения уменьшается. Влияние T на  v не превышает 4,5%. Рис.10. Зависимость давления pa и коэффициентов  ост и  v от нагрузки карбюраторного двигателя Рис.11. Зависимость коэффициента наполнения  V и потерь  v от нагрузки дизеля (n  1400 об / мин ): 1- изменение напол- нения,  v ; 2 - уменьшение наполнения от подогрева,  v ; 3 – сопротивление системы; 4 – наличие остаточных газов Влияние изменения n на наполнение четырехтактных двигателей При изменении частоты вращения и работе двигателя с полной нагрузкой (по внешней скоростной характеристике) на качество наполнения влияют сопротивление во впускной системе, подогрев заряда и наличие остаточных газов. Вместе с тем большое влияние оказывают фазы газораспределения и волновые явления, возникающие в системах впуска и выпуска. На рис. 12 показано изменение отдельных факторов, влияющих на  v в зависимости от скоростного режима двигателя. С увеличением частоты вращения сопротивление системы возрастает пропорционально ее квадрату, в результате чего p повышается, а давление Pa снижается. Температура подогрева заряда T , несмотря на увеличение средней температуры теплопередающей поверхности, уменьшается из-за сокращения времени теплообмена. Коэффициент остаточных газов  ост несколько увеличивается. В результате этого с увеличением частоты вращения, если не учитывать влияния фаз газораспределения и утечки заряда через неплотности в кольцах коэффициент  v будет снижаться. Путем соответствующего выбора фаз впуска и выпуска удается получить соответствующие условиям эксплуатации зависимости количества поступившего заряда Gз и коэффициента наполнения  v от n (см. рис. 12). С увеличением частоты вращения  v рас- 19 тет, а затем после достижения максимального значения уменьшается. Ранее было показано, что для обеспечения лучшей очистки, наполнения цилиндра и дозарядки четырехтактного двигателя полезно расширять фазы впуска и выпуска. Фазы выбирают экспериментально с учетом достижения наибольшего коэффициента  v на тех скоростных режимах, на которых необходимо получить максимальный крутящий момент1. Рис.12. Зависимость некоторых факторов, характеризующих процесс наполнения, от частоты вращения n при оптимальных фазах газораспределения Рис.13. Влияние скоростного режима двигателя на коэффициент  v при разных нагрузках При уменьшении частоты вращения по сравнению с ее значением, при котором V максимальный, V снижается из-за несоответствия выбранных фаз данному скоростному режиму и утечки заряда в конце впуска (при движении поршня от н.м.т. к в.м.т.) обратно во впускную систему. При повышении частоты вращения по сравнению с ее значением, соответствующим максимальному V , коэффициент V уменьшается в результате увеличения сопротивления на впуске и влияния других приведенных выше факторов. На рис. 13 показаны кривые для дизеля и карбюраторного двигателя. Кривая 3 характеризует изменение  v в карбюраторном двигателе при полностью открытой дроссельной заслонке. При уменьшении нагрузки заслонку прикрывают, вследствие чего сопротивления в системе впуска возрастают, и с увеличением n коэффициент  v снижается более резко (кривая 4). По мере прикрытия дроссельной заслонки разрежение в пространстве на ней увеличивается. С момента, когда отношение Pдр / Рк равно критическому, зависимость v  f (n) становится гиперболической (кривая 5). В дизеле при полной нагрузке коэффициент  v несколько выше (кривая 2), чем у карбюраторного двигателя (кривая 3); кроме того, кривая 2 более пологая, чем кривая 3, что объясняется меньшими гидродинамическими потерями на впуске у дизеля. При работе на холостом ходу  v у дизеля выше (кривая 1) из-за меньшего подогрева заряда (см. рис. 11). В некотором диапазоне частот вращения коэффициент  v можно повысить путем эффективного использования волновых явлений в выпускном и впускном трубопроводах (инерционный наддув)2. 20 Рис.14. Изменение коэффициента  v при работе по внешней скоростной характеристике: а – дизелей; б – карбюраторных двигателей; 1 – быстроходный дизель при S / D  1 ; 2 – ЯМЗ = 238; 3 – Даймлер-Бенц ОМ-403; 4 – АЗЛК-412; 5 – АЗЛК-408; 6 – ГАЗ-24; 7 – МемЗ-968А; 8 – ГАЗ-53 На рис. 14 показано изменение коэффициента  v для некоторых карбюраторных двигателей и дизелей при работе их по внешней скоростной характеристике. При работе на номинальных режимах коэффициент  v изменяется в пределах 0,75 – 0,85 у карбюраторных двигателей и 0,8 – 0,9 – у дизелей. В табл. 1 приведены фазы газораспределения некоторых автомобильных двигателей. Таблица 1 Фазы газораспределения автомобильных двигателей Двигатели  íîì Впускной клапан1 , об/мин ЗИЛ-120 ЗИЛ-164 ЗИЛ-130 ЗИЛ-375 ГАЗ-51 ГАЗ-21 АЗЛК408 АЗЛК412 МеМЗ966 ЯМЗ-236 ЯМЗ-238 ЯМЗ-204 ЯМЗ-206 Начало открытия до в.м.т. o Полное закрытие после н.м.т. Выпускной клапан Начало открытия до н.м.т. Полное закрытие после в.м.т. Карбюраторные двигатели 69о 67o 22o 59о30' 44o30' 27o30' 83о 67o 47o 71o 52o 35o 51o 47o 13o o o 64 58 30o 55o 57o 19o  клапана2,о Перекрытие клапанов,о впускного выпускного 269 252 294 267 240 268 256 269 252 294 267 240 268 256 42 40 78 51 22 54 40 2800 2800 3200 3200 2800 4000 4500 20 12о30' 31о 16o 9o 24o 21o 5800 27o 65o 75o 18o 272 273 45 4000 10o 46o 46o 10o 236 236 20 46 46 46 46 Дизели 66 66 85 85 20 20 54 54 246 246 92 92 266 266 139 139 40 40 – – 2100 2100 2000 2000 20 20 46 46 21 ГЛАВА 3 ПРОЦЕСС СЖАТИЯ Посредством сжатия свежего заряда достигают увеличения температурного перепада, при котором осуществляется действительный цикл, улучшаются воспламенение и горение топлива. Это позволяет получить большую работу при расширении продуктов сгорания и повысить экономичность двигателя. К концу сжатия заряда в дизеле необходимо во всех случаях, включая и пуск холодного двигателя, достичь температуры, при которой впрыснутое топливо хорошо воспламеняется. Это определяется минимальным значением степени сжатия. С ростом степени сжатия, как показывает анализ термодинамических циклов, улучшается теплоиспользование. В то же время при увеличении  повышаются нагрузки от газовых сил на кривошипно-шатунный механизм и тепловые нагрузки на такие детали, как головка цилиндров, поршень и др. Поэтому значение степени сжатия в дизеле определяется его конструктивными особенностями и условиями эксплуатации. Дизели с разделенными камерами сгорания, малыми размерами цилиндра, без наддува, а также дизели, эксплуатирующиеся при низких температурах, имеют, как правило, более высокие степени сжатия. В карбюраторных двигателях допустимое значение  зависит от октанового числа бензина; при недостаточно высоком октановом числе может нарушиться сгорание, так как наступает детонация. Процесс сжатия используют также для интенсификации движения воздушного заряда, что необходимо для улучшения смесеобразования и сгорания. Это достигают соответствующим сочетанием формы впускного канала и камеры сгорания, а также применением разделенных камер сгорания. Естественно, что интенсификация движения заряда связана с дополнительными гидравлическими и тепловыми потерями. При термодинамическом расчете процесса сжатия обычно считают, что он протекает в течение всего хода поршня от н.м.т. до в.м.т. pc  pa n1 , T c Ta  n1 1 (19) где pa, Ta – параметры конца впуска;  – степень сжатия; n1 – показатель политропы сжатия, характеризующий теплообмен между рабочим телом и стенками цилиндра. Давление и температура заряда в конце сжатия могут снизиться в результате утечек газа через неплотности компрессионных колец или клапанов. Это приводит к ухудшению запуска дизеля, особенно холодного (из-за снижения температуры в конце сжатия), а в карбюраторном двигателе вызывает потери некоторого количества бензина вместе с утечкой смеси. Поэтому при эксплуатации ДВС следует контролировать герметичность колец и клапанов и в случае потери двигателем компрессии выполнять необходимые ремонтные работы. Ориентировочные значения параметров конца сжатия и показателя n1 даны в табл. 2. Параметр Дизель без наддува Таблица 2 Карбюраторные двигатели ** 6-7,5 1,34-1,37 Степень сжатия Средний показатель политропы сжатия n1 15-23 1,35-1,38 Дизель с наддувом * 12-15 1,35-1,38 Давление в конце сжатия pc , МПа Температура в конце сжатия, Tc , К 2,9-6,0 до 8,0 0,9-1,3 700-900 до 1000 600-750 22 *При давлении наддува pk < 0,2 МПа и без промежуточного охлаждения воздуха после компрессора. **При полностью открытом дросселе. ГЛАВА 4 Процессы подачи и распыливания топлива 4.1. Процесс подачи топлива в дизеле. Характеристика впрыскивания Для осуществления действительного цикла дизеля в конце процесса сжатия (до прихода поршня в в.м.т.) топливной системой в камеру сгорания начинает подаваться топливо. Истечение (впрыскивание) топлива в цилиндр происходит из распылителя форсунки под действием перепада давлений между распыливающими отверстиями и камерой сгорания – давления впрыскивания. Давление впрыскивания и проходные (дросселирующие) сечения распылителя изменяются в процессе подачи, поэтому будут также переменными скорости истечения и объемные секундные подачи топлива. Их значения и характер изменения по времени (градусам поворота коленчатого вала) зависят от конструкции топливной системы, режимов её работы и свойств топлива. Для эффективного протекания последующих процессов рабочего цикла подача топлива в дизеле должна удовлетворять следующим требованиям: 1. Необходимо осуществлять впрыскивание топлива в строго определенные фазы цикла. Начало подачи, характеризуемое углом опережения впрыскивания, и конец подачи, зависящий от продолжительности впрыскивания, должны обеспечивать наиболее полное использование теплоты топлива. Для автотракторных дизелей и дизелей дорожных машин на полных нагрузках углы опережения впрыскивания 5-30о, а продолжительность подачи топлива 20-45о п.к.в. Следует отметить, что не всегда удается обеспечить оптимальные фазы впрыскивания на всех режимах работы дизеля. В этом случае стремятся установить наиболее выгодные (оптимальные) фазы впрыскивания на часто встречающихся в эксплуатации режимах. 2. При впрыскивании должны обеспечиваться требуемое качество распыливания и распределение топлива в камере сгорания. Это обусловлено тем, что после попадания в камеру сгорания топлива необходимо быстрое протекание последующих физических и химических процессов: нагревания, испарения, смешения, окисления и др. 3. Желательно, чтобы изменение объемной скорости подачи топлива в процессе впрыскивания отвечало определенным условиям, которые изложены ниже при рассмотрении типов характеристик впрыскивания. 4. Цикловая подача должны соответствовать нагрузочному и скоростному режимам двигателя, при этом необходимо обеспечивать идентичность протекания процесса подачи топлива во всех циклах и во все цилиндры дизеля. Процесс подачи характеризуется дифференциальной (1) и интегральной (2) характеристиками впрыскивания. Дифференциальная характеристика впрыскивания представляет собой зависимость объемной и массовой скорости подачи топлива из распылителя от угла поворота кулачкового вала насоса высокого давления. При анализе рабочего цикла дифференциальную характеристику впрыскивания строят в зависимости от угла поворота коленчатого вала двигателя, рис. 15. По оси абсцисс отложены углы поворота коленчатого вала, по оси ординат – величина объемной подачи топлива на градус угла поворота коленчатого вала ( dVВП / d ); 23 н.ВП , к.ВП ,  ВП – моменты начала, конца подачи и продолжительность впрыскивания соответственно;  o.ВП – угол опережения впрыскивания топлива. Интегральная характеристика впрыскивания определяет количество топлива, поступившее из распылителя форсунки с начала до любого момента подачи. Графически величина VВП представляет собой заштрихованную площадь на рис. 15. Интегральная характеристика впрыскивания на рис. 15 показана кривой 2. Рис. 15. Дифференциальная (1) и интегральная (2) характеристики впрыскивания В случае   к.ВП на интегральной характеристике впрыскивания получим все количество топлива, поданное в цилиндр дизеля на один цикл ( VВП = Vц ), которое называют цикловой подачей. Объем Vц (мм3 или см3) определяет нагрузочный и скоростной режимы дизеля. При известной плотности топлива  цикловая подача (мг и г). T Gц  Т Vц . Как видно из рис. 15, характеристика впрыскивания позволяет определить не только количество топлива, поступившего из распылителя, но также действительные фазы и продолжительность впрыскивания. При истечении жидкости через отверстия малых размеров в пространство, заполненное газом, происходит распад струи на капли. Размеры капель и их распределение по камере сгорания зависят от давления впрыскивания, конструкции распылителя, физических свойств топлива и газовой среды, силы предварительной затяжки пружины форсунки. Влияние характеристики впрыскивания и давления впрыскивания Средний диаметр капель находится в обратной зависимости от скорости истечения топлива, которая зависит от давления впрыскивания. Распыливание зависит также от величины предварительной затяжки пружины форсунки (  ). С ростом  улучшается распылифо фо вание топлива. Для конкретного дизеля устанавливаются определенные значения указанных величин, установленные экспериментом, и изменение их в ту или иную сторону нарушают качество смесеобразования. Влияние конструкции распылителя. Предварительная турбулизация потока топлива в распылителе (до выхода из распыливающих отверстий) способствует дроблению струи и улучшает мелкость и однородность распыливания, а также увеличивает угол рассеивания струи топлива. Объясняется это ростом энергии вихрей и турбулентных пульсаций в струе, которая затем затрачивается на работу распыливания. Поэтому распыливание улучшается при более острой входной кромке у распыливающего отверстия. В процессе эксплуатации происходит сглаживание входных кромок. В результате мелкость распыливания несколько ухудшается. Конструкция распыливателя оказывает существенное влияние на распыленную струю топлива. Структура струи, а также её геометрическая форма и длина различны у закрытых многоструйных и штифтовых распылителей. У многоструйного распылителя при истечении из цилиндрического отверстия наибольшая концентрация топлива получается на оси струи. 24 Штифтовый распылитель дает полую струю с наибольшей концентрацией топлива на её боковой поверхности. Угол рассеивания струи в случае многоструйного распылителя мало зависит от его конструкции. У штифтового распылителя угол рассеивания струи можно изменять в широких пределах, уменьшая или увеличивая угол конуса на концевой части штифта. Увеличение угла рассеивания струи снижает её длину. Увеличение диаметра распыливающих отверстий при неизменном их общем эффективном проходном сечении, равном произведению коэффициента расхода отверстия  c на их суммарную площадь f c ( c f c  const ) , у многоструйных распылителей приводит к увеличению длины струи. Это объясняется увеличением массы и, следовательно, кинетической энергии вытекающего топлива. Число распыливающих отверстий и соответственно струй топлива при этом сокращается. В случае засорения или закоксовывания распыливающего отверстия уменьшается количество топлива, поступающего через него, и сокращается длина распыленной струи. Влияние физических свойств топлива. Из физических свойств топлива наибольшее влияние на мелкость и однородность распыливания оказывает вязкость. Вязкость уменьшает возмущения в потоке при его движении в распылителе, с ростом вязкости мелкость и однородность распыливания ухудшается. Силы поверхностного натяжения препятствует распаду струй и капель, но способствуют дроблению пленок и нитей, поэтому влияние этих сил менее значительно. С увеличением вязкости и сил поверхностного натяжения уменьшаются угол рассеивания и ширина струи и увеличивается её длина. Плотность топлива мало влияет на параметры распыливания. Длина струи с ростом плотности топлива при прочих равных условиях увеличивается. На параметры распыливания и развитие струи влияет сорт топлива, а при пуске дизеля – температура окружающей среды. При снижении последней возрастает вязкость топлива, находящегося в топливной системе, что ухудшает мелкость и однородность распыливания, пока двигатель не будет прогрет. Влияние свойств газовой среды. Физические свойства газовой среды в камере сгорания к моменту впрыскивания топлива характеризуются следующими величинами: давлением в начале впрыскивания 2,5-5,0 МПа, температурой 750-1000 К, плотностью газа в камере сгорания, превышающей плотность окружающей среды в 12-30 раз. Температура и давление в камере сгорания после начала видимого сгорания резко возрастают. Повышение плотности газовой среды, в которую впрыскивают топливо, увеличивает аэродинамическое сопротивление движению капель, что способствует распаду струи и дроблению крупных капель, однако при повышении плотности газовой среды капли быстрее тормозятся и могут не успевать достичь неустойчивой формы. Такие капли дробиться не будут, так как при снижении их скорости силы аэродинамического сопротивления станут меньше сил, создаваемых поверхностным натяжением, препятствующим деформации капель. Опыты показывают, что с повышением плотности газовой среды мелкость распыливания изменяется незначительно. Существенное влияние оказывает плотность газовой среды на длину, угол рассеивания и ширину струи. С повышением плотности среды резко снижается длина струи из-за увеличения сил аэродинамического сопротивления. Одновременно в случае многоструйных распылителей при уменьшении длины увеличивается угол рассеивания струи и выравнивается распределение топлива в её поперечных сечениях. При использовании штифтового распылителя повышение плотности газовой среды приводит к уменьшению угла рассеивания и ширины струи топлива. Объясняется это тем, что в случае штифтового распылителя струя внутри заполнена газом, который вовлекается в спутное движение. В результате давление на внутреннюю поверхность становится меньше, чем на внешнюю, и струя сжимается. Эффект сжатия возрастает с увеличением давления газовой среды. Для многоструйных распылителей рост температуры газовой среды при сохранении её плотности постоянной, как показали опыты, несколько снижает длину распыленной струи топлива. Наличие движения газовой среды в камере сгорания дизеля может в значительной степени влиять на развитие и структуру распыленной струи топлива. 25 Влияние режимов работы топливной аппаратуры. Увеличение частоты вращения кулачкового вала насоса приводит к повышению давления впрыскивания и скорости истечения топлива из распылителя. В результате распыливание становится более мелким и однородным. С увеличением цикловой подачи растет давление впрыскивания. В результате с ростом цикловой подачи распыливание также становится более мелким и однородным. ГЛАВА 5 Процессы смесеобразования Для быстрого и полного сгорания топлива необходимо его испарение и смешение в определенных пропорциях с воздухом. В дизелях для этой цели применяется внутреннее смесеобразование, при котором топливо впрыскивается в цилиндр такта сжатия и внутри цилиндра происходят все процессы, обеспечивающие образование топливовоздушной смеси. В карбюраторных двигателях смесеобразование преимущественно внешнее. Оно начинается в карбюраторе и продолжается во впускной системе и цилиндре двигателя. Существуют также двигатели с комбинированным смесеобразованием, например газодизели, в которых основная часть топлива, обычно газ, подается через впускную систему, а небольшая порция жидкого топлива впрыскивается в цилиндр и обеспечивает воспламенение. Закономерности внутреннего и внешнего смесеобразования существенно различны. Поэтому они рассматриваются раздельно. 5.1. Процессы смесеобразования в дизеле Процессы смесеобразования включают в себя распыливание топлива и развитие топливного факела, рассмотренные в предыдущем параграфе, прогрев, испарение, перегрев топливных паров и смешение их с воздухом. Смесеобразование начинается практически в момент начала впрыскивания топлива и заканчивается одновременно с концом его горения. Развитие и совершенство смесеобразования определяются характеристиками впрыскивания и распыливания, скоростями движения заряда в камере сгорания, свойствами топлива и заряда, формой, размерами и температурами поверхностей камеры сгорания, взаимным расположением распылителя и камеры сгорания, а также взаимным направлением движения топливных струй и заряда. Степень влияния отдельных факторов зависит от типа камеры сгорания. Подавляющее большинство камер сгорания имеет форму тел вращения. Если топливо распыливается в объеме камеры сгорания и лишь небольшая часть его попадает в пристеночный слой, то смесеобразование называют объемным. Рис. 16. Камеры сгорания в поршне: а – полусферическая типа дизелей ВТЗ; б – типа 4-тактных дизелей ЯМЗ и АМЗ; в – типа ЦНИДИ; г – типа дизелей МАН; д – типа «Дойтц»; е – типа «Гессельман»; ж – типа дизелей «Даймлер-Бенц»;  н.з. – надпоршневой зазор 26 Рис. 17. Схемы перетекания и движения заряда в камере сгорания: а) перетекание вращающегося заряда из надпоршневого пространства в камеру сгорания; б) пространственное движение заряда в камере сгорания Объемное смесеобразование. Оно осуществляется в однополостных (неразделенных) камерах сгорания, имеющих малую глубину и большой диаметр, рис. 16 а, б, е, ж. При объемном способе топливо впрыскивается непосредственно в камеру сгорания (в воздушный заряд). Неравномерность состава смеси, необходимая для сокращения задержки воспламенения, получается из-за неравномерности распределения топлива в факелах и в объеме камеры сгорания. Количество сопловых отверстий распылителя при отсутствии вращательного движения у автотракторных двигателей находится в пределах 5-6. Несмотря на большое число факелов топлива при отсутствии вращательного заряда в камере сгорания воздух между факелами используется не полностью. В этом случае минимально достижимый коэффициент избытка воздуха  min  1,5. Смесеобразование улучшается путем создания тангенциального вращательного движения воздуха в камере сгорания. Вращательное движение воздуха получается в процессе наполнения цилиндра свежим зарядом при тангенциальном расположении впускного канала по отношению к цилиндру двигателями или за счет шторки на пускном клапане. Хорошее смесеобразование достигается за счет высоких давлений впрыска и правильного сочетания диаметра и числа сопловых отверстий с энергией тангенциального вихря. К преимуществам рассматриваемых камер сгорания следует отнести хорошую экономичность, легкий пуск двигателя, возможность форсирования дизеля путем наддува. К недостаткам – большая скорость нарастания давления в фазе быстрого сгорания, необходимость создания высоких давлений впрыска. Энергия вращательного движения заряда в процессе впуска может оказаться недостаточной при применении распылителей с малым числом сопловых отверстий. Для увеличения интенсивности вихря камеру сгорания в поршне делают более глубокой, причем её конструкция может быть самой различной, рис. 16 Камеры сгорания такого типа называют полуразделенные. Интенсивное вихревое движение в камерах, расположенных в поршне, создается вытеснением воздуха из пространства между поверхностью вытеснителя и головкой цилиндра в объем камеры сгорания. В начале идет радиальное движение от центра, а затем вихревое в камере сгорания. Камеры сгорания в поршне обеспечивают получение высоких мощностных и экономических показателей дизелей. Пленочный и пристеночный способ смесеобразования При пленочном способе топливо под острым углом направляется на стенку камеры сгорания, рис. 16, д. В случае пристеночного способа все топливо направляется в пристеночную область. При таких способах смесеобразования камера сгорания может быть расположена соосно с цилиндром, а форсунка смещена к периферии камеры сгорания, одна или две струи 27 топлива направляются либо под острым углом на стенку камеры сгорания, имеющей сферическую форму, либо вблизи и вдоль стенки камеры сгорания. В обоих случаях заряд приводится в достаточно интенсивное вращательное движение, способствующее распространению топливных капель вдоль стенки камеры сгорания. Теплота для испарения топлива в основном подводится от поршня, температура которого поддерживается в пределах 450-610 оК. Процесс испарения ускоряется после начала горения за счет теплопередачи от пламени к пленке. Такое развитие горения снижает скорость нарастания давления, p . Здесь  p – повышение давления газов в цилиндре двигателя;  – угол поворота кривошипа, соответствующий процессу основного горения. Хорошее использование воздуха позволяет использовать состав смеси при работе на номинальном режиме  = 1,4. Положительные качества указанных способов смесеобразования являются высокие экономические, мощностные и экологические показатели двигателя, удовлетворительная работа двигателя на различных топливах, в том числе и на высокооктановых бензинах. К недостаткам обоих камер сгорания относится большая высота головки поршня, вследствие чего его масса и инерционные нагрузки возрастают, затруднен пуск холодного двигателя. Для улучшения пуска двигателя устанавливают свечи накаливания. Смесеобразование при разделенных камерах сгорания Значительное увеличение энергии воздушных потоков в дизеле достигается применением камер сгорания, разделенных на две или больше полостей, соединенных между собой каналами, рис. 18. Одна область размещается между поршнем и головкой цилиндра, а другая (дополнительная камера) – в головке цилиндра или в блоке. Топливо впрыскивается форсункой в дополнительную камеру, интенсивное движение воздуха в которой создается во время хода сжатия вследствие перетекания в неё заряда из цилиндра через соединительные каналы. В пространстве над поршнем вихреобразование возникает после начала сгорания, когда происходит обратное истечение заряда из дополнительной камеры в пространство между поршнем и головкой цилиндра. В соответствии с этим при изучении смесеобразования в двигателях с разделенными камерами сгорания следует отдельно рассматривать процессы, происходящие в надпоршневом пространстве и в дополнительной камере. Конструктивные формы размерных камер и типы вихревых потоков в них могут быть различными. В автотракторных дизелях наиболее распространены вихревые камеры и предкамеры. В разделенных камерах сгорания энергия смесеобразования в основном создается за счет кинетической энергии движения воздушных вихрей, возникающих в процессах сжатия и сгорания топлива. Энергия топливной струи в этих камерах сгорания оказывает меньшее воздействие на смесеобразование. Особенности смесеобразования в вихревой камере. В вихревой камере сгорания вращательное движение воздуха возникает в результате втекания его в камеру во время сжатия через соединительную горловину. Для получения направленного движения ось соединительной горловины располагают под углом к торцовой плоскости головки цилиндров так, чтобы образующая поверхность горловины была касательной к поверхности камеры. Движущийся воздух воздействует на факел топлива и отжимает его к поверхности камеры, вследствие чего часть топлива попадает на стенку и испаряется. Этим самым обеспечивается высококачественное смесеобразование. Пары и мелкие капли топлива, находящиеся в камере, подхватываются воздухом и переносятся в зону горловины. В этой зоне температура высокая, что обусловливает воспламенение топлива при очень малой задержке воспламенения. В результате горения топлива в вихревой камере создается высокое давле- 28 ние, и горящее топливо перетекает в надпоршневую полость с большой скоростью. Основная масса воздуха, оставшаяся в цилиндре, заполняет специальное углубление в днище поршня под соединительной горловиной. Этим обеспечивается хорошее использование кислорода воздуха и достигается бездымный выпуск при малых коэффициентах избытка воздуха и меньшей (по сравнению с объемным и пленочным смесеобразованием) токсичностью отработавших газов. Интенсивное движение воздуха в вихревой камере позволяет установить форсунку закрытого типа с штифтовым распылителем. Давление затяжки иглы форсунки составляет 12,5-15,0 МПа. В некоторых вихревых дизелях применяют двухструйную форсунку, у которой не режимах пуска топливо впрыскивается через боковое отверстие распылителя в цилиндр (рис 18, г), где температура заряда выше, чем в вихревой камере. Это способствует более надежному пуску холодного двигателя. Относительный объем вихревой камеры в современных двигателях Vкс / Vс  0,4  0,6. Рис. 18. Схемы разделенных камер сгорания: а – г – вихревые; д – ж – предкамеры Основными преимуществами вихревых камер являются: 1) меньшее по сравнению с неразделенными камерами сгорания максимальное давление и невысокая степень нарастания давления в основной камере сгорания; 2) более полное использование кислорода воздух, что обеспечивает работу двигателя с бездымным выпуском при  min  1,15  1,25 ; 3) возможность работы двигателя на высоких скоростных режимах с удовлетворительными экономическими показателями, бездымным выпуском и малым шумом; 4) возможность использования топлив различного фракционного состава без резких изменений показателей двигателя; 29 5) меньшее давление впрыска, что облегчает условия работы топливоподающей аппаратуры. К недостаткам вихревых камер относятся: 1) более высокий удельный расход топлива вследствие дополнительных тепловых и гидродинамических потерь, связанных с перетеканием газов из одной полости в другую, и увеличенных тепловых потерь из-за большой относительной теплопередающей поверхности; 2) ухудшение пуска холодного двигателя из-за интенсивного отвода теплоты к стенкам, имеющим большую относительную теплопередающую поверхность. Особенности смесеобразования в предкамере. Процесс смесеобразования в предкамере имеет особенности. В процессе сжатия воздух перетекает из цилиндра в предкамеру с большими скоростями, максимальные значения которых достигают 230-320 м/с за 15-20о до прихода поршня в в.м.т. Однако при этом не образуется организованного, направленного вихря, как вихревой камере. Из-за малого сечения соединительных каналов давление в цилиндре в процессе сжатия превышает давление в предкамере. Максимальная разность давлений составляет 0,3-0,5 МПа. Форсунку обычно размещают по оси предкамеры, и впрыск топлива осуществляется по направлению к соединительным каналам, навстречу потоку воздуха, примерно в момент достижения им максимальной скорости. Объем предкамеры небольшой, поэтому смесь в ней при хорошем распыливании может сильно переобогащаться, что приводит к дымному сгоранию. Во избежание этого факел топлива должен быть компактным, а распыливание грубым, что достигается применением штифтовой или односопловой форсунки с низким давлением впрыска. Начало подъема иглы в распылителе соответствует давлению pфо  8,0  13,0 МПа. Воздух, движущийся навстречу факелу с большой скоростью, подхватывает пары и мелкие капли с оболочки факела и уносит их в верхнюю часть предкамеры, где и происходит воспламенение. Нежелательно, чтобы большое количество топлива скапливалось в верхней части предкамеры, так как это способствует переобогащению смеси в верхней зоне камеры и выделению сажи. Основная масса впрыснутого топлива должна сосредоточиться в нижней части предкамеры. После начала сгорания давление в предкамере резко повышается, топливо вместе с горящими газами выдувается в надпоршневую полость, где оно интенсивно перемешивается в воздухом и полностью сгорает. Это обеспечивает хорошее использование воздуха в двигателях (  min  1,2 ) и достаточно высокое среднее эффективное давление pe  0,65  0,75 МПа. Число и форму соединительных каналов подбирают так, чтобы горящие факелы, вылетающие из предкамеры, по возможности заполняли весь объем между поршнем и головкой. Расчет скорости и кинетической энергии потока при перетекании его из предкамеры в надпоршневую полость возможен при наличии кривых давлений, полученных одновременно для указанных объемов. Предкамеру обычно размещают сбоку в головке цилиндров, если двигатель имеет два клапана. Боковое размещение предкамеры позволяет увеличить проходное сечение клапанов. На рис. 18, д, показана головка цилиндров дизеля с водяным охлаждением при боковом размещении предкамеры. В случае бокового размещения предкамеры часто делают один соединительный канал, что увеличивает дальнобойность факела горящей смеси. Центральное размещение предкамеры (рис.18, е) применяется при четырех клапанах. Соединительных каналов делают возможно больше (до восьми). Их число ограничивается условием прочности перемычек. Выходное сечение соединительного канала может изменяться в результате перемещения поршня, если он имеет выступ в центральной части днища. Относительный объем предкамеры в этом случае может быть меньше, чем при её боковом размещении. 30 С целью уменьшения тепловых и газодинамических потерь фирмой MWM была предложена разделенная камера (см. рис. 18, ж) с малым перепадом давления. Дополнительная камера имеет грушевидную форму, сужающейся стороной обращенную к соединительным каналам (центральному и нескольким боковым), выполненным в проставке, которую изготавливают из жаропрочной стали. Параметры камеры сгорания MWM ( Vкс /Vс и f г / f п ) выше, чем у предкамер существующих дизелей. По способу смесеобразования она соответствует обычным предкамерам. Основные преимущества предкамер следующие: 1. Малые максимальные давления цикла и небольшие скорости нарастания давления в цилиндре двигателя; для обычных предкамер и p z  4,5  6,0 МПа p /   0,2  0,3 МПа/ о , вследствие чего уменьшаются нагрузки на детали кривошипно-шатунного механизма. 2. Интенсивный подогрев воздуха и топлива, поступающих в предкамеру, так как в нижней её части, около соединительных каналов, имеется горячая зона. Поэтому можно применять топливо с меньшим цетановым числом и разных марок. 3. Возможность более грубо распыливать топливо при впрыске, что позволяет использовать односопловый распылитель с большим проходным сечением и снижать давление распыливания, облегчая условия работы топливоподающей аппаратуры. 4. Интенсивное вихреобразование при истечении газа из предкамеры в основную камеру, в результате чего обеспечивается хорошее смесеобразование и сгорание на повышенных скоростных режимах работы дизеля и облегчается форсирование двигателя по частоте вращения. 5. Меньшая токсичность выпуска. Вместе с тем, предкамеры имеют ряд существенных недостатков: 1. Тепловые и газодинамические потери, связанные с перетеканием газа с большими скоростями из основной камеры в предкамеру и обратно, ухудшают экономичность дизеля. Имеются также дополнительные потери теплоты в воду из-за увеличенных относительных поверхностей охлаждения камеры сгорания. 2. Трудный пуск холодного двигателя вследствие того, что воздух, проходя через соединительные каналы в процессе сжатия, отдает теплоту холодным стенкам. Поэтому температура в предкамере повышается значительно медленнее, чем в цилиндре. Для улучшения пусковых качеств у предкамерных дизелей повышают степени сжатия (   20  21) по сравнению с дизелями с неразделенными камерами сгорания. Кроме того, предкамеры оборудуют обычно калильными свечами. Сравнение различных методов смесеобразования. Проведенный выше анализ различных методов смесеобразования показывает, что можно достигнуть высоких мощностных показателей (высоких pe ) в дизеле с камерой любого типа при тщательной отработке рабочего процесса. Несколько меньше среднее эффективное давление получается у предкамерных дизелей из-за увеличенных потерь при осуществлении рабочего цикла. Форсирование двигателя путем применения наддува более затруднено в случае разделенных камер, так как при повышении плотности воздушного заряда в цилиндре возрастают тепловые и газодинамические потери. По экономическим показателям лучшими являются дизели с неразделенными камерами сгорания. У них отсутствуют дополнительные потери, вызываемые перетеканием газа через соединительные каналы, и меньше относительная теплопередающая поверхность камеры. У двигателей с неразделенными камерами сгорания пусковые качества лучше, чем у дизелей с разделенными камерами. Нагрузки на детали кривошипно-шатунного механизма и шум при работе двигателя будут наименьшими в случае разделенных камер сгорания, которые обусловливают также 31 лучшую работу двигателя на переменных режимах, возможность применения различного топлива и снижение давления впрыска. В случае разделенных камер сгорания меньше токсичность отработавших газов, чем при неразделенных камерах. Некоторые показатели рабочего процесса при различных способах смесеобразования в камерах сгорания приведены в табл. 3. Таблица 3 Параметры, характеризующие рабочий процесс дизелей с различными камерами сгорания Камеры сгорания Неразделенные Разделенные: вихревые предкамеры Тип смесеобразования  min pe , МПа g e ,г/(кВт·ч) Объемное и объемно-пленочное Пленочное 1,20 0,7-0,8 227,0-255,0 1,10 0,7-0,8 – – 1,15 1,20 0,7-0,85 0,65-0,75 nпом , p /  , p z , МПа  4000 7-10 1,8-2,5 0,4-1,2 218,0-242,0 до 3000 6-7 1,6-1,8 0,25-0,4 255,0-290,0 262,0-304,0 4000 6-7 5-6 1,6-1,8 1,4-1,6 0,25-0,4 0,20-0,35 об/мин о М Па/ 5.2. Процессы смесеобразования в карбюраторном двигателе Под смесеобразованием в карбюраторном двигателе понимают комплекс взаимосвязанных процессов, имеющих место при дозировании топлива и воздуха, распыливании, испарении и перемешивании топлива с воздухом. Смесеобразование начинается в карбюраторе, продолжается во впускном тракте и заканчивается в цилиндре двигателя. Рассмотрим основные физические процессы, имеющие место при смесеобразовании в карбюраторном двигателе, и их влияние на качество смеси, поступающей в цилиндры двигателя. Распыливание топлива. Сразу же после выхода струи топлива (или смеси топлива с небольшим количеством воздуха, называется эмульсий) из распылителя начинается её распад в результате воздействия сил аэродинамического сопротивления, причем скорость воздуха существенно выше скорости топлива. Такой способ распыливания называют воздушным или пневматическим, так как для дробления топлива используется кинетическая энергия воздуха. На расстоянии нескольких миллиметров от отверстия распылителя струя распадается на пленки и капли разных диаметров, в дальнейшем капли могут дробиться на всё более мелкие. Улучшение распыливания увеличивает суммарную поверхность капель и способствует более быстрому их испарению. Опыты показывают, что средний диаметр капель на выходе из карбюратора ориентировочно можно считать равным около 0,1 мм. Распыливание топлива интенсифицируется при увеличении относительной скорости обдува воздухом, и, наоборот, мелкость и однородность распыливания ухудшаются при больших значениях вязкости и коэффициента поверхностного натяжения топлива. Процесс распыливания топлива эффективно происходит и при прохождении смесью сечения между впускным клапаном и его седлом, а на частичных нагрузках – и в щели, образуемой прикрытой дроссельной заслонкой. Образование и движение пленки топлива. Направление движения топлива на выходе его из распылителя, силы, возникающие при взаимодействии капель с потоком воздуха, а также гравитационные силы обусловливают оседание частиц на стенках главного воздушного канала карбюратора и впускного трубопровода. Растекаясь на этих стенках, капли образуют топливную пленку. При достаточно большом количестве пленки с неё потоком воздуха могут срываться капельки топлива, т.е. наблюдаются вторичные процессы образования капель. На пленку топлива воздействуют сила сцепления со стенкой, касательное усилие со стороны потока воздуха, перепад статического давления по периметру сечения, а также силы тяжести и поверхностного натяжения. В результате этих сил траектория движения пленки приобретает сложный характер. Скорость движения пленки в несколько десятков раз меньше скорости потока смеси. Наибольшее количество пленки образуется на режимах полных нагрузок и малой частоты вращения, когда скорость потока воздуха, а, следовательно, и мелкость распыливания топлива сравнительно невелики. На этих режимах количество пленки на выходе из впускного трубопровода может доходить до 25% от общего расхода топлива. При дросселировании двигателя количество пленки во впускном трубопроводе оказывается меньше вследствие вторичного распыливания топлива около дроссельной заслонки и повышения температуры стенок трубопровода. Испарение топлива. С поверхности капель и пленки топливо испаряется при сравнительно небольших температурах. В начальный период при встрече топлива с воздухом скорость их относительного движения может достигать 100 м/с и больше, что способствует интенсивному оттоку паров, но затрудняет передачу теплоты во встречном направлении – от воздуха к капле. По этим причинам испарение в рассматриваемый период идет в основном за счет теплоты самих капель. После разгона капель потоком испарение лимитируется теплообменом между воздухом и топливом. Капли находятся во впускной системе примерно в течение 0,005-0,5 с. За это время успевают полностью испариться лишь самые мелкие из них. 34 Существенную роль в общем испарении топлива играет испарение с поверхности пленки, которая интенсивно обдувается потоком. Большое значение для испарения пленки имеет теплообмен со стенками впускного тракта, поэтому впускной трубопровод обычно обогревается охлаждающей двигатель жидкостью или отработавшими газами. В зависимости от конструкции впускного тракта и режима работы двигателя на выходе из впускного трубопровода содержание в горячей смеси топлива в виде паров, капель и пленки может соответственно составлять 60-95; 5-25 и 0-25%. Процесс испарения топлива продолжается в цилиндре во время тактов впуска и сжатия, к началу сгорания топливо практически испаряется полностью. Неравномерность состава смеси по цилиндрам. Скорости движения воздуха и паров топлива во впускном тракте равны, а скорость капель на 2-6 м/с меньше, чем скорость воздуха. Из-за неодинакового сопротивления ветвей впускного тракта наполнение отдельных цилиндров воздухом может отличаться не более чем на 2-4%. Распределение топлива по каналам разветвленного впускного трубопровода, а значит, и по цилиндрам двигателя может характеризоваться значительно большей неравномерностью главным образом за счет неодинакового распределения пленки. Это означает, что и состав в цилиндрах будет неодинаковым. Неравномерность состава смеси зависит от режима работы двигателя. Как уже указывалось, с ростом частоты вращения улучшается распыливание и испарение топлива, поэтому неравномерность состава смеси снижается. Смесеобразование улучшается при уменьшении нагрузки, что, в частности, выражается в уменьшении степени неравномерности состава смеси. Различные фракции бензина выкипают в интервале температур 35-200оС (ГОСТ 208477), поэтому при смесеобразовании в карбюраторном двигателе происходит фракционирование бензина, при котором в первую очередь испаряются главным образом легкие фракции, а в каплях и пленке оказываются преимущественно средние и тяжелые фракции. В результате неравномерного распределения жидкой фразы топлива в цилиндрах может оказаться не только смесь с разным  i , но и фракционный состав топлива также может быть неодинаковым. Сказанное относится к распределению по цилиндрам присадок к бензину. При переборке впускной системы в процессе эксплуатации карбюраторных двигателей необходимо обращать внимание на правильность взаимоположения сопрягаемых деталей (карбюратор, впускной трубопровод, головка цилиндра) и не допускать нарушений геометрических форм тракта из-за выступления уплотнительных прокладок в его сопряжениях, так как это может вызвать увеличение неравномерности состава смеси. 35 ГЛАВА 6 ПРОЦЕСС СГОРАНИЯ Общие сведения Процесс сгорания – это процесс окисления продуктов топлива кислородом воздуха с выделением тепла. Горение является сложным физико-химическим процессом; его возникновение, развитие и полнота определяются особенностями и скоростями химических реакций, условиями тепло и массообмена в зоне пламени, а также теплоотдачей в стенки. Скорость процессов окисления и горения можно оценивать по скорости повышения температуры или давления. Наиболее быстро протекают процессы сгорания в однородных смесях, когда молекулы топлива равномерно распределены между молекулами кислорода. Скорость химических реакций в значительной степени зависит от температуры смеси. Также, но в более слабой степени, скорость химических реакций зависит от концентрации реагентов в единице объема, а следовательно, от давления газовой среды. В процессах, происходящих в двигателях внутреннего сгорания, скорости реакций, развивающихся в нагретой сжатием горючей смеси при относительно низких температурах (менее 1000 оК) определяют условия самовоспламенения и возникновения детонации. Самовоспламенение. Воспламенение распыленных жидких топлив, впрыскиваемых в нагретый воздух, имеет решающее значение в дизелях, им определяется не только начало сгорания, но также особенности дальнейшего развития рабочего процесса. Воспламенение несгоревшей части топливовоздушной смеси перед фронтом пламени, распространяющимся от искры свечи, является источником возникновения детонации и других нарушений нормального протекания рабочего процесса в двигателях с искровым зажиганием, работающих на легком топливе. Самовоспламенение является конечным результатом развития ряда ценных предпламенных реакций, сопровождающихся выделением теплоты и образованием промежуточных продуктов неполного сгорания. Она возникает в тех случаях, когда скорость тепловыделения в результате химических реакций превышает скорость отвода теплоты от реагирующей системы. Чем выше скорость реакции и её тепловой эффект, тем быстрее возникает воспламенение. При наличии в горючей смеси инертных разбавителей (N2, СО2, Н2О) скорость реакций уменьшается как вследствие снижения концентраций молекул топлива, так и из-за того, что часть выделяющейся теплоты расходуется на нагревания инертных разбавителей. Сходное действие оказывает разбавление горючей смеси избытком воздуха, т. е. обеднение (  >1). Обогащение смеси (  <1) влияет иначе. Начальные стадии окислительных реакций развиваются быстрее в богатых смесях, где вероятность соударения молекул топлива и кислорода больше. Максимум скорости сгорания достигает при  = 0,85-0,9. Имеется некоторый предел снижения  , при котором пламя не распространяется, оно гаснет. 6.1. Сгорание в двигателях с искровым зажиганием При нормальном рабочем процессе в двигателях с искровым зажиганием в достаточной мере однородная смесь испарившегося топлива, воздуха и остаточных газов воспламеняется электрической искрой и сгорает в процессе распространения по всему заряду фронта турбулентного пламени. В этом процессе могут быть выделены три фазы: 1 – начальная, в течение которой небольшой очаг горения, возникающий в зоне высоких температур между электродами свечи (в искровом канале температура превышает 10 000 оС) постепенно превращается в развитый фронт турбулентного пламени; 2 – основная фаза – быстрого распространения турбулентного пламени на основной камере сгорания при практически неизменном объеме последней, так как поршень находится вблизи в.м.т.; 3 – фаза догорания смеси за фронтом пламени, в пристеночных слоях и в зазорах между головкой цилиндра и днищем поршня, охватывающая часть хода расширения. 36 Влияние различных факторов на процесс сгорания в двигателях с искровым зажиганием Состав смеси. Состав рабочей смеси (коэффициент избытка воздуха  ) влияет на скорость сгорания и количество выделяющегося тепла, что отражается на изменении давления и температуры газов в цилиндре двигателя. Рис.19. Влияние состава смеси на характер индикаторных диаграмм карбюраторного двигателя, полученных для ряда последовательных циклов: a    0,87; б -   0,98; в -   1,14 На рис. 19 для примера приведены совмещенные индикаторные диаграммы ряда последовательных циклов, полученные при различных составах смеси и оптимальных углах  з , соответству- ющих в каждом случае максимальной мощности двигателя. Максимальные p z достигаются при  = 0,85 ÷ 0,9, при котором наблюдаются наибольшие скорости распространения пламени и интенсивности тепловыделения, а следовательно, и наибольшая мощность, развиваемая двигателем. Такой состав смеси называют мощностным. При  > 0,9 возрастает длительность начальной фазы 1 , что вызывает необходимость увеличивать угол опережения зажигания. При обеднении смеси свыше некоторых пределов, зависящих от конструктивных особенностей двигателя, его нагрузки и степени сжатия, сгорание в последовательных рабочих циклах начинает развиваться неодинаково: в одних циклах еще достаточно быстро, в других – очень замедленно (рис. 19, б и в). Подобное неидентичное протекание сгорания в отдельных циклах, связанное с ухудшением условий воспламенения искрой обедненных смесей и распространения пламени, приводит к тому, что, начиная с некоторых значений  , средняя эффективность рабочего процесса, отнесенная ко всей совокупности последовательных циклов, падает, и работа двигателя делается неустойчивой. Состав смеси, соответствующий минимальному эффективному удельному расходу топлива на данном режиме работы двигателя, называется экономичным. В современных автомобильных двигателях со степенью сжатия около 8 при открытии дроссельной заслонки, близком к полному, значения  эк при экономичном составе смеси обычно колеблются в пределах 1,15-1,2. Нагрузка. По мере уменьшения мощности двигателя путем дроселирования снижаются начальные и конечные давления сжатия и увеличивается степень разбавления рабочей смеси остаточными газами. Это в первую очередь приводит к существенному ухудшению условий воспламенения смеси искрой и развития в ней начального очага горения. Соответственно возрастает длительность начальной фазы 1 и процесс сгорания делается менее устойчивым – увеличивается его невоспроизводимость в отдельных циклах. В какой-то мере помогает обогащение смеси до получения значений  (0,8 ÷ 0,85), при которых происходит более надежное её воспламенение искрой. Но и в этом случае обычно не удается избежать растягивания сгорания на значительную часть такта расширения и обеспечить бесперебойность зажигания при больших углах опережения, когда давления сжатия еще очень малы. Неудовлетворительное протекание сгорания на режимах малых нагрузок и необходимость при этом обогащения смеси являются одним из главных недостатков бензиновых двигателей с искровым зажиганием, приводящим к непроизводительному перерасходу топлива и к выбрасыванию в ат- 37 мосферу с отработавшими газами значительных количеств окиси углерода СО и неполностью сгоревших углеводородов СхНу. Степень сжатия. С увеличением степени сжатия  повышаются давления и температуры рабочей смеси к моменту подачи искры и уменьшается концентрация остаточных газов. При этом создаются более благоприятные условия для воспламенения смеси искрой, сокращается длительность начальной фазы сгорания; расширяются пределы возможного обеднения смеси. Большие давления и температуры сжатой смеси способствуют также повышению скоростей сгорания в основной базе. Частота вращения. При неизменном составе смеси с повышением частоты вращения коленчатого вала двигателя наблюдается более позднее развитие процесса сгорания по циклу, рис. 20, а. При соответствующем увеличении угла опережения зажигания можно добиться того, что линии повышения давления в основной фазе сгорания при различных значениях частоты вращения коленчатого вала практически будут совпадать (рис. 20,б). Рис. 20. Влияние частоты вращения на характер индикаторных диаграмм: Форма камеры сгорания. Турбулизация рабочего заряда в цилиндре, вызванная поступлением в него смеси через сравнительно узкие проходные сечения газораспределительных органов (клапаны, впускные патрубки), может быть дополнительно усилена за счет перетекания смеси из цилиндра в камеру сгорания в конце такта сжатия. Это достигается приданием камерам сгорания соответствующей формы, при которой в некоторой части камер образуются сравнительно узкие зазоры между нижней поверхностью головки цилиндров и днищем поршня – вытеснители, рис. Вытеснители обычно располагают так, чтобы создать дополнительное завихрение заряда в тех зонах, до которых фронт пламени от свечи доходит в последнюю очередь. Этим достигается ускоренное догорание смеси. Свечу располагают так, чтобы не создавалась вблизи её излишне высокая турбулизация и одновременно обеспечивалась хорошая очистка свечи от остаточных газов, направляя на неё часть потока смеси, поступающей через впускной клапан. Чем ближе к центру камеры сгорания установлена свеча, тем короче путь, проходимый фронтом пламени до наиболее удаленных точек. При центральном расположении свечи достигается наибольшая поверхность фронта пламени, в результате чего скорость тепловыделения, а соответственно и скорость нарастания давления оказываются выше, чем при боковом расположении свечи. Необходимо, однако, учитывать, что это относится лишь к камерам сгорания, имеющим симметричную форму. Создание вытеснителей может больше влиять на скорость сгорания, чем местоположение свечи. Однако при большой площади вытеснителей относительная доля интенсивно охлаждаемой несгоревшей смеси, заключенной в узких зазорах между головкой цилиндра и днищем поршня, оказывается довольно значительной, что может привести к заметному снижению коэффициента активного тепловыделения в точке pmax , а следовательно, к уменьшению полезной работы цикла. В связи с этим площадь вытеснителей обычно не превышает 30-40% площади поршня. К числу основных мероприятий, используемых для улучшения процесса сгорания в двигателях легкого топлива и снижения их токсичности, относятся следующие: 1. Интенсификация искрового зажигания путем применения двух свечей транзисторных или тиристорных схем, что позволяет несколько расширить пределы эффективного обеднения смеси при работе на малых нагрузках и на переходных режимах, снижает расход топлива и выбросы СО и СхНу. 38 Рис. 21. Схемы некоторых типов камер сгорания карбюраторных двигателей: а - полусферическая; б – плоскоовальная; в – клиновая; г - полуклиновая 2. Создание в цилиндрах завихрения рабочего заряда применением конструкций впускных патрубков, обеспечивающих тангенциальное или спиральное направление движения смеси, что сокращает длительность сгорания и улучшает степень воспроизводимости последовательных циклов. 3. Расслоение рабочего заряда так, чтобы в зоне свечи концентрировалась обогащенная смесь, а по мере удаления от свечи она обеднялась. Это достигается путем впрыска бензина в камеру сгорания в конце такта сжатия при соответствующим образом организованном воздушном вихре. Такой же эффект можно получить применением раздельного впуска в цилиндр обогащенной и обедненной смеси (вплоть до чистого воздуха). Однако в однополостных камерах трудно обеспечить оптимальные условия такого расслоения в широком диапазоне изменения скоростных и нагрузочных режимов. Лучшие результаты достигаются при использовании разделенных камер с форкамернофакельным зажиганием. В них свеча установлена в небольшого объема предкамере, снабженной дополнительным клапаном, через который осуществляется её продувка сильно обогащенной смесью  2 (рис. 22). В основной камере смесь воспламеняется факелами активных пламенных газов, выбрасываемых из сопловых отверстий форкамеры, что обеспечивает эффективное использование на частичных нагрузках сильно обедненных смей (  ≥1,5 ). При этом на основных эксплуатационных режимах в отработавших газах содержание СО составляет доли процента и существенно снижается образование при сгорании NO x . Однако на самых малых нагрузках и холостом ходу увеличивается количество СхНу в отработавших гаРис. 22. Схема устройства карбюраторного зах. двигателя с форкамерно-факельным зажиганием 6.2. Основные нарушения нормального сгорания в двигателях с искровым зажиганием Детонация. Внешне детонация проявляется в возникновении при работе двигателя на больших нагрузках звонких металлических стуков, являющихся результатом многократных периодических отражений от стенок камеры сгорания образующихся в газах ударных волн. При этом в конце сгорания регистрируются вибрации давления в виде ряда постепенно затухающих острых пиков, наблюдаемых на индикаторных диаграммах (рис. 23). Частота этих вибраций давления равна основной частоте слышимых стуков. Она зависит от скоростей распространения ударных волн и проходи- 39 мого пути между последовательными отражениями от стенок, определяемого размерами цилиндра (в основном его диаметром). При слабой детонации стуки возникают не в каждом рабочем цикле, амплитуда вибраций давления невелика, составляет всего несколько процентов p z , и средние скорости распространения ударных волн в продуктах сгорания колеблются в пределах 1000-1200 м/с. При диаметре цилиндра 100 мм частота вибраций равна примерно 5000 Гц. При интенсивной детонации сильные стуки с несколько большей частотой возникают в каждом цикле, при этом мощность двигателя падает и появляется черный дым в отработавших газах. Длительная работа двигателя с детонацией совершенно недопустима, так как при наличии ударных волн резко возрастает теплоотдача от сгоревших газов в стенки, что может приводить к перегреву двигателя и к разрушению отдельных деталей в камерах сгорания (обгоранию кромок поршней, прокладок между цилиндрами и головкой блока, электродов свечей). Вибрационный характер нагрузки на поршень при наличии детонации может вызывать разрушение антифрикционного слоя в шатунных подшипниках. Усиливается также износ верхних части гильз цилиндров, так как ударные волны разрушают масляную пленку, покрывающую поверхность металла, в результате чего возникает сухое трение и одновременно усиливается коррозионный износ под воздействием содержащихся в продуктах сгорания активных веществ, в частности, окислов азота. Рис. 23. Типичные индикаторные диаграммы двигателя с искровым зажиганием при работе с детонацией: а – слабой; б – сильной Детонация вызывается самовоспламенением последней части рабочего заряда, до которой фронт пламени от свечи доходит в последнюю очередь. Последние порции несгоревшей смеси сжимаются до давления p z и их температура может достигать значения k 1 Tc/  Ta ( p z / p a ) k , намного превышающего температуру самовоспламенения даже самых высокооктановых топлив. Возникновению детонации способствуют все факторы, увеличивающие скорость развития предпламенной реакции в последней части заряда, а именно: а) высокая реакционная способность топлива, тем большая, чем ниже октановое число; б) повышение степени сжатия, вызывающее увеличение давления и температуры последней части заряда. Примерная среднестатистическая зависимость между допускаемыми значениями (символ), при которых появляется слышимая детонация, и октановыми числами бензина показана на рис.61; в) увеличение угла опережения зажигания, при котором максимальное давление p z достигается при положении поршня ближе к в.м.т. и соответственно возрастают значения p z / и Tz ; 40 г) состав смеси (  0,9), соответствующий наиболее высоким давлениям и температурам сгорания, так же как и наибольшим скоростям развития предпламенных реакций в нагретой сжатием смеси; д) плохие условия охлаждения последних частей заряда и неудачная конструкция камеры сгорания, способствующая замедленному догоранию. Возникновению детонации препятствуют факторы, ускоряющие сгоранию последней части заряда во фронте пламени или каким-либо другим путем затрудняющие возникновение в ней взрывного самовоспламенения. К таким факторам относятся: а) усиленная турбулизация рабочего заряда; б) уменьшение пути, проходимого фронтом пламени от свечи до наиболее удаленных точек камеры сгорания; в) наличие в зоне последней части заряда вытеснителей, способствующих лучшему ее охлаждению и затрудняющих возникновение достаточно больших очагов взрывного самовоспламенения, способных вызвать образование ударных волн. Влияние на детонацию частоты вращения коленчатого вала зависит от свойств используемых бензинов. В случае парафиновых и нафтеновых углеводородов, характеризующихся двухстадийным воспламенением и обладающих низкой температурной чувствительностью, склонность двигателя к детонации монотонно снижается с увеличением частоты вращения. Но в случае современных высокооктановых автомобильных бензинов, отличающихся большим содержанием ароматических углеводородов и соответственно обладающих высокой температурной чувствительностью, склонность двигателей к детонации практически не зависит от частоты вращения. Склонность двигателей к детонации при одинаковой частоте вращения и тех же общих длительностях сгорания значительно слабее при меньших размерах цилиндров. Это объясняется меньшими объемами остающихся порций несгоревшей смеси, в которых не так вероятно возникновение самовоспламенения взрывного типа. Преждевременное воспламенение. Сильно нагретые детали в камере сгорания двигателя (центральные электроды и изоляторы свечей, головки выпускных клапанов), если их температура превышает некоторые пределы (700–800oС), могут вызвать преждевременное воспламенение рабочего заряда. Источником преждевременного воспламенения могут также служить крупные раскаленные (тлеющие) частицы нагара. От накаленных поверхностей распространяется фронт пламени, вполне аналогичный фронту пламени от искры свечи, но момент воспламенения при этом неуправляемым. Если калильное зажигание возникает достаточно рано в такте сжатия, то мощность двигателя уменьшается вследствие дополнительной затраты работы на сжатие уже сгоревших газов и увеличения теплоотдачи. Преждевременное воспламенение представляет собой наиболее опасный вид нарушения сгорания в двигателях с искровым зажиганием. Оно вызывает очень резкое повышение теплоотдачи в стенки вследствие повышения p z и Tz , так как уже успевшие сгореть газы дополнительно сжимаются поршнем и время контакта горячих газов со стенками сильно увеличивается. Это приводит к быстрому самоусилению калильного зажигания, т.е. оно возникает все раньше и раньше в такте сжатия, в результате чего могут прогореть (расплавиться) поршни. Опасность преждевременного воспламенения усугубляется тем, что внешне оно обычно проявляется лишь в виде глухих стуков, которые не всегда удается обнаружить на фоне общего шума при работе на больших нагрузках двигателя. А так как калильное зажигание возникает лишь в каком-либо одном из цилиндров, то и общее снижение мощности многоцилиндрового двигателя незначительно. Чаще всего источниками преждевременного воспламенения являются сильно перегретые центральные электроды и юбочки изоляторов свечей. Поэтому свечи необходимо подбирать в строгом соответствии с особенностями двигателя. Они должны обладать достаточно высоким калильным числом», характеризующим стойкость свечи против перегрева, и в то же 41 время не должны быть чрезмерно «холодными» – температура центральных электродов свечей при работе двигателя на холостом ходу не должна быть ниже 400 oC во избежание их осмоления и закоксовывания. Последующее калильное воспламенение. В автомобильных бензиновых двигателях с высокими степенями сжатия, особенно при работе на топливах с присадками антидетонаторов, в несгоревшей части заряда могут возникать очаги калильного воспламенения уже после того, как началось распространение фронта пламени от искры свечи. Источниками такого воспламенения являются оторвавшиеся от стенок и взвешенные в рабочем заряде раскаленные (тлеющие) частицы нагара, отложившегося в камерах сгорания в процессе достаточно длительной работы двигателя на режимах очень малых нагрузок и холостом ходу и отслаивавшегося от стенок при увеличении нагрузки. От таких тлеющих частиц начинают распространяться дополнительные фронты пламени и скорость сгорания в конце основной фазы резко возрастает. Увеличиваются максимальные давления p z и особенно значения dp / d , которые могут достигать 1,0 МПа/о, тогда как при нормальном сгорании они составляют 0,2 МПа/о. Подобное нарушение сгорания в бензиновых двигателях, получившие в зарубежной литературе название «рамбл» (грохот, рокот), характерно для автомобилей с двигателями большого рабочего объема и соответственно с большим запасом мощности, которые в условиях городской езды значительную часть времени работают при очень малых нагрузках. Воспламенение от сжатия при выключенном зажигании. Подобное воспламенение нередко встречается в современных автомобильных двигателях и выражается в том, что они продолжают иногда в течение довольно длительного времени работать на холостом ходу после выключения зажигания. Это явление иногда ошибочно объясняют калильным воспламенением, хотя оно не имеет с ним ничего общего. При достаточно высокой степени сжатия (  8) при провертывании коленчатого вала нормально прогретого двигателя с прикрытой дроссельной заслонкой (соответствующей режиму холостого хода) температура горючей смеси в конце процесса сжатия достигает значений, достаточных для того, чтобы успевало произойти самовоспламенение смеси при низкой частоте вращения (n  300  400 об / мин). Радикальный способ устранения этого явления заключается в том, чтобы одновременно с выключением зажигания автоматически прекращалось подача топлива через систему холостого хода. 6.3. Влияние отдельных факторов на процесс сгорания в дизеле Свойства топлива. Элементарный групповой состав существенно влияет на воспламеняемость топлива, характеризуемый цетановым числом. Чем выше цетановое число, тем лучше воспламеняемость, тем меньше период задержки воспламенения и мягче работа дизеля. Период задержки воспламенения – период от момента начала подачи топлива до появления пламени. За этот период протекают предпламенные реакции, так называемое холодное пламя. Физические характеристики топлива, его вязкость, поверхностное натяжение, испаряемость также влияют на процесс сгорания. Первые два фактора влияют на мелкость распыливания, а испаряемость – на скорость образования топливовоздушной смеси. Использование более легкого топлива при неизменном его цетановом числе вызывает некоторое сокращение периода задержки воспламенения при одновременном росте максимального давления сгорания и значения dp (скорости нарастания давления по углу повороd 42 та кривошипа). Однако легкие топлива в большинстве случаев обладают меньшим цетановым числом и, следовательно, худшей воспламеняемостью, что приводит к увеличению периода задержки воспламенения и более резкому нарастанию давления, т.е. dp , и pz . d Степень сжатия. С увеличением степени сжатия  повышаются температура и давление воздуха в момент начала впрыска. В результате этого задержки воспламенения сокращаются, снижается скорость нарастания давления, и работа двигателя становится более мягкой. Однако при больших  вследствие более высоких давлений в цилиндре необходимо увеличивать массу деталей кривошипно-шатунного механизма для повышения прочности, что приводит к возрастанию механических потерь. Угол опережения впрыска топлива. При большом опережении впрыска задержки воспламенения увеличиваются, так как давление и температура воздуха в момент начала впрыска понижаются. Соответственно резко возрастают значения p z и dp / d , вследствие накопления в камере сгорания к моменту накопления большего количества топлива, а также из-за того, что большая часть топлива сгорает вблизи в.м.т. при V  const . При малых углах опережения впрыска задержки воспламенения уменьшаются, двигатель работает мягче, но его мощность и полнота сгорания падают, так как большая часть топлива сгорает в процессе расширения (в третьей фазе). Рис. 24. Индикаторные диаграммы дизеля ЯМЗ-236 при различных углах  вп (n  1700 об / мин ; цикловая подача топлива неизменная ) На рис. 24 приведены совмещенные индикаторные диаграммы, снятые при различных углах опережения впрыска  вп и неизменной его продолжительности. Оптимальные углы  вп зависят от конструкции двигателя, его теплового режима, степени сжатия, давления и температуры воздуха на впуске в цилиндр, характеристик впрыска и частоты вращения коленчатого вала. Качество распыливания и продолжительность подачи топлива. Мелкость распыливания улучшается с повышением давления впрыска. При мелком распыливании сокращаются задержки воспламенения, но уменьшается дальнобойность топливных струй, что в некоторых случаях может ухудшить распределение топлива в воздушном заряде, а следовательно, и полноту сгорания. Продолжительность впрыска и закон подачи (характер изменения количества подаваемого топлива по углу  ) существенно влияют на протекание рабочего процесса. С уменьшением продолжительности впрыска при одной и той же цикловой подаче задержка воспламенения остается примерно такой же, но скорость нарастания давления увеличивается, так как к 43 моменту воспламенения в цилиндр подается большее количество топлива, в связи с чем возрастают максимальные давления сгорания и значения dp / d . Частота вращения. Изменение частоты вращения коленчатого вала влияет на коэффициент наполнения цилиндра (а следовательно на давление воздуха в конце сжатия), качество распыливания топлива, интенсивность вихревого движения воздуха и тепловое состояние камеры сгорания. С увеличением частоты вращения абсолютные длительности задержек воспламенения (в миллисекундах) сокращаются, но относительные длительности (в градусах поворота коленчатого вала возрастают. Поэтому с повышением частоты вращения обычно приходится несколько увеличивать угол опережения впрыска. При создании двигателей, рассчитанных на работу в широком диапазоне изменения скоростных режимов и нагрузок, а также на использование топлив, обладающих плохой воспламеняемостью, необходимы специальные меры, обеспечивающие высококачественное протекание процессов смесеобразования и сгорания на всех режимах. 6.5. Термодинамика процесса сгорания в двигателях Теплота, выделяющаяся при сгорании топливовоздушной смеси в цилиндре двигателя, расходуется на нагревание рабочего тока и на совершение внешней работы. Часть теплоты отводится в стенки в процессе сгорания и последующего расширения. Процесс завершения процесса сгорания обычно охватывает значительную часть такта расширения и некоторое количество расширяющей теплоты расходуется на диссоциацию молекул продуктов сгорания при высоких температурах, превышающих 2000К. В дальнейшем по мере охлаждения газов в процессе расширения происходит ассоциация молекул с выделением теплоты и одновременно заканчивается процесс догорания смеси. Однако степень использования такой дополнительной энергии для совершения полезной работы оказывается меньшей, так как степень расширения уменьшается вследствие того, что поршень к этому времени успевает пройти некоторую часть рабочего хода. Температуру сгорания можно определить по следующим зависимостям. Двигатель с воспламенением от постороннего источника зажигания  z Ни U с +  остU с" (16) + =  и "z . (1 +  ост ) M1 1 +  ост Дизельный двигатель  z Ни U с   остU с"   8314 Т с  д  (U "z  8314Tz ) , 1   ост M1 (1   ост ) где (17)  z – коэффициент использования теплоты; Н u – низшая теплотворная способность топ- лива;  ост – коэффициент остаточных газов; M 1 – количество свежего заряда; U с – внут" " ренняя энергия свежего заряда при температуре конца сжатия (Т с ) ; U z и U с – внутренняя энергия продуктов сгорания при температуре в точках Z (Tz ) и C (Tc ) ;  – степень повы- p шения давления ( z ) . pc В цикле со смешанным подводом теплоты для определения T z по уравнению (17) необходимо задаться степенью повышения давления   p z / pc исходя из максимально допустимого значения p z . 44 Для подсчета значений теплоемкостей и внутренних энергий воздуха и продуктов сгорания, необходимых при определении T z , следует воспользоваться данными, приведенными в приложении табл. 6-9. Температуру сгорания T z вычисляют методом подбора (см. примеры теплового расчета, данного в приложении). Характеристическое уравнение дает возможность выразить связь между параметрами рабочего тела в начале и в конце сгорания с учетом изменения числа молей: p zV z M 2  M r  pcVc M 1  M r Tz . Tc (18) Для цикла со сгоранием при V  const степень повышения давления при сгорании Т    д z и соответственно расчетное максимальное давление цикла Tc р zр  pc . (19) Для цикла со смешанным подводом теплоты степень предварительного расширения в процессе сгорания   Vz / Vc , тогда Т    д z . Tc (20) Коэффициент использования теплоты  z принимают на основании опытных данных в соответствии с типом двигателя, его быстроходностью, условиями охлаждения и конструктивными особенностями камер сгорания. Этот коэффициент зависит от нагрузочного и скоростного режимов двигателя. Низкие значения  z указывают не только на усиленную теплоотдачу в стенки, но и на значительное догорание в процессе расширения. Ниже приведены пределы изменения коэффициента  z при работе с полной нагрузкой двигателей: Карбюраторных 0,85–0,9 Дизелей 0,7–0,85 Газовых 0,8–0,85 Расчет максимальных температур и давлений рабочего цикла в двигателях с искровым зажиганием при допущении, что сгорание происходит мгновенно при V  const , дает завышенные значения по сравнению с наблюдаемыми на практике. В действительности процесс сгорания имеет некоторую длительность и всегда захватывает какую-то часть процесса расширения, поэтому максимальные температуры цикла соответствуют объему камеры сгорания, несколько большему Vc , и оказываются ниже расчетных. При этом верхняя часть индикаторной диаграммы будет скруглена. Действительные значения максимальных давлений в цилиндрах бензиновых и газовых двигателей, необходимые для выполнения динамических и прочностных расчетов, определяют путем умножения расчетных значений p zp , полученных по формуле (19), на эмпирический коэффициент снижения давления  z , учитывающий увеличение объема камеры сгорания к моменту достижения максимума давления р zд   z p zр 45  z обычно принимают равным 0,85. Максимальное давление в цикле со смешанным подводом теплоты задается величиной степени повышения давления  , которая обычно находится в пределах 1,4 – 2,2. Большие значения  свойственны двигателям с Коэффициент однополостными или полуразделенными камерами сгорания, меньшие – двигателям с разделенными камерами, а также с пленочным смесеобразованием. Отличие верхней части действительной индикаторной диаграммы дизеля от расчетной для цикла со смешанным подводом теплоты сводится к наличию в ней скруглений. ГЛАВА 7 Процессы расширения и выпуска В процессе расширения (рабочий ход) производится механическая работа за счет тепловой энергии, выделяющейся при сгорании топлива. В начале процесса расширения продолжается интенсивное сгорание топлива (начало процесса сгорания в конце такта сжатия). Температура газа достигает наибольшего значения. Рабочий ход заканчивается тогда, когда открывается выпускной клапан и начинается выпуск отработавших газов. Для политропного процесса при среднем показателе температуры расширения n2 давление и температура конца расширения определится по формуле: для дизеля V  Pb  Pz  z   Vb  где n2  Pz 1  n2 1 Tb  Tz ,  n2 1 , V    z – степень последующего расширения или   , где  – степень сжатия,  Vb  – степень предварительного расширения, см. рис. V  z . V  z Для двигателя с искровым зажиганием Pb  Pz 1  n2 1 . В четырехтактном двигателе от момента открытия выпускного клапана рис. до некоторого значения давления равного критическому, истечение отработавших газов происходит с критической скоростью и сопровождается резким шумом. За этот период, заканчивающийся вблизи н.м.т., из цилиндра двигателя удаляется 60-70% отработавших газов и давление в нем снижается. При движении поршня к В.М.Т. отработавшие газы выталкиваются. ГЛАВА 8 Показатели рабочего цикла Количество топлива, которое могло бы выделиться при сгорании топлива, определится Q  G  H u где G – часовой расход топлива, кг/ч; H u – низшая теплотворная способность топлива. Не все количество топлива идет на совершение работы. 46 При   1 некоторое количество теплоты не выделяется в результате неполноты сгорания, Qн е . Часть теплоты уходит с отработавшими газами, Qr . Часть теплоты отводится системой охлаждения в окружающую среду, Qохл . Часть теплоты расходуется на диссоциацию молекул при сгорании Qдди . Если учесть потери теплоты, то оставшаяся часть тепла идет на совершение индикаторной работы, т.е. работы, совершаемой газами в цилиндре двигателя. Qi = Q - Qн.е. - Qr - Qохл - Qдди . Среднее индикаторное давление Индикаторная диаграмма – зависимость давления газов в цилиндре двигателя от изменения объема цилиндра, рис.3, 4. Площадь этой диаграммы есть индикаторная работа. Чтобы было удобно пользоваться индикаторным давлением, вводится понятие среднего индикаторного давления. Средним индикаторным давлением называется условно принятое постоянное давление цикла, но при этом работа, совершаемая средним индикаторным давлением равна работе цикла. Если поделить площадь индикаторной диаграммы на рабочий объем, то получим среднее индикаторное давление, Pi L Pi  i . Vh Среднее индикаторное давление может быть рассчитано по зависимостям: – для дизелей 1  1  1   n1    Pi'  Pa 1  1    1  , n2  1   n2 1  n1  1   n1 1    1  как видно из формулы Pi , зависит от давления конца впуска Pa , степени сжатия  , степени повышения  , предварительного расширения  , последующего расширения  , политроп сжатия и расширения n1 , n2 ; – для карбюраторных двигателей 1  1  1   n1    Pi'  Pa 1 1   .   1  n2  1   n2 1  n1  1   n1 1  Расчетное давление цикла имеет отклонение от действительного значения. Это отклонением оценивается коэффициентом полноты диаграммы. Для дизелей i  0,92  0,97 , для двигателей с воспламенением от искры  i =  i Pip , тогда Pi  i Pip Ниже приведены значения Pi при работе двигателей с полной нагрузкой: Четырехтактных с искровым зажиганием без наддува, работающих на бензине (карбюраторные, с впрыском, форкамерно-факельные) 0,8 – 1,2 Четырехтактных газовых с искровым зажиганием 0,5 – 0,7 Четырехтактных дизелей: без наддува 0,75 – 1,05 с наддувом до 2,2 47 Индикаторная мощность Индикаторная мощность – это индикаторная работа в единицу времени. Индикаторная работа в одном цилиндре за один цикл равна Li  PiVh , где Pi – среднее индикаторное давление; Vh – рабочий объем цилиндра. Vh  D 2 4 Sh – ( D – диаметр цилиндра, S h – ход поршня). В четырехтактном двигателе цикл совершается за 2 оборота коленчатого вала, в двухтактном – за 1 оборот. Если ввести тактность двигателя, то число циклов, совершаемых двигателем за 1с, равно 2п /  (где п – частота вращения коленчатого вала,  – тактность двигателя, для четырехтактного  = 4, двухтактного – 2). Учитывая вышесказанное, индикаторная мощность равна Pi i × Vh п , Ni = 30 где Pi – среднее индикаторное давление, МПа; Vh – рабочий объем цилиндра, дм3; n – обороты двигателя, мин-1; i – число цилиндров. Индикаторный КПД и индикаторный удельный расход топлива Индикаторный КПД представляет собой отношение теплоты пошедшей на совершение индикаторной работы, ко всей теплоте, внесенной в двигатель с топливом. L  i Q Для оценки эффективности использования топлива при совершении индикаторной работы удобнее использовать удельный индикаторный расход топлива, расход топлива на единицу индикаторной мощности. 10 3 г , Ni квт r где GТ – часовой расход топлива, кг/ч; N i – индикаторная мощность, кВт. gi = GТ ГЛАВА 9 Эффективные показатели Если индикаторные показатели характеризуют работу газов в цилиндре и определяются тепловыми потерями, то эффективные показатели оценивают работу, затрачиваемую на привод механизмов. Например, в автомобиле на привод трансмиссии и, следовательно, дополнительно учитываются потери тепла на преодоление механических потерь Эффективная мощность равна разности индикаторной мощности и мощности механических потерь Ne Ni Nm Среднее эффективное давление меньше индикаторного на величину давления, затрачиваемого на преодоление механических потерь Pe Pi Pm 48 Связь эффективной мощности со средним эффективным давлением определяется зависимостью P V  i  n Ne  e h 30 Механические потери оцениваются механическим КПД N P ì  e  e Pi Ni Механические потери складываются из потерь на трение, на привод вспомогательных механизмов (водяного и масляного насосов, вентилятора, генератора и т.п.) на процесс газообмена, на приведение в действие компрессора или продувочного насоса. Следовательно Nm = NТр + Nвм + Nгаз + Nк или соответственно Pм = PТз + Рвм + Ргаз + Рк . Эффективный КПД и удельный расход топлива Экономичность двигателя, т.е. эффективность использования топлива, оценивания эффективным КПД или эффективным удельным расходом топлива. Эффективный КПД – это отношение теплоты, пошедшей на совершение эффективной работы к теплоте, введенной с топливом в цилиндр двигателя L e  e , Q где N e - эффективная работа, выраженная в тепловых единицах, Q - теплота, введенная с топливом в цилиндр двигателя. Удельный эффективный расход топлива показывает эффективность использования топлива при совершении эффективной мощности, т.е. расход топлива на единицу мощности ge = GТ здесь GТ – часовой расход топлива, кг/ч. ×10 3 , Ne г/кВт · ч 49 ГЛАВА 10 ВЛИЯНИЕ РАЗЛИЧНЫХ ФАКТОРОВ НА ИНДИКАТОРНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ ДИЗЕЛЯ ● Топливо. Вид топлива может оказывать влияние на индикаторные показатели дизеля вследствие изменения параметров впрыскивания и распыливания, различий в испаряемости и воспламеняемости. При изменении фракционного состава топлива (присадка легких фракций) и сохранении значения  в зависимости от способа смесеобразования индикаторные показатели могут как ухудшаться, так и улучшаться. Ухудшение индикаторных показателей наиболее вероятно в случае объемного смесеобразования. Связано это с увеличением продолжительности впрыскивания и уменьшением длины топливных струй (вследствие уменьшения значений давления впрыскивания из-за большей сжимаемости легкого топлива, а также уменьшения размера капель и увеличения угла рассеивания топливных струй из-за меньших значений вязкости и поверхностного натяжения). Улучшение индикаторных показателей может иметь место в дизелях с пристеночным смесеобразованием вследствие уменьшения догорания и неполноты сгорания топлива. Облегчение фракционного состава приводит к снижению температуры испаряющихся капель. Это уменьшает различия в скорости испарения топлив, обладающих при одинаковой температуре разной упругостью паров. Сближение скоростей испарения особенно велико при высокой температуре среды, в которую осуществляется впрыскивание топлива, т.е. на рабочих режимах дизеля. На режимах пуска различия в скоростях испарения значительны и присадка легких фракций может облегчить запуск дизеля. На рабочих режимах влияние облегчения фракционного состава топлив на процессы воспламенения и горения связано в основном с уменьшением цетанового числа, увеличением периода задержки воспламенения (в пределе воспламенение может и вовсе не происходить) и скорости тепловыделения в фазе быстрого сгорания. Соответственно возрастают скорость нарастания давления и максимальное давление сгорания, особенно при объемном смесеобразовании. Важно не только достижение высокого совершенства преобразования теплоты в работу, оцениваемого  i , но и обеспечение как можно большего отношения i /  , т.к. при этом высокой оказывается удельная работа цикла ( pi ). Рис. 25. Зависимости  i и i /  от коэффициента воздуха для дизеля (а) и двигателя с искровым зажиганием (б) ● Состав смеси (нагрузка дизеля). Для дизеля ( i /  )max имеет место при несколько обедненной, а i max при сильно обедненной смеси (рис. 25). Большое значение  i max для дизеля объясняется использованием в нем неоднородной смеси. 50 Затруднение воспламенения может иметь место лишь при подаче в цилиндры мелкодисперсного низкоцетанового топлива, т.к. при этом смесь успевает за длительный период задержки воспламенения стать однородной. Причинами увеличения  i с ростом  до  являются уменьшение потерь, i max связанных с неполнотой и несвоевременностью сгорания, и увеличение термического КПД из-за увеличения степени последующего расширения и доли двухатомных газов в заряде. Следует иметь в виду, что при падении нагрузки (увеличении  ) уменьшается продолжительность впрыскивания и тепловыделения. Уменьшение  i при  >  связано с ухудшением распыливания топлива и повышением относительного коi max личества теплоты, теряемой в охлаждающую среду. На  i при изменении нагрузки, естественно, влияет угол опережения впрыскивания. Наилучшие результаты получаются в том случае, если опережение впрыскивания несколько снижается при уменьшении нагрузки. Помимо повышения экономичности в зоне малых нагрузок это обеспечивает также снижение давлений сгорания, скоростей их нарастания и токсичности ОГ. Несмотря на то, что при ( i /  )max получается максимум pi , дизель никогда не регулируется на соответствующий режим работы. Связано это не только со стремлением обеспечить более высокий  i , но также и с тем, что при регулировке на ( i /  )max чрезмерными оказываются дымность ОГ и тепловая напряженность деталей. ● Условия охлаждения деталей. Специальной конструкцией деталей, применением для их изготовления материалов с низкой теплопроводностью, использованием теплозащитных покрытий можно уменьшить потери теплоты в систему охлаждения и повысить  i если при новых условиях удастся избежать снижения качества смесеобразования и тепловыделения. ● Степень сжатия. Увеличение  в ряде случае благоприятно влияет на работу дизеля при использовании низкоцетановых топлив, так как с ростом температуры скорость предпламенных реакций увеличивается в большей степени, чем скорость испарения. Как следствие, сокращается  i и уменьшается количество горючей смеси, образующейся за этот период. Возрастает стабильность воспламенения топлива, уменьшается скорость нарастания давления при сгорании. Сближаются между собой характеристики работы двигателя на топливах различного фракционного состава. Однако в многотопливных двигателях с высокой  при работе их на топливах с высоким цетановым числом по сравнению с обычным дизелем существенно завышенными оказываются механические нагрузки на детали и больше затраты мощности на прокручивание дизеля при пуске. В целом для обычных дизелей повышение  нельзя рассматривать как средство улучшения индикаторных показателей. Связано это с тем, что минимально допустимая степень сжатия, выбираемая из условия надежного пуска из холодного состояния, достаточно высока. В зоне больших значений степени сжатия увеличение её не дает заметного повышения  i , так как невелик прирост термического КПД, а одновременно повышаются потери теплоты в охлаждающую среду и увеличивается доля воздуха, заключенного в «мертвых» зонах камеры сгорания. Могут при высокой  также нарушиться оптимальные условия смесеобразования. ● Тип камеры сгорания. В случае разделенных камер сгорания повышенными оказываются тепловые и газодинамические потери, а  i несколько меньше. В то же время применение таких камер сгорания облегчает форсирование двигателя по частоте вращения. Это связано с большей интенсификацией смесеобразования и предпламенных реакций при увеличении n. В дизелях с разделенными камерами сгорания продолжительность периода задержки воспламенения в нормально прогретом дизеле меньше и выраженная в градусах угла по- 51 ворота коленчатого вала в меньшей степени растет при увеличении n. Это обеспечивает возможность благоприятного тепловыделения при умеренных нагрузках на детали в широком диапазоне частот вращения. Дизели с разделенными камерами сгорания могут работать бездымно и с допустимой токсичностью ОГ при меньших  , чем дизели с однополостными камерами сгорания. Поэтому, несмотря на меньшую величину  i , среднее давление цикла обычно не уступает pi дизелей с неразделенной камерой сгорания. ● Характеристики впрыскивания и распыливания. Для достижения высокого  i характеристики впрыскивания и распыливания должны быть подобраны так, чтобы тепловыделение в основном завершалось уже через 35 ...40о после ВМТ. Вытекающие из этого требования к особенностям впрыскивания и распыливания топлива зависят от способа смесеобразования. Здесь подчеркнем лишь недопустимость подвпрыскивания и растянутого спада скорости в конце процесса, приводящих к снижению  i , сильному дымлению и закоксовыванию распыливающих отверстий, а также необходимость обеспечения достаточно мелкого и однородного распыливания топлива и оптимальной для каждой камеры сгорания длины топливных струй. Если нет опасности недостаточного проникновения струй топлива в объем камеры сгорания, целесообразна малая скорость нарастания давлений впрыскивания в начале процесса, так как это обеспечит более «мягкую» работу дизеля. Рис. 26. Характеристики по углу опережения: а – впрыскивания (дизель); б – зажигания (бензиновый двигатель) ● Начало впрыскивания. С повышением  o.вп увеличиваются максимальное давление сгорания p z скорость нарастания давления (dp / d ) max , потери теплоты в охлаждающую среду qохл и температуры головки t Г и цилиндра t ц (рис. 26). Одновременно температура отработавших газов t Г и количество теплоты, теряемой с ними, снижаются. Существует оптимальный  o.вп для каждого сочетания частоты вращения и цикловой подачи топлива, при котором достигаются наиболее высокие значения  i и pi . Обычно за оптимальный  o.вп принимают значение меньше того, при котором достигаются pi max и g i min . Связано это с тем, что уменьшение до определенных пределов  o.вп от оптимального значения обеспечивает существенное снижение p z , (dp / d ) max и содержания 52 оксидов азота при сравнительно небольшом ухудшении индикаторных показателей и повышении дымлении. ● Наполнение цилиндров. При неизменной цикловой подаче топлива увеличение  и  o(к) ведет к пропорциональному росту  . Это сопровождается увеличением  i и pi . В случае изменения цикловой подачи топлива пропорционально росту произведения (  o(к) ) неизменным останется  . Если избежать существенного удлинения впрыскивания и нарушения оптимальных условий смесеобразования, то  i ухудшается незначительно и pi растет почти пропорционально (  o(к) ). Для дизелей с однополостной камерой сгорания и большим количеством распыливающих отверстий увеличения  i можно добиться, если использовать два впускных клапана на цилиндр и уменьшить S/D. Оба эти мероприятия способствуют увеличению проходных сечений впускных клапанов. В дизелях с камерой в поршне и малым количеством распыливающих отверстий минимальное сечение системы впуска располагается нередко во впускном канале, а не в клапане. Последнее связано с необходимостью обеспечения высокой исходной скорости вращения заряда, зависящей от скорости воздуха в канале. Поэтому увеличение проходного сечения во впускных клапанах не приводит к заметному росту  . Следует также иметь в виду, что при уменьшении S/D в дизелях с камерами сгорания в поршне, имеющими малое d к.с / D , заметно возрастает объем «мертвых» зон, что неблагоприятно влияет на развитие тепловыделения. ● Параметры окружающей среды. При увеличении температуры атмосферного воздуха и снижении его давления уменьшается массовое наполнение. В случае неизменной предельной подачи топлива это сопровождается пропорциональным снижением  , что, в свою очередь, ведет к уменьшению  i и pi . Следует отметить, что каждому дизелю свойственна своя зависимость i = f ( ) , поэтому степень влияния атмосферных условий на мощностные и экономические показатели различных дизелей неодинакова. Изучение влияния атмосферных условий на показатели различных дизелей позволило предложить приближенные формулы для приведения показателей к стандартным условиям. Параметры дизелей с газотурбинным наддувом в меньшей степени зависят от атмосферных условий. Это связано с повышением энтальпии ОГ при снижении  из-за уменьшения давления или повышения температуры окружающей среды. В результате увеличивается частота вращения турбокомпрессора, что в некоторой мере компенсирует снижение p к . ● Частота вращения. Если при изменении частоты вращения  не изменяется, то  i , как правило, несколько увеличивается с ростом n в связи с уменьшением неполноты сгорания и снижением потерь теплоты в охлаждающую среду. С ростом n улучшается распыливание топлива, обычно благоприятно изменяется сочетание скоростей подачи топлива и движения заряда, что положительно влияет на развитие сгорания. Поэтому, несмотря на увеличение выраженной в градусах продолжительности впрыскивания,  i возрастает. Из графиков, приведенных на рис. 27 видно, что  i увеличивается с ростом n, несмотря на некоторое снижение  . На характер изменения  i и i /  в функции частоты вращения заметное влияние оказывает регулировка угла опережения впрыскивания. 53 Рис. 27. Зависимости  i , i /  и  от частоты вращения При увеличении n возрастают выраженные в градусах продолжительность впрыскивания, запаздывание его начала и период задержки воспламенения. Последнее приводит к запаздыванию начала воспламенения. Тепловыделение в большей мере переносится на такт расширения. Для получения наилучших индикаторных показателей при увеличении частоты вращения  o.вп должен увеличиваться. В большинстве используемых вариантов системы топливоподачи  o.вп , напротив, снижается при увеличении n. Для обеспечения наиболее благоприятного характера изменения индикаторных показателей во всем диапазоне n в дизелях, имеющих широкий диапазон частот вращения, целесообразно применять автоматические устройства для изменения  o.вп . ГЛАВА 11 Влияние различных факторов на индикаторные показатели двигателя с искровым зажиганием Как и для дизелей, индикаторные показатели двигателей с искровым зажиганием зависят от полноты и своевременности сгорания, а также от тепловых потерь в систему охлаждения и с отработавшими газами. ● Степень сжатия. У двигателей с искровым зажиганием степень сжатия  = 6,0...12,0. В этом диапазоне значений  её влияние на индикаторные показатели весьма существенно. Увеличение  заметно повышает  i и pi . Кроме того, с ростом  несколько улучшаются условия воспламенения, что даёт возможность расширить пределы обеднения смеси и получить дополнительное увеличение  i при работе на частичных нагрузках. Чем больше  , тем меньше поверхность камеры сгорания, но, с другой стороны, несколько возрастает температура газа, поэтому теплообмен между газом и стенками, образующими камеру, может увеличиться, что снизит эффект от роста  . Увеличение  является основным способом улучшения индикаторного процесса и повышения  м двигателя с искровым зажиганием, однако чем больше  , тем выше требования к октановому числу топлива. Следует иметь в виду, что с повышением  увеличиваются тепловые и механические нагрузки на детали двигателя, а также выброс NOX и СН. ● Размеры цилиндра. Чем больше диаметр цилиндра, тем при данном октановом числе топлива меньше должна быть  для обеспечения бездетонационной работы. Поэтому при увеличении D необходимо снизить  , использовать топливо с более высоким октановым числом или при конструировании располагать в цилиндрах по две свечи зажигания. При неизменном  увеличение D сопровождается ростом  i из-за снижения доли теплоты, отдаваемой в стенки. ● Состав смеси. Он сильно влияет на протекание процесса сгорания и соответственно на индикаторные показатели. Существенно, что максимум  i достигается при более бедных смесях по сравнению с теми, которые соответствуют максимуму i /  и pi . Это объясняется тем, что обеднением смеси до определенных пределов улучшаются полнота 54 сгорания и доля в продуктах сгорания двухатомных газов. Однако при слишком сильном обеднении смеси скорость её сгорания значительно падает (могут появиться циклы с пропуском воспламенения), поэтому сгорание заканчивается всё позднее, а отвод теплоты в стенки увеличивается. Наибольшей величине  i соответствует такой состав смеси, при котором имеет место оптимальное сочетание полноты и скорости сгорания с теплоотводом в стенки. Максимальное значение i /  достигается на несколько обогащенных смесях, при сгорании которых (практически с максимальной скоростью) имеет место наибольшее значение произведения  i на количество затраченной с топливом теплоты. Значения  , которые соответствуют величинам i max и ( i /  )max , зависят от протекания процесса сгорания, т.е. от конструкции двигателя, а также определяются положение дроссельной заслонки и частотой вращения. На режимах полного открытия дроссельной заслонки i max имеет место при  = 1,1 ...1,3, а максимум ( i /  ) и pi при  = 0,85 ...0,95. ● Угол опережения зажигания. Если при прочих неизменных условиях варьировать величиной угла опережения зажигания  o.з , то таким путем можно приближать или отдалять сгорание топлива относительно ВМТ. Каждому сочетанию открытия дроссельной заслонки,  и n соответствует своё значение угла  o.з.опт , при котором величины  i и pi одновременно достигают максимума. При позднем зажигании сгорание переносится на линию расширения и выделившаяся теплота превращается в работу в течение меньшей части хода поршня, а тепловые потери в систему охлаждения и с отработавшими газами возрастают, что приводит к снижению  i и pi . с другой стороны, при раннем зажигании, когда  o.з >  o.з.опт , сильно увеличиваются максимальная температура T z и давление цикла p z , что обусловливает повышенные тепловые потери в систему охлаждения, а также увеличивает утечку газов через поршневые кольца. Все факторы, которые увеличивают скорость сгорания, т.е. сокращают длительность первых двух фаз сгорания ( 1 +  II ), одновременно способствуют уменьшению  o.з.опт и наоборот. ● Частота вращения. Увеличение n интенсифицирует движение заряда и его сгорание в цилиндре. однако в связи с сокращением времени, в течение которого совершается весь цикл, продолжительность сгорания в градусах ПКВ ( 1 +  II ) несколько увеличивается, а это требует соответствующего увеличения  o.з , которое достигают центробежным регулятором опережения зажигания или управлением  o.з микропроцессорной системой. С ростом n сокращается время теплопередачи от газов в систему охлаждения, но, с другой стороны, растущая турбулизация заряда интенсифицирует этот процесс. Утечки газов через кольца снижаются по мере увеличения n. В результате совместного действия указанных факторов с ростом n величины  i и i /  мало изменяются, имея тенденцию к некоторому возрастанию. ● Нагрузка двигателя. С уменьшением нагрузки условия воспламенения и сгорания в двигателе с искровым зажиганием ухудшаются, при этом относительные тепловые потери в систему охлаждения и с отработавшими газами возрастают. Уменьшение скорости сгорания при неизменной частоте вращения может быть несколько компенсировано увеличением угла опережения зажигания, что достигается в результате работы вакуум-регулятора или управлением  o.з микропроцессорной системой. На изменение  i в зависимости от нагрузки двигателя при постоянной частоте вращения оказывает влияние и изменение  . Наибольшего значения  i достигает на средних нагрузках при  = 1,1 ...1,3. Что же касается величины pi , то она имеет максимум при 55 полностью открытой дроссельной заслонке и снижается по мере её прикрытия. Это является следствием, главным образом, уменьшения количества свежей смеси, подаваемой в цилиндры. ● Скорость движения заряда. Для увеличения  при работе двигателя на частичных нагрузках, например с целью снижения токсичности ОГ при одновременном улучшении топливной экономичности, часто применяется интенсификация газодинамического состояния заряда к концу такта сжатия. С этой целью можно использовать тангенциальные или вихревые впускные каналы, а также специальные завихривающие или отклоняющие поток заслонки. На каждом скоростном и нагрузочном режимах двигателя существует некоторая своя оптимальная интенсивность движения заряда, обеспечивающая работу с i max . При чрезмерно высокой интенсивности движения заряда сильно возрастает теплоотдача в стенки, поэтому  i уменьшается по сравнению с его максимальным значением на данном режиме. Влияние различных факторов на индикаторную мощность и момент На индикаторную мощность и момент, кроме значения pi , влияют количество тактов, количество цилиндров и рабочий объем цилиндра (основные размеры двигателя), а на N i - также n (частота вращения). ● Количество тактов. В двухтактных двигателях индикаторные показатели ( pi ,  i ) ниже, чем в четырехтактных. Это связано с менее совершенной очисткой цилиндров от продуктов сгорания, повышенное содержание которых может ухудшить процесс сгорания и теплоиспользование. Среднее индикаторное давление двухтактных двигателей, отнесенное к полному рабочему объему, меньше, чем в четырехтактных, в связи с потерей части рабочего объема на осуществление газообмена, несколько меньшего  i , а также обычно большего  , к чему прибегают для снижения тепловой напряженности деталей двигателя. В результате для двигателей без наддува при прочих равных условиях применение двухтактного цикла вместо четырехтактного способствует увеличению мощности и момент лишь на 60 ...70%. В четырехтактных двигателях из-за большой энтальпии ОГ и меньшей тепловой напряженности деталей могут применяться более эффективные системы газотурбинного наддува, чем на двухтактных двигателях. При наддуве от приводного нагнетателя в четырехтактных. двигателях меньше удельные затраты мощности на привод нагнетателя, так как меньше, в частности, подача воздуха на единицу расходуемого топлива. Поэтому при прочих равных условиях для двигателей с наддувом мощность четырехтактного двигателя может даже превышать мощность двухтактного. ● Количество цилиндров. N1 , M 1 при неизменных основных размерах цилиндра пропорциональны количеству цилиндров. Увеличение количества цилиндров приводит к усложнению конструкции и эксплуатации двигателей. ● Размеры цилиндра и номинальная частота вращения. Размеры цилиндра, выраженные через диаметр цилиндра D и ход поршня S, зависят для заданной мощности от номинальной частоты вращения nном . Из выражения средней скорости поршня сп = Sn / 30 следует, что при увеличении n, чтобы избежать роста c П , от которой зависят механические потери двигателя, его надежность и износостойкость, следует уменьшить S. При неизменном Vh уменьшение S должно сопровождаться увеличением D. Это возможно, однако, лишь до определенных пределов, так как чрезмерное уменьшение S/D может привести к неблагоприятному изменению массовых и габаритных показателей двигателя, росту механических и термических нагрузок и ухудшению теплоиспользования. Опыт со- 56 здания дизелей показывает, что в случае однополостных камер сгорания малого диаметра и разделенных камер сгорания наилучшие показатели обеспечиваются при S/D = 1,0...1,4. При меньших S/D ухудшается использование воздуха вследствие увеличения содержания его в «мертвых» зонах. Как показывает анализ расчетных циклов, с увеличением S/D при неизменной частоте вращения и прочих равных условиях (D,  ) уменьшается относительная потеря теплоты в среду охлаждения и повышается КПД цикла. Это связано с тем, что количество вводимой теплоты возрастает практически пропорционально S, а потери теплоты в среду охлаждения – в существенно меньшей степени, т.к. увеличение поверхности теплообмена происходит лишь в заключительной части такта расширения, когда интенсивность теплообмена мала. Если, однако, вести анализ не для равных значений n , а для одинаковых значений средней скорости поршня, то результат получается обратным из-за увеличения времени теплообмена в связи с меньшими значениями n при большем S. В дизелях с однополостными камерами сгорания большого диаметра, как показал Н.Р. Брилинг, целесообразно применение S/D < 1. В двигателях с искровым зажиганием применяются S/D = 0,85...1,10. При неизменных величинах S/D и c П увеличение Vh связано с уменьшением номинальной частоты вращения. Отмеченная взаимосвязь является причиной того, что индикаторная мощность растет не пропорционально Vh . Дополнительное влияние может оказать тепловая напряженность деталей. С увеличением Vh увеличиваются размеры деталей, термические сопротивления, перепады температуры и, как следствие, термические напряжения. С целью снижения их необходимо применять меньшие степени форсирования, больший избыток воздуха, что также ограничивает прирост N1 при увеличении Vh . По мере совершенствования материалов, технологии их обработки, топлив и масел, естественно, создаются возможности обеспечения высокой надежности и износостойкости двигателей при больших значениях c П . Поэтому повышение номинальной частоты вращения является при соответствующем выборе S/D одним из способов повышения мошности при сохранении массы и габаритов двигателя. В наибольшей степени это справедливо для двигателей с искровым зажиганием. В дизелях, особенно без наддува и с разделенными камерами сгорания, повышение номинальной частоты вращения также в ряде случае может оказаться целесообразным. При использовании наддува в дизелях нередко прибегают к снижению номинальной частоты вращения с целью повышения экономичности на соответствующем режиме за счет повышения механического КПД. В обоих случаях увеличение номинальной частоты вращения целесообразно только в том случае, если это не приводит к резкому снижению  v и ухудшению процессов смесеобразования и сгорания (i /  ) . В противном случае уменьшение pi может сводить на нет эффект от повышения n. ГЛАВА 12 Влияние различных факторов на эффективные показатели двигателя Значение каждого из эффективных показателей определяется значением соответствующего индикаторного показателя и механическим КПД. Среднее давление механических потерь p ìï можно уменьшить следующим образом: – правильным выбором теплового режима работы двигателя и поддержанием этого режима в процессе эксплуатации; – оптимальным конструированием двигателя и его агрегатов. Правильный выбор конструкции и размеров впускной и выпускной систем делает минимальными потери на газообмен. В эксплуатации сопротивления систем не должны изменяться. Поверхности 57 трущихся пар сводятся к целесообразному минимуму, при котором обеспечивается надежное жидкостное трение, а силы трения имеют малые значения. К минимуму сводится также количество поршневых колец. Выбор жесткости и формы деталей, соблюдение технических условий при их изготовлении также важны для достижения надежного жидкостного трения и минимальных механических потерь. Существенное значение имеет оптимизация конструкции, размеров и частоты вращения таких вспомогательных механизмов, как вентилятор, водяной и масляный насосы; – рациональным выбором материалов и технологии изготовления деталей, что улучшает смазку трущихся пар и снижает потери на трение; – правильным выбором смазочного масла. При этом стремятся использовать масло с минимальной вязкостью, при которой обеспечиваются надежное жидкостное трение, длительная работа всех узлов двигателя при максимально возможных сроках смены и минимальном угаре масла; – использованием в дизелях однополостных камер сгорания вместо разделенных. Этим достигается снижение механических потерь в результате исключения практических потерь на перетекание заряда. Уменьшения p пр.к добиваются оптимизацией типа, размеров, частоты вращения и характеристик компрессора под заданный расход газа и степень повышения давления. Под оптимизацией здесь понимают достижение максимально возможного значения  k во всем диапазоне режимов работы двигателя. Уменьшение затрат на привод компрессора, особенно на режимах малых нагрузок, можно обеспечить, используя перепуск воздуха или снижая частоту вращения компрессора, соединенного с двигателем с помощью регулируемой механической передачи. При применении наддува, особенно газотурбинного, механический КПД возрастает вследствие того, что p ìï увеличивается в меньшей степени, чем pi . Поэтому p e повышается в большей степени, чем pi . В результате увеличения  ì эффективный КПД повышается, даже когда при наддуве имеет место небольшое уменьшение  i . Важное значение при газотурбинном наддуве имеет КПД газотурбокомпрессора. При его увеличении достигается снижение потерь на газообмен. Уменьшение  м при снижении нагрузки объясняется тем, что p мп мало изменяется с уменьшением нагрузки, а pi , естественно, падает. Особенно резко снижается  ì в двигателях с искровым зажиганием, что связано с увеличением потерь на газообмен. При холостом ходе двигателя pi = p мп и  ì  0 . С ростом частоты вращения  ì уменьшается в связи с увеличением p мп . Характер изменения основных индикаторных и эффективных показателей в зависимости от n приведен на рисунке. Так как при увеличении частоты вращения  ì снижается, то максимальные значения p e и  k имеют место при n , меньших тех, при которых достигаются максимальные значения pi и  i . На значение литровой мощности двигателя, оценивающий уровень форсирования двигателя, влияют pi ,  ì , n (на номинальном режиме) и  . Возможности увеличения p i ,  ì ,  к , а также применение двухтактного цикла рассмотрены ранее. Следует отме- тить дополнительно, что в двухтактных двигателях отсутствуют насосные потери, но имеются потери на привод компрессора, используемого для осуществления продувки – очистки – наполнения двигателя. В двухтактных двигателях меньше, чем в четырехтактных, потери на трение, обусловленные силами инерции, так как отсутствуют вспомогательные такты, но меньше также и значение среднего индикаторного давления. На величину  ì в большей степени влияют меньшие значения pi и потери на привод компрессора. 58 Рис. 28. Зависимость индикаторных, эффективных показателей, характеризующих механические потери двигателя, от частоты вращения Поэтому  ì двухтактных двигателей в среднем несколько ниже, чем четырехтактных. Это наряду со снижением pi оказывает влияние на степень увеличения литровой мощности при переходе с четырехтактного цикла на двухтактный. Литровая мощность двигателей с искровым зажиганием, как правило, заметно выше, чем у дизелей, в связи с большим значением номинальной частоты вращения, а при сравнении двигателей без наддува – и большим значением p e . В табл. 4. приведены эффективные показатели автотракторных двигателей на номинальном режиме. Таблица 4 Тип двигателя N л , кВт/л ì e g e , r/(кВт∙ч) p e , МПа Четырехтактные двигатели с искровым зажиганием (без наддува) Четырехтактные двигатели без наддува То же, с наддувом Двухтактные дизели 0,75…0,85 0,25…0,35 327…234 0,75…0,85 20…50** 0,7…0,8 0,78…0,88 0,7…0,85 0,36…0,42 0,38…0,45 0,33…0,38 235…202 223…188 257…223 0,65…0,8 До 2* 0,5…0,75 12…20 16…28** 15…35 *Для применяемых в настоящее время автотракторных дизелей с наддувом предельное значение ниже. В перспективе, однако, возможно pe pe = 2МПа . **Дизеля с наддувом для легковых автомобилей имеют N л до 40, а бензиновые двигатели до 65. ГЛАВА 13 Образование токсических компонентов в продуктах сгорания и методы снижения В продуктах сгорания наряду с наличием основных компонентов обнаруживаются токсические составляющие, оказывающие вредное влияние на организм человека и окружающую среду. Количество вредных выбросов регламентируются стандартами, направленные на ограничение токсичности и дымности отработавших газов. Помимо отработавших газов источниками токсичности являются также картерные газы и испарение топлива в атмосферу. 59 При работе поршневых двигателей внутреннего сгорания выделяются следующие основные токсические компоненты: оксиды азота NOk, сажа, оксид углерода CO, углеводороды CxHд, альдегиды, канцерогенные вещества, соединения серы. 1. Оксиды азота образуются при избытке кислорода   1 и высокой температуры горения. 2. Сажа представляет собой частицы твердых углеродистых продуктов с содержанием чистого углерода до 90%. Наличие сажи в О.Г. обусловливает черный дым на выхлопе. Эта дымность О.Г. является большим недостатком дизелей, особенно на режимах разгона. Наибольшее количество сажи образуется в процессе диффузионного горения в ядре факела, особенно при работе дизеля на полных нагрузках, что обусловлено большой местной концентрацией компонентов топлива с высокой температурой кипения, а также малой концентрацией кислорода ( < 0,3  0,7) . На такте расширения часть образовавшейся сажи выгорает в турбулентном пламени. Степень выгорания сажи зависит от концентрации кислорода вблизи частиц, температуры и времени пребывания частиц в цилиндре. При усилении турбулентности и вихревого движения заряда перемешивание горящей смеси интенсифицируется, в результате чего выгорание сажи усиливается, а образование ее тормозится, т. е. дымность О.Г. уменьшается. Поскольку в цилиндре карбюраторного двигателя сгорает гомогенная смесь при   0,7, сажа образуется в ничтожных количествах. Сажа представляет собой механический загрязнитель легких человека, но значительно больше она опасна как адсорбент и активный переносчик канцерогенных веществ, в частности бензпирена, вызывающего рак легких. Наибольшая скорость образования бензпирена имеет место при температуре 900 – 1200 К. Зонами преимущественного образования бензпирена являются пристеночные слои. 3. Оксид углерода СО образуется главным образом при сгорании топлива с недостатком кислорода, некоторое количество СО может также образовываться в пристеночных слоях смеси или вследствие диссоциации СО2 при высоких температурах. В дизелях СО образуется в результате холоднопламенных реакций и при сгорании в зонах с локальным недостатком кислорода, значительная часть СО окисляется затем до СО2, поэтому выброс СО с О.Г. дизелей невелик и не превышает по объему 0,1–0,2%. 4. Углеводороды, содержащиеся в О.Г. состоят из исходных или распавшихся молекул топлива. У стенок камеры сгорания температура газов недостаточно высока для сгорания топлива, поэтому здесь пламя гасится и полного сгорания не происходит. Углеводороды несгоревшего топлива могут появляться в О.Г. и в результате наличия в заряде зон с чрезмерно обедненной или обогащенной смесью, а в карбюраторных двигателях – и при пропусках воспламенения. Присутствие в О.Г. дизелей углеводородов является одной из причин появления белого или голубого дыма. Углеводороды в тех количествах, в которых они выбрасываются в атмосферу поршневыми ДВС, сами по себе не представляют большой опасности. Однако при определенных условиях в атмосфере образуется специфический туман, обладающий вредным действием и называемый смогом. Углеводороды способствуют образованию смога, и поэтому во многих странах их содержание в О.Г. ограничивается. 5. Альдегиды получаются в тот период, когда процесс окисления протекает при низких температурах. Такое явление наблюдается при пуске, а также на рабочих режимах в тех зонах, где горящая смесь охлаждается сравнительно холодными поверхностями, ограничивающими камеру сгорания. 6. Другие токсичные компоненты. При сгорании серы, содержащейся в дизельном топливе, образуется токсичный сернистый газ SO2 и сероводород Н2S. Концентрацию токсичных компонентов в сухих О.Г. оценивают в объемных процентах, миллионных долях по объему (млн.-1) и реже в миллиграммах на 1л О.Г. 60 Даже в правильно отрегулированном двигателе количество токсичных компонентов может достигать следующих величин: Дизель Оксид углерода СО, % . . . . 0,2 Оксиды азота, % . . . . . . . . . . . . .0,35 Углеводороды, % . . . . . . . . . . . . 0,04 Диоксид серы, % . . . . . . . . . . . . 0,04 Сажа, мг/л . . . . . . . . . . . . . . . . . . 0,30 Карбюраторный двигатель 6,0 0,46 0,40 0,007 0,05 На основании действующих в нашей стране санитарных норм на предельное содержание токсичных веществ в воздухе можно в первом приближении принять следующее соотношение токсичных компонентов по отношению к токсичности оксида углерода: СО : NOх : СН = 1 : 20 : 0,67. Таким образом, токсичность дизелей зависит в основном от содержания в О.Г. оксидов азота. Влияние некоторых факторов на токсичность О.Г. дизелей Токсичность О.Г. зависит от многих конструктивных и эксплуатационных факторов. Воздействуя на последние, можно значительно улучшить экологические показатели работы двигателей. Способ смесеобразования оказывает заметное влияние на токсичность О.Г. Это объясняется тем, что в предкамере или в вихревой камере процесс сгорания происходит при пониженном значении температуры и коэффициента избытка воздуха. Догорание заряда в одной камере также идет при относительно невысоких температурах. По этим причинам в дизелях с разделенными камерами сгорания образуется меньше NOх, чем в дизелях с камерой сгорания в поршне. Кроме того, как показано на рис.7 дизели с разделенными камерами выбрасывают с О.Г. меньше продуктов неполного сгорания при относительно небольшой дымности выпуска, что объясняется лучшим догоранием СО, СН и сажи в надпоршневом объеме. Степень сжатия оказывает влияние на токсичность О.Г. главным образом через изменение температуры заряда. Увеличение последней с ростом  приводит к улучшению смесеобразования, особенно на малых нагрузках и частотах вращения вала, поэтому выброс СО и СН снижается. Чтобы при этом не возрастал выброс NOх, соответствующим образом подбирают сочетание интенсивности вихревого движения заряда и параметров впрыскивания топлива. Рис.7. Дымность и токсичность О.Г. - - - - дизель с разделенной камерой; ____ дизель с камерой сгорания в поршне 61 Подача топлива Увеличение давления впрыскивания при данном диаметре сопловых отверстий распылителя позволяет позже начинать впрыскивание, оставляя неизменным его окончание, в результате чего уменьшаются выброс NOх и дымность О.Г. При средних и высоких нагрузках некоторые системы подачи топлива могут давать подвпрыскивание, когда после конца основного впрыскивания игла форсунки открывается на короткое время. При этом в цилиндр впрыскивается очень небольшое количество топлива, которое плохо распыляется и сгорает на линии расширения с образованием СО, СН и дыма. Сходное с подвпрыскиванием влияние на выброс СН оказывает истечение топлива с малой скоростью из объема колодца под иглой распылителя и каналов сопловых отверстий. После посадки иглы на седло пузырьки газа в подигольном объеме расширяются в результате разогрева и вытесняют топливо в камеру сгорания, где создается локальное обогащение смеси на ходе расширения, что приводит к увеличению выброса СН. Особенно это заметно в дизелях с камерой сгорания в поршне, у которых объем колодца под иглой Vu составляет 1,35-1,8 мм3. Влияние этого объема на содержание СН в О.Г. иллюстрирует рис. 8. Рис.8. Влияние величины подыгольного объема распылителя на содержание СН в О.Г. дизеля с камерой сгорания в поршне Угол опережения впрыскивания  o.вп заметно влияет на выброс NOх. При уменьшении  o.вп в результате снижения температуры сгорания образование NOх значительно замедляется. Однако, если при этом возрастает длительность периода задержки воспламенения, то это вызывает увеличение выброса продуктов неполного сгорания – СН и СО. Например, если 1 сокращается, то доля топлива, впрыснутого до начала быстрого горения (Vi ), становится меньше, а роль диффузионного сгорания и дымность О.Г. соответственно возрастают (рис.9). Конечно, всегда следует помнить, что при чрезмерном уменьшении  o.âï существенно ухудшаются экономические и энергетические показатели работы дизеля. 62 Рис.9. Влияние угла опережения впрыскивания на дымность О.Г. (камера в поршне): _____ – дизель без наддува; -.-.-.-.- – дизель с наддувом Режим работы На рис.10, а, б показаны диапазоны содержания токсичных компонентов и изменения дымности О.Г. дизелей с различными способами смесеобразования в зависимости от способа от режима работы. Рис.10. Влияние нагрузки (а) и частота вращения (б) на токсичность четырехтактных дизелей При увеличении нагрузки дизеля pe  0,4  0,5 МПа) смесеобразовании е и сгорание ухудшаются, поэтому возрастает выброс СО и резко повышается дымность О.Г. Влияние температурного фактора является определяющим в процессе образования оксидов азота в области малых и средних нагрузок и лишь при больших цикловых подачах топлива рост выхода NOх замедляется или даже прекращается вследствие появления в камере сгорания значительных объемов, в которых практически отсутствует свободный кислород. 63 Увеличение частоты вращения до п  2000 мин 1 приводит к снижению дымности О.Г. вследствие улучшения смесеобразования, однако при п > 2000 мин 1 дымность опять несколько возрастает, что объясняется преобладающим влиянием сокращения времени сгорания топлива. На образование NOх, СО и СН частота вращения влияет слабо. В дизелях с камерой сгорания в поршне дымность О.Г. на низких скоростных режимах возрастает в 1,5-2 раза по сравнению с номинальным режимом. Это объясняется тем, что при уменьшении частоты вращения ухудшается смешение топлива с воздухом и сажа, образующаяся в зонах камеры с переобогащенной смесью, оказывается в зонах с избытком кислорода слишком поздно и не успевает там окисляться. Поэтому подачу в диапазоне низких частот вращения необходимо ограничивать, т.е. обеспечивать соответствующее корректирование скоростных характеристик топливоподачи В период разгона автомобиля с дизелем, особенно, если последний имеет турбонаддув, в результате кратковременного обогащения смеси значительно возрастает дымность с О.Г., и в то же время имеет место лишь относительно небольшое увеличение концентрации СО, СН и NOх. Основные способы снижения токсичности и дымности отработавших газов Требования действующих в нашей стране государственных и отраслевых стандартов на токсичность и дымность О.Г. двигателей обусловливают необходимость проведения в жизнь специальных мероприятий на стадиях проектирования, производства и эксплуатации двигателей, направленных на снижение токсичности и дымности О.Г. осложняется тем, что обычно необходимо уменьшать выброс в атмосферу нескольких токсичных компонентов. Однако многие методы, снижающие выброс продуктов неполного сгорания углерода, связаны с интенсификацией процесса сгорания, что вызывает увеличение концентрации NOх. Кроме того, нужно иметь в виду, что реализация ряда способов уменьшения выбросов NOх приводит к ухудшению топливной экономичности, что, как правило, является недопустимым. Способы снижения дымности и токсичности О.Г. дизелей Известен ряд способов уменьшения дымности и токсичности О.Г. дизелей. Вопрос о выборе наиболее целесообразного пути решается применительно к конкретным условиям. 1. Совершенствование процессов смесеобразования и сгорания. Преимущество этого способа заключается в том, что одновременно со снижением дымности О.Г. и содержания в них СО и СН улучшаются мощностные и экономические показатели двигателя. Однако интенсификация сгорания приводит к увеличению концентрации NOх. Наоборот, воздействие на процесс сгорания путем снижения степени сжатия, уменьшение угла опережения впрыскивания топлива или дросселированием воздуха на впуске приводит к уменьшению выхода NOх, но при этом ухудшаются индикаторные показатели. Для снижения токсичности О.Г. дизеля необходимо сокращать длительность задержки воспламенения за этот период впрыскивать основную долю топлива, стремясь к тому, чтобы сгорание происходило в течение второй фазы с небольшой скоростью, а в завершающих фазах – с наибольшей возможной интенсивностью. 2. Рециркуляция отработавших газов. Если часть отработавших газов из системы выпуска направить во впускной трубопровод, то наполнение цилиндров воздухом уменьшится. При этом диоксид азота, содержащийся в О.Г., может способствовать сокращению периода задержки воспламенения. Все это вместе с относительно высокой теплоемкостью продуктов сгорания приводит к понижению максимальной температуры цикла к концентрации кислорода в заряде, а значит, способствует уменьшению образованию оксидов азота и понижает их концентрацию в О.Г. на 40-50%. Опыты показывают, что для такого 64 снижения концентрации NOх во впускную систему необходимо подавать отработавшие газы в количестве около 20% от количества воздуха. Рециркуляция О.Г. более эффективна на режимах малых и средних нагрузок, причем ее эффективность в дизелях с разделенными камерами. Естественно, что на больших нагрузках рециркуляция О.Г. уменьшает индикаторный к.п.д. и увеличивает выделение СО. Сходное с рециркуляцией О.Г. воздействие на снижение выхода NOх имеет подача воды во впускной трубопровод или цилиндр дизеля. В последнем случае вода может впрыскиваться вместе с топливом в виде топливно-водяной эмульсии. При добавке воды в количестве 6% (по массе) концентрация NOх снижается в два раза. Выброс СО и СН при добавке к заряду воды практически не изменяется. Использование воды для подавления образования NOх наталкивается на ряд практических трудностей, связанных с возможностью замерзания воды, появления коррозии и увеличением износа некоторых деталей. 3. Топливо и присадки. Увеличение цетанового числа топлива уменьшает период задержки воспламенения, жесткость работы и максимальное давление сгорания, что оказывает сложное влияние на образование токсичных компонентов и дыма. На малых и средних нагрузках увеличение цетанового числа способствует уменьшению выброса NOх и СН, а на больших в некоторых случаях – повышению дымности выхлопа. Чем больше в топливе легких фракций, тем лучше его испаряемость, а значит и равномернее и состав смеси в камере сгорания, что приводит к снижению дымности О.Г. и концентрации в них NOх. Добавка к дизельному топливу в количестве до 1% антидымных присадок, например, на основе бария, марганца и тетраэтилсвинца, позволяет при больших нагрузках в несколько раз понизить дымность О.Г. и содержание в них альдегидов и бензпирена. 4. Нейтрализация О.Г. Радикальный способ уменьшения токсичности О.Г. – нейтрализация (обезвреживание) газов в системе выпуска. В каталитических нейтрализаторах О.Г. дизеля проходит через слой катализатора, сильно ускоряющего протекание окислительных реакций, т.е. превращение СО и СН в СО2 и Н2О. В результате каталитической нейтрализации при температуре О.Г. более 300 оС уменьшается на 85-90%, а СН – на 7580%. При низких температурах О.Г. (менее 300 оСО эффективность каталитических нейтрализаторов невысока. При эксплуатации нейтрализаторы часто забиваются сажей. С этим недостатком борются путем установки перед нейтрализатором специальных улавливателей сажи или путем периодического выжигания ее в самом нейтрализаторе. Каталитические нейтрализаторы применяются на специальных машинах, работающих в условиях повышенной загазованности воздуха. Термическая нейтрализация заключается в окислении при высоких температурах СО и СН без катализатора. Полнота термической нейтрализации зависит от концентрации токсичного компонента и кислорода, температуры, давления и времени нахождения газов в нейтрализаторе. Если в отработавших газах совсем нет или недостаточно кислорода, то к ним с помощью специального насоса добавляют в соответствующем количестве воздух. При невысоких температурах (до 150–200 оС) в термическом нейтрализаторе происходит интенсивное окисление NO и NO2. Конструктивно термические нейтрализаторы изготовляют в виде теплоизолированных камер, встроенных в выпускную систему по возможности ближе к клапанам. Система каналов в нейтрализаторе обеспечивает хорошее перемешивание дополнительного воздуха и О.Г. Термический нейтрализатор увеличивает гидравлическое сопротивление системы выпуска, и поэтому при его установке экономичность двигателя ухудшается. 5. Техническое состояние двигателя. Интенсивность дымления и токсичность О.Г. сильно зависят от технического состояния и регулировок топливоподающей аппаратуры. Недопустимы подтекание топлива в распылителе, неправильная регулировка давления начала впрыскивания, зависание иглы распылителя и т.п. Большое значение имеет тепловое состояние распылителя. Перегрев распылителя выше 180-210 оС приводит к его закоксовыванию, нарушению характеристики впрыскива- 65 ния, ухудшению равномерности распыливания и подачи топлива через отдельные отверстия. В этом случае увеличиваются дымность и токсичность О.Г. При засорении воздухоочистителя или потери герметичности клапанов токсичность О.Г. может возрасти в результате снижения наполнения цилиндров и компрессии. В изношенном дизеле в пристеночную зону цилиндра попадают частички масла, что увеличивает выброс бензпирена в 810 раз. Правильная эксплуатация, т.е. поддержание дизеля в хорошем техническом состоянии, и стабильность регулировок топливной аппаратуры в сочетании с систематическим контролем дымности и токсичности О.Г. позволяют снизить общий выброс токсичных веществ на 30–40%. Способы снижения токсичности О.Г. карбюраторных двигателей При анализе воздействия того или иного мероприятия на уменьшение токсичности О.Г. карбюраторного двигателя необходимо оценивать его эффективность по токсическим компонентам – СО, NOх и СН. 1. Регулировка карбюратора и угла опережения зажигания. Как следует из рис. 11, при  >1 существенно возрастает концентрация СО и СН, при этом даже, когда для двигателя в целом  = 1,0, в О.Г. содержится некоторое количество этих токсичных компонентов, что объясняется неравномерностью состава смеси по цилиндрам, наличием в камере сгорания зон с обогащенной смесью. Рис.11. Изменение состава отработавших газов в зависимости от состава смеси в карбюраторном двигателе При обеднении смеси выход NOх сначала растет, что связано с увеличением концентрации в продуктах сгорания свободного кислорода, затем при  >1,05÷1,10 в результате падения температуры сгорания образование NOх уменьшается. Ввиду сильной зависимости токсичности О.Г. от состава смеси большое значение приобретает своевременная проверка и поддержание рекомендуемых заводомизготовителем регулировок карбюратора. Регулировка карбюратора на режиме холостого хода, как это следует из рис. 11, не только существенно влияет на концентрацию СО и СН, но одновременно от состава смеси сильно зависит и стабильность работы двигателя и, в частности его колебания на подвеске. Наименьшая величина средней амплитуды  этих колебаний имеет место при 66  =0,8÷0,85, когда наблюдается также минимальная концентрация СН. С обеднением смеси при  >0,80÷0,85 выброс СО уменьшается, однако из-за пропусков воспламенения в отдельных циклах сильно возрастает концентрация СН и увеличивается амплитуда колебаний двигателя на подвеске. Изменение угла опережения зажигания вблизи его оптимального значения (с точки зрения экономичности работы двигателя) почти не влияет на концентрацию СО и СН, однако с ростом  О.З концентрация NOх возрастает и особенно заметно при  >1,0. Отступление от рекомендуемых для данного двигателя углов опережения зажигания в сторону более поздних способствует снижению оксидов азота, но при этом одновременно ухудшаются и экономические показатели. Работа с чрезмерно ранним зажиганием (  o.з   o.з.oпТ ) недопустима, так как при этом увеличивается выброс NOх и ухудшаются другие показатели. 2. Совершенствование рабочих процессов и смесеобразования. Конструкция камеры сгорания влияет на образование СН: чем меньше отношение поверхности к объему камеры и объем над вытеснителем, тем меньше образуется СН. На концентрацию СО и NOх эти факторы заметного влияния не оказывают. Вызывает рост максимальной температуры цикла и приводит также к увеличению отношения поверхности камеры сгорания к ее объему. Первый фактор определяет повышение концентрации NOх при  >1,0, а второй – увеличение выхода СН. Улучшение смесеобразования уменьшает выброс СО в области богатых смесей, но может несколько увеличить концентрацию NOх на бедных смесях. 3. Применение бензинов с малым содержанием тетраэтилсвинца, переход на газообразные топлива. Снижение или полный отказ от этилирования бензинов позволяет соответственно влиять на выброс соединений свинца и повысить долговечность каталитических нейтрализаторов. Перевод двигателя на газообразное топливо обеспечивает снижение выброса NOх примерно в два раза, а также дает некоторое уменьшение концентрации СО. Это связано с тем, что при работе на газе возможно эффективное использование более бедных смесей, сгорающих при меньшей температуре, а также снижение неравномерности состава смеси по цилиндрам. 4. Рециркуляция О.Г. Чаще всего О.Г. подаются во впускной трубопровод за дроссельной заслонкой, чтобы не нарушать дозирования смеси карбюратором и избегать образования в нем отложений. Количество О.Г., добавляемых к свежей смеси, необходимо регулировать в зависимости от нагрузки двигателя. Максимальный перепуск должен иметь место при работе на полном дросселе, когда рециркуляция 10-12% О.Г. обеспечивает уменьшение концентрации NOх примерно в два раза. Иногда при работе с рециркуляцией наряду с уменьшением выброса NOх немного увеличивается образование СО и СН из-за ухудшения процесса сгорания. Мощностные и экономические показатели двигателя при введении рециркуляции могут несколько снижаться. 5. Нейтрализация О.Г. В карбюраторных двигателях каталитические нейтрализаторы используются не только для окисления СО и СН, но и для нейтрализации NOх. В последующем случает в той части нейтрализатора, которая предназначена для восстановления NOх необходимо создать восстановительную среду, т.е. химически связать кислород, находящийся в составе О.Г. С другой стороны, в части нейтрализатора, предназначенной для окисления СО и СН, необходимо обеспечить окислительную среду и с этой целью в нейтрализатор подается воздух, если концентрация кислорода в О.Г. недостаточна.