СПОСОБ РАБОТЫ (ВАРИАНТЫ) И УСТРОЙСТВО КОМБИНИРОВАННОГО ДВИГАТЕЛЯ С ДВУХФАЗНЫМ РАБОЧИМ ТЕЛОМ НА БАЗЕ ПОРШНЕВОГО ДВИГАТЕЛЯ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ (ВАРИАНТЫ)
OPERATING METHOD (VERSIONS) AND ARRANGEMENT OF COMPOUND ENGINE WITH TWO-PHASE WORKING MEDIUM BASED ON PISTON-TYPE INTERNAL COMBUSTION ENGINE (VERSIONS)

Изобретение относится к области машиностроения и может быть использовано в двигателях внутреннего сгорания для повышения их КПД, улучшения их топливной экономичности, снижения вредных выбросов в атмосферу, а также повышения их надежности.
Известен способ работы и устройство поршневого двигателя внутреннего сгорания с газопаровым рабочим телом (патент РФ 2232913, кл. F02G 5/04, F01K 23/14, F02В 47/02, 75/10).
Устройство включает поршневой двигатель внутреннего сгорания, конденсатор, устройства охлаждения продуктов сгорания, распылители воды, установленные во впускной системе и подключенные к емкости с водой водопроводами через регулятор расхода и водяной насос. Вдоль выпускной системы последовательно по ходу движения газов расположены парогенератор, совмещенный с выпускным коллектором, контактный конденсатор, турбодетандер (турбина) или винтовая расширительная машина, соединенные механической связью с электрогенератором, и влагоотделитель. Вдоль впускной системы последовательно по ходу движения воздуха расположены воздушный фильтр, компрессор, контактный воздухоохладитель и впускной коллектор. При этом поддон влагоотделителя подключен водопроводом к холодной части аккумулятора воды, поддоны контактных конденсатора и воздухоохладителя соединены водопроводами с горячей частью аккумулятора воды, парогенератор подключен подводящим водопроводом к горячей части аккумулятора воды и отводящим паропроводом с аккумулятором пара, от которого отведены паропроводы к турбине или винтовой расширительной машине, соединенные механической связью с компрессором.
Способ работы этого поршневого двигателя реализуется подачей воздуха компрессором в цилиндры двигателя, который приводится паровой турбиной. Продукты сгорания охлаждаются в парогенераторе, контактном конденсаторе и турбодетандере (турбине), а надувочный воздух в контактном воздухоохладителе. Пар подается в турбину из аккумулятора, который генерируется теплотой продуктов сгорания. Вода впрыскивается в камеры сгорания из горячей части аккумулятора, куда она подается из конденсатора. Холодная часть этого аккумулятора снабжается водой, выделяющейся во влагоотделителе за турбодетандером (турбиной), при этом регулируют показатель рН горячей воды больше 7, поступающей из конденсатора в аккумулятор воды, добавлением аммиака в эту воду и количества подаваемого воздуха компрессором в соответствии с минимально допустимым коэффициентом избытка воздуха.
Недостатками этого известного способа работы и устройства поршневого двигателя являются сложность, большие размеры и масса, а также недостаточно высокий КПД, который должен ограничиваться действиями первого и второго законов термодинамики.
Наиболее близким к заявленному способу работы и устройству комбинированного двигателя с двухфазным рабочим телом на базе поршневого двигателя внутреннего сгорания является по технической сущности и достигаемому результату способ работы и устройство комбинированного двигателя с двухфазным рабочим телом на базе поршневого двигателя внутреннего сгорания, опубликованные на сайте Интернета www.wipo.int/pctdb № WO 2008/094071 от 16.10.2008.
Базовым оборудованием этого двигателя служит поршневой двигатель внутреннего сгорания, паровая расширительная машина или паровой(ые) цилиндр(ы). Эта расширительная машина или этот(и) цилиндр(ы) подключен(ы) к парогенератору и конденсатору. Для повышения температуры пара при низких температурах продуктов сгорания организован замкнутый циркуляционный контур через парогенератор. Базовый поршневой двигатель используется с традиционной системой охлаждения и без нее. В последнем случае охлаждение рабочего тела осуществляется распыливанием в нем холодной воды с определенными средними размерами капель и в необходимом количестве. Объем камеры сгорания в газовых цилиндрах с принудительным воспламенением топлива устанавливают таким, чтобы эффективный КПД комбинированного двигателя был наибольшим и отсутствовала детонация в цилиндрах благодаря распыливанию воды с необходимыми средними размерами капель в требуемом количестве во впускном воздухопроводе и нагреву ее до температуры кипения к концу сжатия воздухом, а также охлаждению продуктов сгорания при горении топлива испарением капель воды, нагретой до температуры кипения.
Пар для работы паровой расширительной машины или подачи его в паровой(ые) цилиндр(ы) получается в парогенераторе благодаря нагреву питательной воды теплотой масла системы смазки, воды системы охлаждения, а также продуктов сгорания. При отсутствии традиционной системы охлаждения продукты сгорания охлаждаются в цилиндрах испарением нагретых капель воды. Эти капли образуются в системе впуска распыливанием охлажденной воды в радиаторе наружным воздухом, а нагреваются до температуры кипения от сжимаемого и нагреваемого воздуха при сжатии как в компрессоре, так и в цилиндрах. Испаряющиеся капли в цилиндрах при горении топлива подавляют детонацию и позволяют повысить степень сжатия двигателя с принудительным воспламенением, а также увеличить количество рабочего тела. Отработавший пар конденсируется в конденсаторе, а водяной пар и углеводороды из продуктов сгорания тоже благодаря их охлаждению распыливанием холодной воды, которая получается из конденсата путем ее охлаждения в радиаторе наружным воздухом. Снижение вредных выбросов происходит, в основном, в результате уменьшения диссоциации продуктов сгорания, конденсации углеводородов из продуктов сгорания на поверхностях капель воды в конденсаторе и сжиганию их вместе с распыленной водой в камерах сгорания, а также благодаря содержанию в каплях воды растворенного аммиака.
Основными недостатками этого прототипа являются недостаточная надежность работы при низких температурах наружного воздуха, сложность конструкции, а проблема повышения эффективного КПД решается, в основном, у бензиновых (с принудительным воспламенением) двигателей.
Целью изобретения является повышение КПД не только бензинового (с принудительным воспламенением) двигателя, но также газового и дизельного двигателей до уровня, ограничиваемого первым и вторым законами термодинамики, повышение надежности работы этих двигателей при их эксплуатации в области низких температур наружного воздуха, а также уменьшение трудоемкости их изготовления и снижения стоимости.
Поставленная цель решается тем, что в способе работы комбинированного двигателя с двухфазным рабочим телом, включающим подачу воздуха компрессором во впускной коллектор, его охлаждение распыливанием холодной воды, охлаждение продуктов сгорания последовательно в котле и в контактном конденсаторе до температуры, при которой выделившийся конденсат охлаждается до температуры холодной воды наружным воздухом в водовоздушном радиаторе, затем их расширение в турбодетандере (турбине), отделение капель воды в контактном конденсаторе и турбодетандере (турбине) при расширении продуктов сгорания, подачу холодной воды в контактный конденсатор для охлаждения продуктов сгорания и в систему впуска для охлаждения воздуха, снижение максимальной температуры сгорания благодаря испарению капель воды при сжигании топлива в камерах сгорания, отдачу теплоты из масла системы смазки нагреваемой воде в водораспределительном устройстве через разделяющие стенки водомасляного теплообменника, подачу нагретой воды в котел из водораспределительного устройства и подачу пара из котла в расширительное устройство для получения полезной работы, регулирование давления газов в конденсаторе их дросселированием перед рабочим колесом турбодетандера (турбины) в зависимости от температуры наружного воздуха, осуществляют их в результате снижения максимальной температуры сгорания благодаря испарению капель воды при сжигании топлива в камерах сгорания при коэффициентах избытка воздуха α=1,0÷1,2 в газовых и бензиновых (с принудительным воспламенением) и наиболее низком, но большем 1,1 в дизельных (с самовоспламенением) двигателях, при которых организуют полное сгорание топлива при отсутствии химической неполноты сгорания. Причем воду подают в воздух, поступающий в компрессор бензинового (с принудительным воспламенением) двигателя для уменьшения температуры этого воздуха при его сжатии в компрессоре, при этом распыливают ее с такими размерами капель и в таком количестве, при котором степень сжатия двигателя повышается без возникновения детонации, а эффективный КПД становится наибольшим. Кроме того, в дизельном (с самовоспламенением) двигателе подают нагретую воду в котле до температуры кипения при давлении, большем максимального давления сгорания в газовые теплоизолированные цилиндры в начале расширения при сжигании топлива с наиболее низким коэффициентом избытка воздуха, но ≥1,1 обеспечивающее качественное смесеобразование и полное сгорание топлива, при этом переходят на частичные нагрузки количественным регулированием мощности (изменением количества поступающего воздуха в цилиндры при постоянном коэффициенте избытка воздуха). Причем воду распыливают в нагреваемом воздухе при его сжатии в компрессоре и цилиндрах, при которых возникает надежное воспламенение капель топлива в дизельном (с самовоспламенением) двигателе на всех режимах при допустимой жесткости его работы. Кроме того, увеличивают эффективную мощность и давление надувочного воздуха благодаря увеличению срабатываемого теплоперепада на рабочем колесе турбодетандера(турбины) в результате уменьшения проходного сечения направляющего соплового аппарата при сохранении коэффициента избытка воздуха в цилиндрах α=1,0÷1,2 в газовых и бензиновых (с принудительным воспламенением) и α≥1,1 в дизельных (с самовоспламенением) двигателях. Кроме того, в газовом и бензиновом (с принудительным воспламенением) двигателях устанавливают постоянный или наивыгоднейший угол опережения зажигания на всех режимах работы, а возникающую детонацию подавляют увеличением количества распыливаемой холодной воды в воздухе, поступающем в цилиндры. Причем количество подаваемой питательной воды в котел или температуру и давления воды (пара) изменяют в зависимости от режима работы двигателя, при этом охлаждают продукты сгорания в этом котле до 150°С. Кроме того, образовавшийся пар в котле подают в газовые цилиндры в начале расширения через впускные паровые клапаны и завихрители при более высокой степени сжатия, чем у базового двигателя с давлением, превышающим давление газов в этих цилиндрах в таком количестве и с такой температурой, при которых не происходит детонация в камерах сгорания газового и бензинового (с принудительным воспламенением) двигателях, а в цилиндрах дизельного (с самовоспламенением) двигателя совершается эффективная работа с наиболее высоким КПД. Причем количество подаваемой питательной воды в котел регулируется по температуре выпускных газов на выходе из этого котла, или давлению, или температуре пара на выходе из котла. Кроме того, распыливают смесь бензина и воды в воздухе, поступающем в цилиндры, при котором требования к октановому числу топлива получаются наименьшими, степень сжатия и эффективный КПД наибольшими. Причем распыливают смесь воды и дизельного топлива в соотношении 0,5÷1,25 от цикловой подачи топлива в воздухе, поступающем в цилиндры, при котором эффективный КПД дизеля (с самовоспламенением) становится наибольшим при допустимой жесткости его работы, не превышающей у существующих двигателей. Кроме того, пар подают в паровой(ые) цилиндр(ы) через впускной(ые) клапан(ы) при его(их) открытии в верхней(внутренней) мертвой точке, а закрывают его(их) по допустимому снижению давления пара в парогенераторе, при котором эффективный КПД двигателя начинает снижаться. Причем при уменьшении уровня воды в водораспределительных устройствах холодной и горячей воды повышают давление газов в конденсаторе или доливают воду в эти емкости, а в выключенном двигателе и снижении температуры холодной воды до температуры замерзания двигатель запускается автоматически или вручную. В случае снижения температуры холодной воды в двигателе до температуры замерзания, воду из системы подачи воды и пара сливают автоматически или вручную по трубопроводу в теплоизолированную емкость электронасосом, а при его пуске подогревают ее электронагревателем и заливают вновь в эту систему из этой емкости. Кроме того, поставленная цель решается тем, что в способе работы комбинированного двигателя с двухфазным рабочим телом создают давление газов в конденсаторе в результате их дросселирования и расширения в дроссельной заслонке, а воздух подают в цилиндры всасыванием через впускной коллектор, при этом распыливают холодную воду в этом воздухе на всех режимах с такими средними размерами капель и в таком количестве, при котором эффективный КПД цикла бензинового (с принудительным воспламенением) двигателя становится наибольшим при повышенной степени сжатия и работе без детонации.
Поставленная цель в устройстве комбинированного двигателя с двухфазным рабочим телом достигается тем, что содержит газовые цилиндры базового поршневого двигателя для расширения продуктов сгорания, котел, совмещенный с выпускным коллектором, конденсатор с турбодетандером (турбиной), расположенные последовательно вдоль выпускного газопровода и соединенные газовой связью с цилиндрами этого двигателя, компрессор, подключенный к цилиндрам для подачи воздуха и соединенный с турбодетандером (турбиной), а также водораспределительные устройства горячей и холодной воды, соединенные между собой, с конденсатором и водовоздушным радиаторам трубопроводами, топливные форсунки во впускных патрубках, соединенные топливопроводами с топливным насосом, фильтром и регулятором расхода для подачи топлива в цилиндры, а также теплоизолированные детали камеры сгорания [головку (крышки) цилиндров, поршни и газовые цилиндры], котел, совмещенный с теплоизолированным выпускным коллектором, форсунки и насос высокого давления с регулятором расхода для подачи воды в цилиндры из котла в начале расширения, причем сопловые отверстия форсунок располагаются к стенкам камеры сгорания тангенциально или под острым углом для того, чтобы вытекающая из сопел пароводяная смесь организовывала вихревое движение горячей смеси в камере сгорания для улучшения процесса смесеобразования и сгорания. Кроме того, устройство комбинированного двигателя с двухфазным рабочим телом содержит газовые цилиндры базового поршневого двигателя для расширения продуктов сгорания, котел, совмещенный с выпускным коллектором, конденсатор с турбодетандером (турбиной), расположенные последовательно вдоль выпускного газопровода и соединенные газовой связью с цилиндрами этого двигателя, компрессор, подключенный к цилиндрам для подачи воздуха и соединенный с турбодетандером (турбиной), а также водораспределительные устройства горячей и холодной воды, соединенные между собой, с конденсатором и водовоздушным радиатором трубопроводами, топливные форсунки во впускных патрубках, соединенные топливопроводами с топливным насосом, фильтром и регулятором расхода для подачи топлива в цилиндры, теплоизолированные детали камеры сгорания [головку (крышки) цилиндров, поршни и газовые цилиндры], котел, совмещенный с теплоизолированным выпускным коллектором, а также паровые впускные клапаны с завихрителями в теплоизолированной(ых) головке (крышках) цилиндров, соединенные трубопроводами с котлом, к которому вода подается питательным насосом через регулятор расхода воды. Кроме того, он содержит теплоизолированный(ые) паровой(ые) цилиндр(ы), к впускному(ым) клапану(ам) этого(их) цилиндра(ов) подключен(ы) теплоизолированным(и) паропроводом(ами) котел, а к выпускному(ым) клапану(ам) подсоединен(ы) конденсатор теплоизолированным(и) теплопроводом(ами) через обратный(ые) клапан(ы), предотвращающий(е) обратную подачу пара или газов в цилиндр(ы), при этом впускной(ые) клапан(ы) начинает(ют) открываться в верхней мертвой точке, а закрывается(ются) при таком давлении пара в цилиндре(ах), при котором эффективный КПД двигателя становится наибольшим. Кроме того, устройство этого двигателя содержит теплоизолированную емкость с высоким сопротивлением теплопередаче стенок, воздушным и паровым клапанами, заливной горловиной, которая подключена через электронасос и запорный клапан к системе подачи воды и пара, этот электронасос связан с пультом управления, а эта емкость может отсоединяться от этой системы и переноситься в теплое помещение для хранения, а также нагрева в нем воды для подогрева двигателя перед пуском. Кроме того, устройство комбинированного двигателя содержит теплоизолированные водораспределительные устройства горячей и холодной воды, конденсатор, котел, водовоздушный радиатор, соединительные водопроводы и запорно-регулирующую арматуру, конструкции которых позволяют осуществить надежный спуск воды из двухфазной системы подачи воды и пара вручную или автоматически при снижении температуры холодной воды до температуры замерзания, а также осуществить заполнение этой системы водой перед пуском двигателя. Еще содержит водораспределительное устройство горячей воды, поделенное перфорированными перегородками на три части, в средней части которого расположены водомасляный теплообменник, патрубки подвода конденсата из конденсатора и отвода подогретой питательной воды в котел, в нижней его части находятся патрубки подвода конденсата из конденсатора и отвода смешанной воды в водораспределительное устройство холодной воды, при этом сечение водораспределительного устройства горячей воды выбирают таким, чтобы скорость движения воды в перфорированных отверстиях нижней перегородки была выше скорости всплывания углеводородов (0,2÷0,3 м/с) для того, чтобы их можно было переносить в водораспределительное устройство холодной воды с целью их подачи в воздух, поступающий в цилиндры. Далее этот двигатель содержит форсунки во впускных патрубках, соединенные с водопроводами для подачи холодной воды из водораспределительного устройства, на которых установлены насос и регулятор расхода, а также имеет карбюратор, подключенный к впускному коллектору и топливному насосу трубопроводом, на котором расположен топливный фильтр, при этом распылители форсунки имеют такие размеры, которые образовывают капли, превращающиеся в рабочее тело при сжигании топлива, а насос имеет такую конструкцию, которая обеспечивает подачу воды вместе с регулятором расхода 0,5÷1,25 от цикловой подачи топлива при наиболее высокой степени сжатия и работе без детонации. В конструкции этого двигателя содержится карбюратор, подключенный к впускному коллектору, топливопроводу для подачи топлива топливным насосом через топливный фильтр и регулятор расхода топлива, а также водопроводу холодной воды для подачи ее водяным насосом через регулятор расхода воды, при этом перемешивание топлива с водой предусмотрено в поплавковой камере, а размеры распылителя карбюратора и его диффузора имеют определенные размеры для получения в воздухе необходимого размера капель, при котором эффективный КПД двигателя становится наибольшим при наиболее высокой степени сжатия и работе без детонации.
Кроме того, двигатель содержит смеситель топлива и воды, который подключен к водораспределительному устройству холодной воды двумя водопроводами. На первом из них установлен водяной насос, а на втором регулятор расхода. Он также еще соединен с топливным насосом топливопроводом, на котором расположен топливный фильтр и регулятор расхода топлива, причем этот смеситель еще подключен трубопроводами через насос и регулятор расхода к форсункам бензинового (с принудительным воспламенением) двигателя, расположенными на патрубках впускного коллектора, или он соединен трубопроводом через насос высокого давления, регулятор расхода и редукционный клапан с форсунками дизельного (с самовоспламенением) двигателя, установленными в теплоизолированной(ых) головке (крышках) цилиндра, при этом размеры распылителей форсунок подбираются такими, чтобы образующиеся капли из смеси воды и топлива при сгорании топлива превращались в рабочее тело, а конструкция насоса с регулятором расхода могли обеспечить подачу воды 0,5÷1,25 от цикловой подачи топлива при наиболее высокой степени сжатия и работе без детонации. В устройстве этого двигателя образован замкнутый циркуляционный контур под действием питательного насоса через котел и первое запорное устройство, связанное с логическим устройством электросвязью. Для работы в нормальном режиме на паропроводе, соединяющем котел с впускным(ыми) паровым(ыми) клапаном(ами) парового(ых) цилиндра(ов), установлено второе запорное устройство и клапан для сообщения этого(их) парового(ых) цилиндра(ов) с атмосферой для уменьшения работы насосных ходов отключенного(ых) парового(ых) цилиндра(ов), которые связаны электросвязями с логическим устройством. В применяемых цилиндрических устройствах двигателя патрубки подвода и отвода жидкостей цилиндрической формы расположены тангенциально к внутренним цилиндрическим поверхностям емкостей для перемешивания теплоносителей с различной температурой, а также повышения коэффициента теплопередачи через разделяющие стенки водомасляного теплообменника, при этом патрубки отвода воды располагаются вертикально в центре этих устройств и имеют перфорированные отверстия для забора перемешанной воды, и выходят они через боковые, верхние или нижние стенки наружу. Кроме того, этот двигатель может содержать водяной насос и форсунки для добавления воды в воздух во впускных патрубках газовых и бензиновых (с принудительным воспламенением) двигателей и водяной насос и форсунки для подачи воды в теплоизолированные цилиндры дизельного (с самовоспламенением) двигателя и распыливания ее там в воздухе, при этом размеры насосов и распылителей форсунок имеют такие размеры, что вода распыливается в количестве и с такими средними размерами капель, которая при сжатии становится теплоносителем, а при сгорании превращается в рабочее тело. Для управления работой двигателя в ручном и автоматическом режимах имеется пульт управления, который связан с датчиками температуры, давления, детонации и расхода теплоносителей, а также логическими и исполнительными устройствами. Кроме того, устройство комбинированного поршневого газового или бензинового (с принудительным воспламенением) и дизельного (с самовоспламенением) двигателя, содержащее поршневой двигатель внутреннего сгорания, конденсатор, расположенные последовательно вдоль выпускного газопровода и соединенные газовой связью с цилиндрами этого двигателя, а также впускной коллектор, отличающийся тем, что выпускной газопровод снабжен дроссельной заслонкой для регулирования давления газов в конденсаторе, в котором установлены распылители воды для снижения температуры продуктов сгорания, при этом для подачи топлива в бензиновом (с принудительным воспламенением) двигателе устанавливают форсунки во впускных патрубках, а в дизельном (с самовоспламенением) их размещают в теплоизолированной(ых) головке (крышках) цилиндров, воздух подают всасыванием через впускной коллектор и регулируют количество подаваемого воздуха в цилиндры дроссельной заслонкой, установленной во впускном воздухопроводе при различных режимах работы, а подача пара производится через паровые клапаны по паропроводам из котла, при этом давление пара в паропроводах обеспечивается питательным насосом, а его количество определяется регулятором расхода.
вод.к
i
a
ν
с
c
a
ν
z
z
i
a
v
i
z
z
z
е
а
v
r
е
i
e
с
z
z
z
z
z
ox
z
z
вып
На фиг.1, 2, 3, 4, 5, 6 и 7 показаны варианты реализации рабочего процесса комбинированного двигателя с двухфазным рабочим телом. На фиг.1 изображена схема подачи во всасываемый воздух топлива форсунками, расположенными во впускных патрубках; подачи воды во всасываемый воздух компрессора форсункой для квазиизотермического сжатия этого воздуха; а также подача нагретой воды в котле в форсунки, расположенные в головке (крышках) цилиндра. На этой схеме изображены еще конденсатор, турбодетандер (турбина), а также водораспределительные устройства холодной и горячей воды, их расположение и взаимодействие. На схеме фиг.2 изображены схема работы этого комбинированного двигателя без турбодетандера (турбины) и компрессора, количественное регулирование его мощности и количества образующегося конденсата. Кроме этого показана подача пара из котла в газовые цилиндры через впускные паровые клапаны в период расширения газов в этих цилиндрах. На фиг.3 показано конвертирование одного из газовых цилиндров в паровой (для работы на паре). На этом рисунке расположены водораспределительные устройства холодной и горячей воды, а также теплоизолированная емкость для слива воды из системы подачи воды и пара при снижении ее температуры до температуры замерзания. На этой схеме изображены утилизация теплоты отработанного масла в водораспределительном устройстве горячей воды, а также охлаждение конденсата наружным воздухом в водораспределительном устройстве холодной воды. На фиг.4 показаны распыливание топлива карбюратором во впускном коллекторе, а также подача холодной воды из водораспределительного устройства в форсунки, установленные во впускных патрубках. На фиг.5 изображено смешивание топлива и воды в карбюраторе и распыливание топливоводяной смеси этим карбюратором во впускном коллекторе. На фиг.6 показано смешивание топлива и воды в специальном смесителе и подача этой смеси в форсунки бензинового (с принудительным воспламенением) и дизельного (с самовоспламенением) двигателей. На фиг.7 осуществляется циркуляция теплоносителя через котел при пониженной температуре выпускных газов для повышения температуры пара или воды. На фиг.8 показаны подвод теплоносителя к емкости и отвод его из нее, где происходит смешивание жидкостей с разной температурой. На фиг.9 приведены кривые изменения температуры капель воды в конце сжатия t, доли теплоты, переданной к каплям воды при сжатии, от теплоты сгорания топлива, а также среднего давления теоретического цикла Р в зависимости от доли количества выпрыснутой воды, от количества поданного топлива,  при различной степени сжатия ε, одинаковых температуре начала сжатия Т=293 К и одинаковых коэффициентах избытка воздуха α=1 и наполнения η=1:1-ε=8; 2-ε=10; 3-ε=12; 4-ε=14. На фиг.10 показано изменение давления Р и температуры Т в конце сжатия в зависимости от доли количества впрыснутой воды, от количества поданного топлива,  при различной степени сжатия ε, одинаковой температуре начала сжатия Т=293 К и одинаковых коэффициентах избытка воздуха α=1 и наполнения η=1:1-ε=8; 2-ε=10; 3-ε=12; 4-ε=14. На фиг.11 изображено изменение максимальных температуры T и давления Р, а также КПД теоретического цикла η в зависимости от количества впрыснутой воды, от количества поданного топлива,  при различной степени сжатия ε, одинаковой температуре начала сжатия T=293 К и одинаковых коэффициентах избытка воздуха α=1 и наполнения η=1: 1-ε=8; 2-ε=10; 3-ε=12; 4-ε=14. I - изменение η при T=const и увеличениях ε и  II - изменение Р при T=const и возрастаниях ε и  На фиг.12 приведены кривые изменения среднего эффективного давления Р, температуры горючей смеси в конце впуска Т, коэффициентов наполнения η и остаточных газов γ, а также температуры остаточных газов Т, в зависимости от доли впрыснутой воды, от количества поданного топлива,  при различных коэффициентах избытка воздуха α: 1-α=0,93; 2-α=1,0; 3-α=1,08;  - точки по экспериментальным данным,  - расчетные кривые. На фиг.13 показано изменение среднего эффективного расхода топлива, эффективного η и индикаторного η КПД, доли теплоты, превращенной в эффективную работу, q, давления конца сжатия Р в зависимости от доли впрыснутой воды, от количества поданного топлива,  при различных коэффициентах избытка воздуха α: 1-α=0,93; 2-α=1,0; 3-α=1,08;  - точки по экспериментальным данным,  - расчетные кривые. На фиг.14 изображено понижение максимальной температуры газов на единицу повышения максимального давления газов для устранения детонации ΔТ/ΔР в зависимости от максимальной температуры газов Т. На фиг.15 показано понижение максимальной температуры газов на единицу повышения максимального давления газов для устранения детонации ΔТ/ΔР в зависимости от доли количества теплоты, теряемой в систему охлаждения q. На фиг.16 изображено понижение максимальной температуры газов на единицу повышения максимального давления газов для устранения детонации ΔT/ΔР в зависимости от доли количества теплоты, теряемой с выпускными газами q.
Для того чтобы доказать промышленную применимость этого изобретения, авторами перед составлением заявки на это изобретение были проведены научно-исследовательские работы по влиянию качества и количества распыленной воды во впускном воздухе на параметры и показатели бензиновых двигателей. Была установлена причина повышения КПД бензиновых двигателей при распыливании воды во впускном воздухе, несмотря на снижение максимальной температуры сгорания. Сущность этой причины заключается в том, что при распыливании во впускном воздухе воды с определенными размерами и их количеством, они при сжатии превращаются в теплоноситель, нагреваясь до температуры кипения почти без испарения, и снижают при этом температуру и давление рабочего тела. В результате происходит уменьшение работы сжатия в цилиндре. Далее при изохорном подводе теплоты к рабочему телу эти капли начинают быстро испаряться и превращаться в пар. В результате увеличивается количество рабочего тела, а следовательно, и количество совершаемой работы при расширении. Увеличение работы расширения происходит не только из-за увеличения количества рабочего тела, но и изменения его состава, несмотря на снижение максимальной температуры цикла. Состав рабочего тела влияет на количество совершаемой работы через степень его расширения.
Для установления этой причины была разработана математическая модель теплового расчета цикла бензиновых двигателей с учетом добавления воды в горючую смесь, которая излагается ниже.
В основу математической модели теплового расчета положен метод, разработанный профессорами МГТУ им. Н.Э.Баумана В.И.Гриневецким и Е.К.Мазингом.
Этот расчет по математической модели начинается с определений количества горючей смеси, поступающей в цилиндр, а также количества и состава продуктов сгорания, образующихся при сжимании 1 кг топлива.
o
Масса горючей смеси с учетом подачи водяного пара во впускной трубопровод при известных коэффициенте избытка воздуха α и теоретически необходимом количестве воздуха L для сжигания 1 кг топлива определится
где:  - количество водяного пара, поданного на 1 кг топлива, кг/кг;
o
L - теоретически необходимое количество воздуха для сжигания 1 кг топлива, кг/кг;
α - коэффициент избытка воздуха.
Масса горючей смеси при подаче воды во впускной коллектор и ее распыливании в воздухе определится при сжигании 1 кг топлива
а
r
В методе расчета Гриневицкого-Мазинга давлениями в конце процесса наполнения Р и в конце процесса выпуска Р задаются по данным уже существующих двигателей. Здесь производится их расчет потому, что они изменяются при подаче водяных паров во впускной коллектор. Среднее давление в процессе впуска
о(к))
где: р - давление горючей смеси во впускном трубопроводе, Па;
к.ср
3
ρ - средняя плотность горючей смеси во впускных органах, кг/м;
вп
ζ=2,5÷4 - средний за процесс наполнения суммарный коэффициент гидравлических потерь во впускных органах, вычисленный по средней скорости движения горючей смеси;
ср.вп
ω - средняя скорость горючей смеси во впускных органах, м/с.
ср.вп
Величина ω определится по уравнению
вп.cp
2
где: F - среднее проходное сечение впускных органов в м;
m
G - секундный расход топлива в кг/с;
пат.вп
i - количество впускных патрубков.
Значение секундного расхода топлива определяется
где:  - удельный эффективный расход топлива для первого приближения в кг/(кВт·ч);
- эффективная мощность двигателя для первого приближения в кВт.
а
Среднее давление в процессе выпуска определяется аналогично, как и Р
р
где: р - давление газов в выпускном трубопроводе, Па;
Р.СР
3
ρ - средняя плотность газов в выпускных органах, кг/м;
вып
ζ - средний за процесс выпуска суммарный коэффициент гидравлических потерь в выпускных органах, подсчитанный по средней скорости движения газов;
СР.ВЫП
ω - средняя скорость движения выпускных газов в выпускных органах, м/с.
СР.ВЫП
Величина ω определится по уравнению
ПР.СГ
где: G - масса продуктов сгорания, кг/кг;
ПАТ.ВЫП
i - количество выпускных патрубков;
ВЫП.СР
2
F - среднее проходное сечение выпускных органов в м.
а
н.х
н.х
i∂
Знание Р и P позволяет определить среднее давление насосных ходов Р. Величина Р необходима для определения среднего действительного индикаторного давления Р.
а
а
Напишем уравнение теплового баланса для определения температуры горючей смеси в конце наполнения Т с учетом подачи воды во впускной трубопровод и ее нагрева. При этом принято, что бензин нагревается до Т и весь испаряется. Это уравнение для 1 кг топлива запишется:
O(K)
где: T - температура наружного воздуха после компрессора при отсутствии воздухоохладителя или после воздухоохладителя при его наличии. При отсутствии компрессора и воздухоохладителя температура наружного воздуха, К;
БЕН
T - температура бензина, поступающего на смесеобразование, К;
r'
r
а
Т - температура остаточных газов, которые расширяются от р до p, К;
, ,  - теплоемкости воздуха, бензина и продуктов сгорания при ;
о(к)
БЕН
r'
, ,  - теплоемкость воздуха, бензина и продуктов сгорания при V=const и T, Т, Т, соответственно, ;
воз
О
G=α L - действительное количество воздуха, необходимое для сгорания 1 кг топлива при α, кг/кг;
r
G - количество остаточных газов в цилиндрах при положении поршня в в. м.т, образующихся при снижении 1 кг топлива, кг/кг;
- теплота парообразования 1 кг бензина;
u
Н - теплота сгорания топлива, Дж/кг;
u
ΔН - потери теплоты от теоретической неполноты сгорания, Дж/кг;
a
υ - доля теплоты сгорания 1 кг топлива, характеризующая теплообмен в период наполнения между воздухом, стенками цилиндра и каплями воды.
Из уравнения (8) определим температуру смеси в конце наполнения
а
Уравнение (9) для определения Т в К при подаче водяного пара во впускной трубопровод запишется
ВОД
а
где:  и  - теплоемкости водяного пара при V=const, и температурах Т и Т, ;
a
υ - доля теплоты сгорания 1 кг топлива, характеризующая теплообмен в период наполнения между горючей смесью и стенками цилиндра.
r
r
В методе расчета Гриневецкого-Мазинга величина Т для теплового расчета задается в исходных данных. Здесь она принимается для первого приближения, а затем уточняется после расчета процесса выпуска благодаря вычислению Р по уравнению 6.
фак
теор
Коэффициент наполнения горючей смесью цилиндров определится по отношению фактического количества горючей смеси, поступившей в цилиндр, G к теоретическому G.
фак
При подаче воды во впускной трубопровод уравнение для определения G с учетом уменьшения рабочего объема цилиндра каплями воды запишется
3
где:  - уменьшение рабочего объема цилиндра каплями воды, м;
- количество воды, впрыснутой во впускной трубопровод, кг;
1
ζ - коэффициент дозарядки.
1
а
з.к
a
З.К
Величина ζ может быть определена по известным Р и давлению газов в момент закрытия впускного отверстия Р, а также полному объему цилиндра V и его объему в момент закрытия впускных органов V.
Теоретическое количество горючей смеси, которое может поступать в цилиндр при подаче воды во впускной трубопровод с учетом уменьшения рабочего объема цилиндра каплями воды
Уравнение для процесса сжатия горючей смеси на основании первого закона термодинамики запишется
С
С
С
u
u
где: Q - количество теплоты, отдаваемой горючей смесью стенкам цилиндра и каплям воды при сжатии, Q=υ(Н-ΔH);
C
υ - доля теплоты от теплоты сгорания топлива, характеризующая теплообмен в период сжатия между стенками цилиндра, каплями воды и воздуха, Дж;
C
а
U и U - внутренняя энергия сжимаемого рабочего тела в начале и в конце сжатия, Дж;
,
ac
где: L - работа политропного сжатия, Дж;
- давление в конце сжатия для первого приближения, Па.
Подставляем значения членов в уравнение (13), получим
отсюда
где:  - цикловая подача топлива, кг/цикл.
C
Другим уравнением для определения Т будет
C
C
Уравнения 15 и 16 решаются численным методом при известном  относительно показателя политропы сжатия n. После определения n находим более точное значение давления конца сжатия
где: ;
.
C
C
Затем в уравнении 15 вместо  подставляем Р и вновь решаем уравнения 15 и 16 численным методом для определения более точного значения n.
Работа, затрачиваемая на сжатие рабочего тела в цилиндре,
Z
Запишем уравнение сгорания топлива для цикла с изохорным подводом теплоты и ее отводом на испарение капель воды для определения максимальной теоретической температуры сгорания T
Z
где: υ - коэффициент, учитывающий количество полученной теплоты рабочим телом при изохорном сгорании топлива (коэффициент использования теплоты в в.м.т.);
u
ΔH=6100 (1-α) - потери теплоты от химической неполноты сгорания топлива при α<1, кДж/кг.
Z
Теплота, затраченная на парообразование воды и нагрев ее паров до T, определится
вод
где: r - теплота парообразования воды определяется по таблице в зависимости от среднего давления газов за период сгорания, Дж/кг;
вод.к
T - температура капель воды, нагретых до температуры кипения (насыщения), К;
ИС
ИС
υ - коэффициент, учитывающий долю испарившейся воды при подводе теплоты (горении топлива); υ=1 при испарении всей воды около в.м.т.
Z
Уравнения 19 и 20 решаются численным методом относительно T.
Теоретическое максимальное давление газов(сгорания) при подводе теплоты и испарении воды
Фактическое максимальное давление сгорания составляет
P
где: φ=0,7÷0,9 - коэффициент уменьшения давления.
Уравнение теплового баланса для процесса расширения рабочего тела запишется
ZB
где: Q - изменение эптальпии рабочего тела (продуктов сгорания) при его (их) расширении, Дж;
Z
Б
U и U - внутренняя энергия рабочего тела (продуктов сгорания) в начале и в конце расширения, Дж:
ZB
L - работа совершается рабочим телом (продуктами сгорания) при его (их) расширении, Дж.
Zb
Величина L определится по уравнению
Подставляем значение членов в уравнение (23), которое для цикловой подачи топлива запишется
B
Решая это уравнение относительно T, получим в К
b
где: υ - доля теплоты сгорания, соответствующая механической работе и повышению внутренней энергии на всем участке сгорания и расширения (коэффициент использования теплоты в конце расширения в начале выпуска).
b
Другое уравнение для Т запишется
p
Решая уравнения 26 и 27 численным методом, найдем значения показателя политропы расширения n.
р
b
r
При известном n давление в цилиндре в конце расширения Р определится по выражению, изложенному в методике Гриневецкого-Мазинга. Засылаем  для определения Т.
Теоретическое  и действительное  средние индикаторные давления цикла рассчитываются по выражениям, изложенным в методике Гриневецкого-Мазинга.
Индикаторный КПД поршневого двигателя при подаче пара во впускной трубопровод
Индикаторный КПД поршневого двигателя при распыливании воды во впускном трубопроводе
e
i
e
i
e
Эффективный КПД поршневого двигателя η, удельные индикаторный g и эффективный g расходы топлива, индикаторная N и эффективная N мощности определяются по выражениям, изложенным в методике Гриневецкого-Мазинга.
e
e
После определения N и g их значения засылаются  и  в формуле (5).
Уравнение теплового баланса
1
u
т.цик
где: Q=H·G - теплота сгорания израсходованного топлива, Дж;
ZB
Q - теплота эквивалентная работе расширения, Дж;
СЖ
Q - теплота эквивалентная работе сжатия, Дж;
ТР
МЕХ
h
Q=Р·V - теплота эквивалентная работе трения, Дж;
- теплота, теряемая с выпускными газами, Дж;
Х.Н
u
т.цик
Q=ΔH·G - теплота, теряемая от химической неполноты сгорания топлива, Дж;
ZB
СЖ
e
e
h
Q-Q=Q=PV - теплота, эквивалентная совершенной работе, Дж.
В.Г
В теоретическом цикле вместо Q будет теплота, отведенная от рабочего тела,
КОН
где: ℓ - теплота конденсации водяных паров, Дж/кг;
- цикловое количество поданной воды, кг.
ox
Тепловые потери в охлаждающую среду Q для адиабатного двигателя будут равны нулю, а для двигателей, имеющих систему охлаждения, они определятся из уравнения теплового баланса 30
Если выразить составляющие топливного баланса в процентах от теплоты израсходованного топлива, то уравнения 30 и 32 запишутся:
ОХ
OX
TP
X.H
OX
ТР
Х.H
OX
Для реального адиабатного двигателя Q и q=0, а термодинамического цикла с изохорными подводом и отводом теплоты Q, Q и Q, а также q, q и q=0. Для этих двигателя и цикла корректность выполненных тепловых расчетов проверяется по соблюдению уравнений теплового баланса 30 и 33.
ВП
ВЫП
а
с
Z
b
1
p
е
V
Для расчетов параметров и показателей цикла бензинового двигателя с политропными сжатием горючей смеси и расширением продуктов горения необходимо задавать значения коэффициентам ζ, ζ, υ, υ, υ, υ, ζ и φ. Эти коэффициенты могут быть определены у существующих двигателей по снятым и обработанным индикаторным диаграммам и определенным экспериментально Р, α, η и членами теплового баланса.
a
C
b
Z
При проведении расчетов для реального адиабатного бензинового двигателя коэффициенты υ и υ должны быть равны нулю, а υ и υ=1.
a
C
Z
b
1
р
р
V
Если выполнять тепловой расчет теоретического цикла с изохорными подводом и отводом теплоты, то коэффициенты υ и υ=0, a υ, υ, ζ и φ=1, при этом другие коэффициенты, определяющие процесс газообмена, а также давление газов в выпускном газопроводе Р, необходимо задать такими, чтобы коэффициенты остаточных γ→0 и наполнения η→1.
C
C
c
u
При добавлении воды в горючую смесь давление Р и температура Т в конце сжатия могут значительно снизиться из-за возникновения процесса теплообмена между каплями воды и рабочим телом. В этом случае коэффициент υ для теоретического цикла не будет равен нулю. Его значение определится в долях от теплоты сгорания топлива Н по уравнению
где:  - начальная температура впрыскиваемой воды, К;
ВОД.К
Т - температура кипения воды капель, которая определяется по давлению конца сжатия и таблицам, К;
- доля воды от количества поданного топлива, кг/кг.
а
а
ВП
ВЫП
1
р
V
При этом значения Р и Т могут быть скорректированы до начальных значений вышеперечисленными коэффициентами ζ, ζ и ζ, а также Р так, чтобы γ→0, а η→1.
a
c
z
b
е
е
a
c
z
в
z
e
е
z
c
в
e
а
c
z
в
z
a
с
р
Путем использования математической модели теплового расчета и экспериментальных данных традиционного двигателя МЗМА-407 установлено изменение долей теплоты от теплоты сгорания, подведенной к горючей смеси в процессе впуска, υ, и отведенной от нее теплоты в процессе сжатия, υ, а также коэффициентов использования теплоты в.м.т. υ и в конце расширения υ в зависимости от частоты вращения коленчатого вала ω и нагрузки двигателя Ne, степени сжатия ε и количества добавляемой воды в горючую смесь . При добавлении воды наибольшие значения эффективного КПД η и среднего эффективного давления Р получаются при , значение υ=-0,002÷0,005, a υ=0,015÷0,025 в зависимости от коэффициента избытка воздуха α. До  υ и υ почти не изменяются, а при  начинает уменьшаться из-за снижения максимальной температуры сгорания Т. Увеличение η происходит из-за уменьшения работы сжатия и увеличения количества рабочего тела, а повышение Р благодаря увеличению коэффициента наполнения. С увеличением ε υ не изменяется, υ и υ растут, η быстро повышается. При увеличении ω υ изменяется незначительно, υ снижается, a υ и υ растут и достигают наибольших значений при ω=3500 об/мин. Изменение υ по нагрузочной характеристике происходит из-за изменения α при υ и υ≈const. При работе двигателя температура выпускных газов Т≥1250 К, что позволяет утилизировать их теплоту для превращения ее в работу.
z
b
z
b
z
b
Характеры изменений коэффициентов использования теплоты в в.м.т. υ и в конце расширения υ, в зависимости от частоты вращения коленчатого вала у них сохраняются такими, как у традиционного бензинового двигателя МЗМА-407. Увеличения у этих двигателей абсолютных значений υ и υ произошли из-за большего объема цилиндра, чем у традиционного двигателя МЗМА-407. Увеличение степени сжатия в двигателях семейства ЗМЗ-406.10 повлияло на повышение эффективного КПД через увеличение термического КПД, при этом повышения υ и υ не произошли. Инерционный и газотурбинный наддувы, реализованные в этих двигателях, повлияли, в первую очередь, на их наполнение горючей смесью, а через него на повышение эффективной мощности и улучшение удельного эффективного расхода топлива. При этом индикаторный КПД у них почти не изменился, а увеличение максимального давления сгорания не привело к возникновению детонации при работе на топливе с одинаковым октановым числом благодаря снижению максимальной температуры сгорания. Температура выпускных газов у них оказалась не ниже, чем у традиционных бензиновых двигателей МЗМА-407 по всей внешней скоростной характеристике.
Конструкция этих двигателей оказалась приемлемой для добавления воды в горючую смесь с целью повышения их степени сжатия и исключения системы охлаждения, а температура выпускных газов достаточной для эффективного превращения их теплоты в работу.
V
а
ВОД.К
Для проведения расчетно-теоретических исследований влияния подачи воды в начале сжатия на показатели и параметры теоретических циклов были произведены расчеты с помощью математической модели при степенях сжатия ε=8, 10, 12 и 14, долях количества впрыснутой воды от количества поданного топлива для подвода теплоты ; 0,125; 0,25; 0,375; 0,5; 0,75; 1,0 и 1.25, а также сохранении коэффициентов избытка воздуха α=1 и наполнения η=1, а также Т=293 К. При этом было принято, что размеры капель воды при распыливании получаются такими, что они к концу сжатия нагреваются до температуры кипения t без испарения.
ВОД.К
С
C
C
C
ВОД.К
С
На фиг.9 видно, что чем выше степень сжатия ε, тем выше температура кипения воды t благодаря более высокому давлению конца сжатия Р, а следовательно, и выше доля теплоты от количества подведенной теплоты, затраченной на нагрев воды при сжатии υ. С увеличением количества подаваемой воды  температура Т и давление Р в конце сжатия уменьшаются при всех степенях сжатия ε (фиг.10), t снижается, a υ увеличивается (фиг.9) из-за преобладающего влияния увеличения .
Z
C
Z
C
C
Z
Максимальная температура цикла T для более высоких степеней сжатия ε имеет и более высокие значения (фиг.11) благодаря более высокой температуре конца сжатия Т. С увеличением количества подаваемой воды  максимальная температура цикла T при α=1 снижается значительно благодаря увеличению количества воды, превращаемой в пар при V=const, а также снижению температуры конца сжатия Т. Для более высоких степеней сжатия получаются большие максимальные давления цикла при одинаковом количестве  из-за более высоких давлений конца сжатия Р. С увеличением  максимальное давление цикла P не снижается, а даже немного увеличивается, что связано с увеличением количества рабочего тела в связи с превращением воды в пар при V=const.
i
i
СЖ
b
Z
р
i
i
Z
i
i
i
i
Z
i
i
Z
Z
i
i
Z
Z
i
Изменение КПД η и среднего давления теоретического цикла Р в зависимости от количества поданной воды  определяется изменениями доли потерь теплоты на сжатие q, давления конца расширения Р и максимального давления цикла Р, а также показателем политропы расширения n в зависимости от . Для больших ε получаются и большие значения Р и η (фиг.9 и 11) независимо от количества поданной воды . Оптимальные значения достигаются при . При высоких степенях сжатия эти показатели располагаются ближе к 0,375, а при более низких - к 0,5. Таким образом, с увеличением количества подаваемой воды  и уменьшением максимальной температуры цикла T значения η и Р не только снижаются, а даже увеличиваются и имеют оптимальное значение при  в зависимости от степени сжатия ε. Затем они начинают уменьшаться по мере увеличения . На увеличение η и Р при небольших  оказывает превалирующее влияние увеличение количества рабочего тела по сравнению с уменьшением T. Уменьшение η и Р при больших  происходит из-за преобладающего влияния на них снижения T по сравнению с увеличением количества рабочего тела. При одинаковой T=const значения η и Р получаются наиболее высокими при более высоких степенях сжатия ε (фиг.11), причем максимальное давление цикла P становится тоже наибольшим. Следует отметить еще одно положительное свойство рабочего тела, возникающее при подаче воды, это быстрое линейное уменьшение T с увеличением  и пологое изменение кривых η и , что может обеспечить устойчивую работу двигателя.
а
а
а
а
а
а
i
i
i
а
а
а
а
а
а
i
i
i
5
Для того чтобы убедиться, что обнаруженные свойства рабочего тела в циклах с изохорными подводом и отводом теплоты, возникающие при подаче воды, будут сохраняться и при других давлениях Р и температурах Т начала сжатия, были произведены аналогичные расчеты при Р=(0,6 и 1,8)·10 Па и степенях сжатия ε=8 и 12, а также при Т=353 и 413 К и ε=8 и 12, то есть при таких значениях Р и Т, которые наблюдаются у существующих бензиновых двигателей. Было установлено, что характер кривых η и  изменяется несущественно, только максимумы КПД η и среднего давления P теоретических циклов с понижением Р и увеличением Т смещаются в сторону меньших , а с увеличением Р и уменьшением Т в сторону больших . При ε=12 они получаются смещенными в сторону меньших , а при ε=8 в сторону больших . Заметного влияния Т и Р на оптимальное количество  не предвиделось потому, что они сами не влияют на КПД теоретического цикла при их изменении в широких пределах. Существенное влияние на среднее давление теоретического цикла Р и на его КПД оказывает степень сжатия ε, поэтому на фиг.9 и 11 приведены подробно влияние  на P и η при различных ε=8÷14.
i
i
а
а
а
а
В результате проведенных расчетно-теоретических исследований установлено, что для теоретических циклов с изохорными подводом и отводом теплоты существует оптимальное количество воды, при подаче которой в рабочее тело, в начале сжатия, получаются наибольшими КПД η и среднее давление P теоретических циклов. Величина оптимального количества воды зависит от степени сжатия. Для больших степеней сжатия оно располагается ближе к 0,375, а для меньших степеней ближе к 0,5. Меньшее количество воды характерно для более высоких Т и низких Р, а большее количество необходимо подавать при более низких Т и высоких Р.
e
е
Для экспериментального подтверждения теоретических результатов использовались экспериментальные данные по изменению удельного эффективного расхода топлива g, среднего эффективного давления Р в зависимости от количества распыленной воды в горючей смеси  при коэффициентах избытка воздуха α=0,93; 1,0; 1,08 [Звонов В.А. Токсичность двигателей внутреннего сгорания. - 2-е изд., перераб. - М.: Машиностроение, 1981. - 160 с.], а также рассчитывались параметры и технико-экономические показатели двигателя МЗМА-407 при различных количествах добавляемой воды во впускной воздух  по математической модели. Результаты расчетов приведены на графиках (фиг.12 и 13).
V
V
а
a
r
r
V
r
V
Z
b
С увеличением количества впрыснутой воды  в горючую смесь коэффициент наполнения η сначала увеличивается, а затем уменьшается (фиг.12). Повышение η происходит благодаря уменьшению температуры горючей смеси в конце впуска Т, несмотря на увеличение коэффициента остаточных газов γ, до . Затем этот коэффициент начинает убывать из-за более быстрого увеличения γ при небольшом повышении Т. Повышение коэффициента остаточных газов γ связано с уменьшением температуры остаточных газов Т при всех значениях α. Для α=0,93 коэффициенты остаточных газов γ (кривая 1) получаются больше, чем для α=1 (кривая 2), из-за меньших температур остаточных газов Т, несмотря на более высокие коэффициенты наполнения η. При α=1,08 кривая 3 остаточных газов располагается выше, чем при α=1 (кривая 2) и α=0,93 (кривая 1), из-за более низких значений Т, чем у кривой 2 (α=1), и более меньших значений коэффициентов наполнения η (кривая 3), чем у кривых 1 (α=0,93) и 2 (α=1). Уменьшение температуры остаточных газов с увеличением  связано с уменьшением максимальной температуры газов T и температуры газов в конце расширения T.
e
i
e
i
е
e
I
Z
Z
C
Z
C
P
i
а
а
i
Значение удельного эффективного расхода топлива g по мере увеличения  до 0,5÷0,75 уменьшаются, а величины индикаторного η и эффективного КПД повышаются при всех α=0,93; 1,0; 1,08 (фиг.13). При  g начинает возрастать, a η и η убывать. Характер изменений кривых q, η, , в основном, определяется значениями максимальных температур T и давлений P газов, давлениями горючей смеси в конце сжатия Р, коэффициентами использования теплоты υ в в.м.т., а также величинами показателей политроп сжатия n и расширения n. Несмотря на незначительное влияние процесса сгорания на продувку и наполнение цилиндров характер изменения кривых η и  получился очень даже похожим на кривые изменения теоретического КПД термодинамического цикла с изохорными подводом и отводом теплоты. Разница заключается лишь в оптимальных значениях этих КПД, которые для термодинамического цикла получились в диапазоне  в зависимости от ε, Р, Т, а для действительного цикла в области  в зависимости от α. При таком пологом изменении этих кривых такое расхождение может быть как за счет точности проведения экспериментов, так и расчетов, тем более, что у них имеется общая цифра  при одинаковых степенях сжатия ε=8 и коэффициентах избытка воздуха α=1. Приращения абсолютных значений теоретического и индикаторного КПД в зависимости от  у этих циклов получаются также почти одинаковыми. Разница, конечно, есть, но и она не принципиальна и на порядок меньше погрешностей экспериментального определения η. Абсолютные значения КПД теоретического цикла получились значительно больше индикаторного КПД реального цикла из-за отсутствия тепловых потерь в систему охлаждения, химической неполноты сгорания топлива, а также сгоранию топлива в в.м.т. в этом цикле.
Результаты проведенных исследований позволяют увеличить КПД реальных циклов не только из-за увеличения количества совершаемой работы в результате добавления воды в горючую смесь и снижения максимальной температуры сгорания, но и еще за счет повышения степени сжатия, без увеличения октанового числа топлива и увеличения коэффициента избытка воздуха до α=1,1÷1,2, исключения из конструкций двигателей системы охлаждения, а также благодаря утилизации теплоты отработавшего масла и продуктов сгорания.
вод.к
к.ср.
вод.к
с
с
К.СР
Выше было рассмотрено, какое количество воды нужно распыливать во впускном воздухе, чтобы эффективный КПД бензинового двигателя был наибольшим при нагреве капель воды к концу сжатия до температуры кипения Т. Эта температура достигается изменением качества распыливания, которая характеризуется средним размером капель (Двигатели внутреннего сгорания: Теория поршневых и комбинированных двигателей. Учебник для вузов по специальности «Двигатели внутреннего сгорания»/ Д.Н.Вырубов, Н.А.Иващенко, В.И.Ивин и др. - М.: Машиностроение, 1983. - 372 с., ил.). Здесь под средним размером капель d, характеризующим качество распыливания воды, понимается такой диаметр капель, при расчете по которому они нагреваются к концу сжатия до Т, при этом давление Р и температура Т горючей смеси к этому моменту становятся наименьшими, а работа цикла наибольшей для заданного или оптимального количества распыленной воды. Для определения этого размера капель определялось количество теплоты, которое передается к каплям воды с размерами d теплоотдачей от рабочего тела за время dt
K
К.СР
К.СР
2
2
где: F=πd  - поверхность капли размером d, м;
K
К.СР
i - количество капель размером d;
- средний коэффициент теплоотдачи за ;
- температура сжатия рабочего тела в зависимости от времени t, К;
- температура капли воды в зависимости от времени t, К.
К
А также количество теплоты, которое воспринимается каплями воды при их нагреве на аТ
ВОД.СР
К.СР
K
где: С - средняя теплоемкость капель воды размером d при изменении их температуры на dТ, ;
К.СР
- масса капли размером d, кг;
ВОД.СР
К.СР
К
3
ρ - средняя плотность капель воды размером d при изменении их температуры на dT, кг/м.
К.СР
Интегрируя уравнения 36 и 37, преобразовывая и приравнивая их получим выражение для определения d
где:  - среднее значение критерия Нуссельта за Δφ=180° п.к.в.;
ВОД.Н
Т - начальная температура распыливаемой воды в воздухе, К;
ω - частота вращения коленчатого вала, 1/с.
Для определения текущих значений температуры  и давления  при сжатии рабочего тела предложены уравнения (39) и (40)
К.СР
n
К.СР
По разработанной методике, используя численные методы, были рассчитаны d для двигателя МЗМА-407 при n=2600 об/мин в зависимости от доли впрыснутой воды  от количества поданного топлива, при различных коэффициентах избытка воздуха α и кондуктивном теплообмене этих капель с горючей смесью (N=2). Результаты расчетов сведены в таблицу. В эту таблицу занесены еще значения давления Рс и температуры Тc горючей смеси в конце сжатия, а также среднего размера капель d двигателя МЗМА-407, работающего при ω=2600 об/мин, различных  и α, давление Рс и температура Тс горючей смеси в конце сжатия.
ТаблицаЗначения давления Рс и температуры Тc горючей смеси в конце сжатия, а также среднего размера капель d<sub>К.СР</sub> двигателя МЗМА-407, работающего при ω=2600 об/мин, различных <img file="00000118.tif" he="7" wi="9" img-content="undefined" img-format="tif" /> и α
<img file="00000118.tif" he="7" wi="9" img-content="undefined" img-format="tif" />
α
0,93
1,0
1,08
1
2
3
4
5
0,25
d<sub>К.СР</sub>, мкм
233
256
272
Рс·10<sup>5</sup>, Па
11,2
10,8
10,3
Тс, К
570
590
600
0,50
d<sub>К.СР</sub>, мкм
195
220
238
Рс·10<sup>-5</sup>, Па
10,3
10,0
9,65
Тс, К
525
540
550
0,75
d<sub>К.СР</sub>, мкм
160
190
212
Рс·10<sup>-5</sup>, Па
9,7
9,2
9,0
Тс, К
480
510
520
1,0
d<sub>К.СР</sub>, мкм
133
163
186
Рс·10<sup>-5</sup>, Па
9,0
8,8
8,6
Тс, К
460
475
490
1,08
d<sub>К.СР</sub>, мкм
108
140
165
Рс·10<sup>-5</sup>, Па
8,5
8,3
8,2
Тс, К
435
455
480
К.СР
К.СР
К.СР
К.СР
с
К.СР
К.СР
В таблице видно, что чем больше , тем меньше Рс и Тс, а также требуемый размер капель d из-за уменьшения Рс и Тс. Чем меньше Рс при Тс=const, тем на меньшую температуру должны быть нагреты однородные капли, что возможно при меньшей их поверхности, а следовательно, большем d. С уменьшением Тс при Рc=const тепловой поток к каплям уменьшается, его уменьшение компенсируется увеличением поверхностей этих капель, а следовательно, уменьшением d. Следовательно, на уменьшение d влияет не только уменьшение Рс с увеличением , но и уменьшение Тс. С увеличением коэффициента избытка воздуха Рс уменьшается, а Т увеличивается, а требуемый размер капель d растет из-за преобладающего влияния увеличения Тс. При α=1 и наивыгоднейшем  размер капель d получается 190÷220 мкм. Для того чтобы получить такой размер капель в горючей смеси достаточно вытекающую струю воды из распылителя распыливать потоком воздуха в диффузоре [Автомобильные двигатели / В.М.Архангельский, М.М.Вихерт, А.Н.Воинов и др. - М.: Машиностроение, 1967. - 496 с.: ил.].
К.СР
Таким образом, уже на стадии проектирования нового двигателя для него может быть вычислен d, а по нему определен расчетом диаметр соплового отверстия распылителя (Подача и распыливание топлива в дизелях. Астахов И.В., Трусов В.И., Хачиян А.С. и др. - М.: Машиностроение, 1971. - 359 с.: ил.). Затем этот диаметр уточняется при проведении испытаний на промышленном или опытном образце по наименьшим давлению и температуре в конце сжатия и наибольшим индикаторному и эффективному КПД.
К.СР
К.СР
Размер распылителя можно определить еще опытным путем на опытном или промышленном образце впрыскиванием воды через распылители различного размера во впускной воздух и прокручиванием поршневого двигателя электродвигателем по наименьшим давлению и температуре горючей смеси в конце сжатия. На работающем двигателе он тоже может быть установлен только по наименьшему давлению и температуре рабочего тела в начале горения и наибольшим индикаторному или эффективному КПД. При этом средний d тоже может быть установлен путем измерения диаметра однородных капель в факелах, образующихся при распыливании воды через распылители различного размера. Если в факелах будут образовываться неоднородные капли, то d может быть определен расчетом по уравнению (38) и известным экспериментальным минимальным давлению и температуре в конце сжатия.
Z
Z
Z
Z
Z
ОХЛ
ВЫП
Z
ОХЛ
ВЫП
ОХЛ
ВЫП
ОХЛ
Z
Z
ВЫП
Z
Z
Для реализации высокой степени сжатия в комбинированных бензиновых двигателях необходимо знать, какое количество воды  необходимо добавлять во впускной воздух, чтобы не возникала в них детонация. Известно, что основными факторами, оказывающими наиболее значительное влияние на возникновение детонации в бензиновых двигателях являются максимальные температура T и давление P сгорания. Были проведены исследования с помощью разработанной авторами математической модели и экспериментальных данных, какое должно быть снижение Т при повышении P. При этом анализировались экспериментальные данные различных исследователей, в которых изменялись количество подаваемой воды во впускной воздух, давление и температура надувочного воздуха, степень сжатия, коэффициент избытка воздуха, угол опережения зажигания и нагрузка (Ефремов П.К. К вопросу о дополнительном питании тепловых двигателей водой. - В кн.: Защита воздушного бассейна от загрязнения токсичными выбросами транспортных средств. - Т.1. - Харьков, 1977. - С.221-261, а также Добрынин А.А. Детонация в двигателях, 1949. - 58 с.: ил.). Проведенные исследования позволили построить графики понижения максимальной температуры газов на единицу повышения максимального давления сгорания  в зависимости от значения T (фиг.14), потерь теплоты в систему охлаждения q (фиг.15) и с выпускными газами q (фиг.16). С увеличением значения T средние значения  уменьшаются (фиг.14). Большие значения  относятся к экспериментам с меньшими значениями q и с большими величинами q, т.е., для опытов с повышенной теплонапряженностью двигателя. Меньшие значения  характерны для экспериментов, в которых значения q получались наибольшими, а значения q наименьшими, т.е. для тех случаев, в которых теплонапряженность двигателя была наименьшей. С уменьшением значений q, то есть с возрастанием теплонапряженности двигателя, значения  увеличиваются (фиг.15), причем большие значения относятся к опытам, в которых значения T были наименьшими, меньшие величины к экспериментам с более высокими T. С возрастанием значений q значения  возрастают (фиг.16) из-за повышения теплонапряженности двигателя, причем большие значения относятся к экспериментам, в которых значения T были наименьшими, а меньшие величины к опытам с большими значениями T.
Полученные графики на фиг.14, 15 и 16 позволят далее произвести расчеты по повышению степени сжатия бензиновых двигателей при их создании с двухфазным рабочим телом и исключению у них системы охлаждения без увеличения октанового числа топлива, а также повышения теплонапряженности благодаря впрыскиванию воды в горючую смесь.
Для того чтобы рассчитывать параметры и показатели комбинированного бензинового двигателя с конвертированным(и) газовым(и) цилиндром(ами) в паровой(ые), авторами разработана математическая модель теплового расчета цикла бензиновых двигателей, дополнена уравнениями для определения количества получаемого пара и расчета работы, совершаемой им в паровом(ых) цилиндре(ах).
пар
Количество образующегося пара в парогенераторе m может быть определено в кг/с из уравнения теплового баланса
ПАР
где: Т - температура образующегося пара, К;
ПАР
ПАР
С - теплоемкость пара при постоянном давлении и Т, Дж/(кг·К);
ВОД
Т - температура воды, поступающей в парогенератор, К;
ВОД
С - теплоемкость воды, поступающей в парогенератор, Дж/(кг·К);
m
G - секундный расход топлива, кг/с;
α - коэффициент избытка воздуха;
0
L - теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива, кг/кг;
- относительное количество воды, добавляемой в горючую смесь, кг/кг;
р
Т - температура продуктов сгорания, поступающих в парогенератор, К;
ПР.С
р
C - теплоемкость продуктов сгорания, поступающих в парогенератор, при постоянном давлении и Т, Дж/(кг·К);
УХ.Г
Т - температура продуктов сгорания за парогенератором, К;
УХ.Г
УХ.Г
C - теплоемкость уходящих продуктов сгорания при постоянном давлении и Т, Дж/(кг·К);
ВОД
m - количество подаваемой воды в парогенератор, кг/с.
ВОД
ПАР
Если в уравнении (41) вместо m подставить m, то тогда из этого уравнения можно определить
Для определения давления пара в паровом(вых) цилиндре(ах) в начале расширения напишем уравнение материального баланса
Н.Р
1
3
где: V - объем пара в цилиндре(ах) в начале расширения, после закрытия впускного парового клапана φ, м;
Н.Р
3
ρ - плотность пара в цилиндре(ах) в начале расширения, кг/м;
ц.n
i - число цилиндров, конвертированных для работы на паре;
ω - частота вращения коленчатого вала, 1/с.
Подставим в уравнение (43) значение плотности пара
, тогда получим
ПАР
где: R - газовая постоянная для пара, Дж/(кг·К).
Удельный объем пара в конце расширения определится
Н.Р
Н.Р
3
где: υ=1/ρ - удельный объем пара в начале расширения, м/кг;
К.Р
2
3
υ - удельный объем пара в цилиндре(ах) в конце расширения в момент открытия парового выпускного клапана φ, м.
К.Р
К.Р
По удельному объему пара в конце расширения и адиабатному его расширению в цилиндре находим температуру Т и давление Р в конце расширения по таблицам для водяного пара.
Индикаторная работа, совершаемая паром в цилиндре до открытия выпускного парового клапана, определится по уравнению
К.Р
Н.Р
где: h и h - энтальпия пара в начале и в конце процесса расширения в цилиндре, Дж/(кг·К);
Н.Р
К.Р
Р и Р - давление пара в начале и в конце процесса расширения, Па;
Н.Р
К.Р
3
υ и υ - удельные объемы пара в начале и в конце расширения, кг/м.
К.Р
Н.Р
Значения h и h находятся по таблицам для водяного пара.
О.В
2
Для определения работы, совершаемой паром в паровом цилиндре за период предварения выпуска L (от φ до 180° п.к.в), а также работы, затрачиваемой поршнем на выталкивание пара при его движении от н.м.т. к в.м.т. (от 180 до 360 гр.п.к.в), напишем уравнения состояния и материального баланса
где:  и  - начальные значения давления и температуры пара в конце расширения в Па и К;
ПАР
- начальное значение количества пара в цилиндре в конце расширения в кг, принимается равным m;
где: dt - изменение времени в течение которого происходит истечение пара из цилиндра
,
где: Δφ - изменение угла поворота коленчатого вала, гр. п.к.в;
3
- средняя плотность пара, вытекающего из цилиндра, на участке Δφ, кг/м;
2
- среднее проходное сечение выпускного клапана на участке Δφ, м;
- средняя скорость движения пара в сечении выпускного клапана на участке Δφ, м/с.
Средняя скорость движения пара в сечении выпускного клапана  рассчитывается по средней плотности пара в этом сечении, разности средних давлений пара в цилиндре и в конденсаторе, а также текущему сопротивлению этого клапана.
Текущее давление пара в цилиндре  определяется по уравнению состояния и известному , которое находится по начальному  и текущему  удельным объемам пара и таблицам для водяного пара при адиабатном расширении.
2
Работа, совершаемая паром в цилиндре с момента открытия выпускного клапана (φ) до достижения поршнем н.м.т. (180 гр.п.к.в), определится
СР.n
3
где: Р - среднее давление пара в цилиндре на n участке, м;
n
3
ΔV - изменение объема цилиндра на n участке, м.
Работа, затрачиваемая двигателем на выталкивание пара из цилиндра при его движении из н.м.т.(180 гр.п.к.в) в верхнюю (360 гр.п.к.в)
Работа, затрачиваемая двигателем на преодоление сил трения поршня в паровом цилиндре,
MEX
где: P - среднее давление механических потерь;
h
3
V -рабочий объем цилиндра, м.
Суммарная индикаторная работа, совершаемая паром в одном из цилиндров,
Эффективная работа, совершаемая паром в одном из цилиндров,
П.Н
где: L - работа, затрачиваемая двигателем на привод питательного насоса.
Н.Н
Величина L определится по формуле
НАС
ПАР
где: Р - давление подачи воды, равное Р, Па;
НАС
η - КПД насоса;
НАС
ω - частота вращения вала насоса, равная частоте вращения коленчатого вала ω, 1/с.
Эффективная мощность комбинированного двигателя без турбодетандера
Удельный эффективный расход топлива комбинированного двигателя без турбодетандера
Эффективный КПД комбинированного двигателя без турбоденатора
P
К
К
При наличии турбодетандера изменится противодавление в выпускном коллекторе Р и появятся давление Р и температура Т наддувочного воздуха для расчета реального цикла бензинового двигателя.
К
Давление наддувочного воздуха Р компрессора определится по уравнению
О
где: Р - давление воздуха на входе в компрессор, Па;
К
К - показатель адиабата сжатия воздуха в компрессоре;
ВОЗ
R - газовая постоянная для воздуха, Дж/(кг·К);
О
Т - температура воздуха на входе в компрессор, К;
К
G - расход воздуха через компрессор, кг/с;
Т
N - полезная мощность турбины, Вт;
К
η - адиабатический КПД компрессора.
К
Температура наддувочного воздуха Т компрессора вычислится
Расход воздуха через компрессор составит
Т
где: G - расход топлива в секунду, кг/с.
Полезная мощность турбины
Т
где: η - эффективный КПД турбины;
- степень понижения давления газов в турбине;
Р
Р - давление газов перед турбиной, Па;
Р.О
Р - давление газов на выходе из турбины, Па;
Р
Т - температура газов перед газовой турбиной, К;
Т.ПР.СГ
ПР.СГ
m
G=GG - расход газов через турбину, кг/с.
Температура газов за газовой турбиной
Т.АД
где: η - адиабатический КПД турбины.
ВОЗ
ВОЗ
ВОЗ
ВОЗ
Z
Для подтверждения промышленной применимости и эффективности работы комбинированного двигателя с двухфазным рабочим телом были произведены расчеты параметров и показателей циклов этого двигателя при нормальной температуре наружного воздуха t=20°С и его температуре t=40°С без турбодетандера при наличии дроссельной заслонки на выпуске и с турбодетандером (фиг.17, 18, 19). В качестве базового двигателя был выбран современный бензиновый двигатель Заволжского моторного завода ЗМЗ-4062.10. Произведены расчеты этого двигателя при t=40°C, а его параметры и показатели представлены на фиг.17, 18, 19. При этой температуре на всех режимах работы его эффективная мощность получается значительно меньше, чем при t=20°С, а при n=5000 об/мин это уменьшение составляет 8 кВт (7,7%). Эффективный КПД у него тоже снижается по всей внешней скоростной характеристике, и это снижение составляет при n=5000 об/мин 0,5%. При этом максимальные температура сгорания T возрастает, а давление  уменьшается. Происходит это из-за того, что увеличивается температура горючей смеси в конце впуска и в конце сжатия, а коэффициент наполнения уменьшается. Значительное уменьшение эффективной мощности происходит из-за уменьшения количества сжигаемого топлива в цилиндре при неизменном коэффициенте избытка воздуха.
e
e
е
Комплектация двигателя парогенератором, конвертирование одного из цилиндров для работы на паре, повышение его степени сжатия до ε=14, увеличение коэффициента избытка воздуха с α=0,9 до α=1,1, подавление возникающей детонации в двигателе подачей воды в горючую смесь, а также его работа без дроссельной заслонки на выпуске и температуре наружного воздуха 20°С значительно повышают его эффективный КПД до 0,592 при ω=1000 об/мин и до 0,506 при ω=5000 об/мин, а эффективную мощность до 127 кВт при ω=5000 об/мин, то есть происходит увеличение η в 1,85÷1,87 раза, а эффективной мощности в 1,22÷1,23 раза по всей внешней скоростной характеристике. Меньшее увеличение N по сравнению N происходит из-за отключения и конвертирования одного из цилиндров бензинового двигателя для работы на паре.
Эти результаты получились несмотря на то, что при проведении расчетов сопротивление выпускного тракта из-за наличия парогенератора увеличивалось в 1,2 раза, а величина коэффициента использования теплоты в в.м.т. снижалась из-за увеличения коэффициента избытка воздуха с 0,9 до 1,1 в 1,14÷1,18 раза, по данным исследований традиционных и современных двигателей семейства ЗМЗ-406.10.
Z
Z
Z
i
i
ВОЗ
ВОЗ
Н.Х
Н.Х
ВОЗ
ВОЗ
Благодаря добавлению воды в горючую смесь комбинированного двигателя и повышению его коэффициента избытка воздуха с α=0,9 до α=1,1 произошло значительное снижение T этого двигателя по всей внешней скоростной характеристике, несмотря на увеличение степени сжатия с ε=9,3 до ε=14 (кривая 2 на фиг.17). Максимальное давление сгорания выросло (кривая 2 на фиг.18) благодаря увеличению давления конца сжатия из-за повышений степени сжатия и коэффициента наполнения, несмотря на снижение T. Снижение максимальной температуры сгорания на единицу повышения максимального давления сгорания  по сравнению с  и T базового двигателя составило при ω=5000 об/мин , ω=4000 об/мин , а при ω=3000 об/мин , что допустимо для бездетонационной работы двигателя. Благодаря увеличению степени сжатия и коэффициента избытка воздуха произошло у него повышение среднего индикаторного давления Р во всем диапазоне внешней скоростной характеристики (кривая 2 на фиг.18) по отношению к P=f(ω) базового двигателя как при t=20°С, так и t=40°С (кривая 1 на фиг.18). Кривая 2 Р=f(ω) комбинированного двигателя (фиг.18)) получилась почти одинаковой с кривой 1 Р=f(ω) базового двигателя как при t=20°С, так и t=40°С (фиг.18).
ВОЗ
ВОЗ
P
P
ВОЗ
Р
Р
Р
ВОЗ
e
ВОЗ
e
e
ВОЗ
P
ВОЗ
е
ВОЗ
ВОЗ
ВОЗ
ВОЗ
Z
ВОЗ
ВОЗ
ВОЗ
Z
Z
V
а
Z
Z
5
5
При температуре наружного воздуха t≤20°С проблема охлаждения конденсата этим воздухом может быть решена без существенного увеличения теплопередающей поверхности, так как разность температур между ними составит не менее 40°С благодаря конденсации водяных паров при температуре более 60°С при отсутствии турбодетандера и дроссельной заслонки на выпуске. При повышении t>20°С начинает снижаться количество передаваемой теплоты от конденсата к воздуху из-за уменьшения разности температур между ними. Для сохранения этой разности температур между этими теплоносителями приходится повышать температуру конденсации водяных паров в конденсаторе t путем увеличения в нем давления Р, введением в конструкцию системы выпуска турбодетандера или дроссельной заслонки. При повышении t≥40°С необходимо увеличивать t≥80°C повышением давления Р≥2,5·10 Па. Такое повышение давления, прежде всего, сказывается на протекании процессов действительных циклов и увеличении работы насосных ходов, а следовательно, на ухудшении технико-экономических показателей комбинированного двигателя. Поэтому были произведены расчеты рабочих процессов этого двигателя при Р=2,5·10 Па и t=40°C с дроссельной заслонкой на выпуске и с турбодетандером. На фиг.17 кривой 3 показано изменение эффективной мощности комбинированного двигателя с дроссельной заслонкой на выпуске по внешней скоростной характеристике. Эта кривая оказалась ниже кривой N=f(ω) базового двигателя ЗМЗ-4062 (кривая 1 фиг.17), рассчитанная при t=40°С. На уменьшение мощности этого двигателя повлияло уменьшение коэффициента наполнения из-за увеличения коэффициента остаточных газов и повышения температуры горючей смеси в конце впуска, а также существенное возрастание работы насосных ходов (кривая 3 фиг.18). Уменьшение N на частоте вращения коленчатого вала 5000 об/мин произошло на 6,5 кВт по сравнению с N базового двигателя при t=40°С. Это снижение мощности может быть устранено при необходимости кратковременным уменьшением Р. Несмотря на снижение эффективной мощности у комбинированного двигателя при t=40°С и наличии дроссельной заслонки на выпуске эффективный КПД у него значительно вырос по всей внешней скоростной характеристике (кривая 3 фиг.17) относительно η=f(ω) базового двигателя как при t=20°С, так и t=40°С. При одинаковом изменении  у этого двигателя как при t=20°С, так и t=40°С (кривые 2 и 3 на фиг.19) кривая T=f(ω) при t=40°С (на фиг.17) расположилась выше аналогичной кривой, рассчитанной при t=20°С, кривая , наоборот, ниже по сравнению с кривой  при t=20°С. Такие изменения T и P связаны с уменьшением коэффициента наполнения η и увеличением температуры конца впуска Т при повышении температуры наружного воздуха. При этом снижение максимальной температуры сгорания на единицу повышения максимального давления сгорания составило по сравнению с  и T базового двигателя при ω=5000 об/мин , ω=4000 об/мин  и ω=3000 об/мин . Снижение температуры ΔТ произошло на значительно большую величину, чем требуется для работы двигателя без детонации. Такие высокие  получились, в основном, из-за низких  в результате уменьшения коэффициента наполнения.
ВОЗ
е
Как показали расчеты, проблема регенерации воды из продуктов сгорания при t≥40°С, даже без существенного усложнения конструкции, решается при повышении эффективного КПД при ω=5000 об/мин в 1,55 раза, ω=4000 об/мин в 1,51 раза и ω=3000 об/мин в 1,45 раза по отношению к η базового двигателя.
e
ВОЗ
Применение турбодетандера вместо дроссельной заслонки для регенерации воды из продуктов сгорания при высоких температурах наружного воздуха не только уменьшает эффективную мощность комбинированного двигателя, но и увеличивает его (кривая 4 фиг.17). Увеличение эффективной мощности при ω=5000 об/мин составило 49,2 кВт или 51,1% по отношению к N базового двигателя при t=40°С.
ВОЗ
е
Эффективный КПД у него тоже возрастает значительно (кривая 4 фиг.17), но получается меньше, чем у комбинированного двигателя, работающего при t=20°С без увеличения давления в конденсаторе. Увеличение эффективного КПД по сравнению η базового двигателя получается при ω=5000 об/мин в 1,73 раза, а при ω=4000 об/мин и ω=3000 об/мин в 1,75 раза.
Z
Z
Z
Максимальная температура сгорания у него с этой комплектацией в диапазоне ω=2000-5000 об/мин получается предельно низкой, около 2200 К (кривая 4 фиг.17) при подаче воды в горючую смесь  (кривая 4 фиг.19). Дальнейшее снижение T на этих режимах повлияет на снижение коэффициента использования теплоты в в.м.т. υ. При ω=1000 об/мин эта температура еще больше снижается (кривая 4 на фиг.17) из-за уменьшения υ в результате падения ω несмотря на уменьшение  до 0,55.
Z
Z
K
V
5
Максимальное давление сгорания при наддуве двигателя турбодетандером становится предельно высокой во всем диапазоне ω, достигая при ω=4000 об/мин P=111,7·10 Па (фиг.18). Такое повышение P связано, в основном, с изменениями Р (кривая 4 на фиг.19) и коэффициента наполнения η в зависимости от ω.
T
K
P
P
-5
Давление и температура наддувочного воздуха были определены по заданным η и η в зависимости от ω (кривая 4 на фиг.19) при постоянных Р=2,5·10 Па и t=80°C.
Значение понижения максимальной температуры сгорания на единицу повышения максимального давления сгорания получились в диапазоне изменения ω=2000÷5000 об/мин  гр/Па, которые расположились близко к нижней границе допустимых значений этого показателя.
Среднее давление насосных ходов комбинированного двигателя с турбодетандером (кривая 4 на фиг.18) получилось в 1,25÷1,3 раза ниже, чем с дроссельной заслонкой (кривая 3) благодаря наддуву двигателя. Кривая 4 среднего индикаторного давления прошла выше всех кривых 1, 2 и 3 (фиг.18), в основном, благодаря подаче воздуха в цилиндры под давлением.
ВОЗ
e
По комбинированному двигателю с турбодетандером можно сделать следующее заключение, что он при высоких температурах наружного воздуха позволяет выделять воду из продуктов сгорания при меньшем снижении эффективного КПД, чем при применении дроссельной заслонки. При этом еще возрастает значительно его эффективная мощность во всем диапазоне внешней скоростной характеристики. При дефорсировании мощности у этого двигателя снижением частоты вращения коллекторного вала до уровня эффективной мощности комбинированного двигателя, работающего при t=20°С (кривая 2 на фиг.17), их эффективные КПД почти сравниваются, при одинаковом N. При еще большем дефорсировании его мощности до уровня эффективной мощности базового двигателя, работающего при температуре наружного воздуха, равного 40°С, эффективный КПД у него на номинальном режиме может возрасти до 0,54.
Дизельные двигатели существенно отличаются от бензиновых в основном тем, что в этих двигателях происходит гетерогенное горение и самовоспламенение топлива. Они имеют более высокую степень сжатия по сравнению со степенями сжатия бензиновых двигателей, а следовательно, и более высокий КПД. Процесс сгорания у них протекает при более высоком коэффициенте избытка воздуха на номинальном режиме работы, причем с уменьшением нагрузки этот коэффициент еще больше увеличивается, что связано с качественным регулированием мощности. При высоких коэффициентах избытка воздуха получаются и более низкие температуры выпускных газов, что не позволяет получить в парогенераторе высокопотенциальный пар. Все эти признаки оказывают существенное влияние на реализацию в дизельных двигателях распыливания воды во впускном воздухе, а также получение высокопотенциального пара для совершения работы.
с
с
с
с
При добавлении в них воды во впускной воздух происходит уменьшение температуры и давления конца сжатия, что приводит к увеличению периода задержки воспламенения, а следовательно, и жесткости работы двигателя. При этом надо впрыскивать столько воды в воздух и так его охлаждать в воздухоохладителе, чтобы Р и Т оказались приемлемыми для мягкой работы двигателя. В двигателях без наддува Р и Т сохраняются рециркуляцией продуктов сгорания.
Низкая температура выпускных газов в этих двигателях не позволяет получить пар с высокой температурой даже на номинальном режиме работы, а на частичных нагрузках эта температура еще больше снижается, а следовательно, эффективность использования полученного пара и воды тоже уменьшается. Повышение температуры выпускных газов на номинальном режиме осуществлено за счет снижения α до 1,1, а поддержание этого α и сохранение высокой температуры продуктов сгорания на частичных нагрузках достигнуто благодаря количественному регулированию мощности. При этом надежное воспламенение топлива на этих нагрузках осуществлено рециркуляцией продуктов сгорания или уменьшением охлаждения надувочного воздуха.
При такой организации рабочего процесса в адиабатных дизельных двигателях тоже произойдет значительное увеличение их эффективных КПД и мощности не только из-за увеличения количества рабочего тела, совершающего работу, но и благодаря использованию высокопотенциального пара для совершения работы в конвертированном(ых) паровом(ых) или газовых цилиндрах.
Устройство комбинированного двигателя с двухфазным рабочим телом содержит поршневой двигатель внутреннего сгорания 1 (фиг.1) с теплоизолированными деталями камеры сгорания [головкой (крышками) цилиндров, поршнями и газовыми цилиндрами 2], которые соединены последовательно с котлом 3, совмещенным с теплоизолированным выпускным коллектором 4, конденсатором 5 и турбодетандером (турбиной) 6 посредством газопровода 7. Для впуска воздуха в эти цилиндры расположены последовательно компрессор 8, соединенный с турбодетандером (турбиной) 6; впускной коллектор 9, соединенный с компрессором 8 воздухопроводом 10. Для утилизации теплоты отработавших газов и масла этот двигатель, кроме котла 3, оснащен еще водораспределительным устройством горячей воды 11, поделенный перегородками 12 и 13 на верхнюю 14, среднюю 15 и нижнюю 16 части. В средней части 15 располагается водомасляный теплообменник 17. Регенерация воды из продуктов сгорания осуществляется конденсатором 5 совместно с водораспределительным устройством холодной воды 18, которые соединены водопроводом 19, с установленным на нем водяным насосом 20 и регулятором расхода 21. Для квазиизотермического сжатия воздуха компрессором 8 его охлаждение производится распыливанием холодной воды распылителем 22, соединенным с водораспределительным устройством холодной воды 18 трубопроводами 19 и 23, на последнем из которых установлен регулятор расхода этой воды 24. Конденсатор 5 соединен со средней 15 и нижней 16 частями водораспределительного устройства горячей воды 11 водопроводами 25, 26 и 27, на водопроводе 25 установлен водяной фильтр 28, а на водопроводе 27 регулятор расхода 29. Распылитель 33 конденсатора 5 подключен к водопроводу 19 через регулятор расхода 21. Котел 3 соединен с водораспределительным устройством горячей воды 11 водопроводом 30, на котором расположены питательный насос 31 и регулятор расхода 32. Электромагнитные форсунки 34 для подачи воды в цилиндры установлены в теплоизолированной(ых) головке (крышках)цилиндров 2 и подключены к котлу 3 теплоизолированными теплопроводами 35, 36 и 37. Сопловые отверстия форсунок в головке (крышках) цилиндров устанавливаются тангенциально или под острым углом к стенкам камеры сгорания для того, чтобы образующийся водяной пар на выходе из них в цилиндры завихрял горючую смесь. Для подачи топлива в двигатель 1 на патрубках впускного коллектора 9 установлены электромагнитные форсунки 38, соединенные с топливным насосом 39 через топливный фильтр 40 и регулятор расхода 41 топливопроводами 42 и 43. Теплоизолированные водораспределительные устройства горячей 11 и холодной 18 воды сообщаются между собой водопроводом 44 и содержат воздушный 45 и паровой 46 клапаны. В стационарном двигателе с целью поддержания уровня воды в водораспределительных устройствах одно из этих устройств подключено к водопроводной трубе 47, на котором установлен регулятор уровня воды 48 и запорное устройство 49. Сопловой направляющий аппарат 50 турбодетандера (турбины) 6 изменяет давление в конденсаторе 5 и давление надувочного воздуха компрессора 8. Пульт управления 51 служит для управления работой двигателя в ручном и автоматическом режимах, контролирует исправную работу двигателя и защищает его от повреждений.
Для подачи пара в теплоизолированные цилиндры 2 (фиг.2) вместо форсунок использованы паровые впускные клапаны 52 с завихрителями для улучшения смесеобразования в камере сгорания. Пар подается в эти клапаны из котла 3 по теплопроводам 35, 36 и 37, что и вода. Для регулирования количества подаваемого пара на водопроводе 30 расположен регулятор расхода 32, форсунки 38 для распыливания топлива установлены на впускных патрубках впускного коллектора 9. Для подачи в них топлива проложены топливопроводы 43 и 42, на последнем из которых расположены топливный насос 39, топливный фильтр 40 и регулятор расхода 41. На этой схеме отсутствуют турбодетандер (турбина) и компрессор с целью упрощения конструкции двигателя. Для изменения давления в конденсаторе 5 служит дроссельная заслонка 53, установленная на выпускном газопроводе 54. Воздух в теплоизолированные цилиндры 2 как газового и бензинового (с принудительным воспламенением), так и дизельного (с самовоспламенением) двигателей подается по впускному коллектору 9 через дроссельную заслонку 55, установленную на воздухопроводе 56, для изменения нагрузки двигателей при постоянном коэффициенте избытка воздуха.
Схема на фиг.3 отличается от предыдущих схем тем, что для превращения произведенного в котле 3 пара в работу один из нескольких теплоизолированных газовых цилиндров 2 конвертирован в паровой 57. На этой схеме котел 3 соединен с впускным паровым клапаном 58 паропроводом 59, а выпускной паровой клапан 60 этого цилиндра подключен к конденсатору 5 через обратный клапан 61 паропроводом 62. Котел 3 соединен с выпускными теплоизолированными газовыми цилиндрами 2 посредством патрубков выпускного коллектора 4, а с конденсатором 5 отводящим газопроводом 7, за которым располагается турбодетандер (турбина) 6, соединенный с компрессором 8. Этот компрессор подключен к впускному коллектору 9 воздухопроводом 10. Распылители 22 и 33 установлены для распыливания воды в воздухе и в продуктах сгорания, поступающих в компрессор 8 и в конденсатор 5 соответственно. Сопловой направляющий аппарат 50 перед турбодетандером (турбиной) 6 установлен для регулирования необходимого давления в конденсаторе 5, а следовательно, и температуры конденсата в зависимости от температуры наружного воздуха. Конденсатор 5 соединен с водораспределительным устройством горячей воды 11 водопроводами 25, 26 и 27. На водопроводе 25 установлен водяной фильтр 28, а на водопроводе 27 регулятор расхода 29. Для охлаждения конденсата в водораспределительном устройстве холодной воды 17 организован замкнутый циркуляционный контур, куда вошли водопроводы 63 и 64, водовоздушный радиатор 65 и водяной насос 66 с регулятором расхода 67. Этот радиатор охлаждается вентилятором 68. В систему подачи воды и пара включена теплоизолированная емкость 69 для слива воды из этой системы при ее замерзании, которая содержит электронагреватель 70, воздушный 71 и паровой 72 клапаны и заливную горловину с пробкой 73. Он соединен с водораспределительными устройствами горячей 11 и холодной 17 воды водопроводами 44 и 74, на последнем из которых установлено запорное устройство 75. Для заполнения системы водой установлен электронасос 76 на водопроводе 77. Теплоизолированная емкость 69 после слива воды из системы может отсоединяться и переноситься в теплое помещение. Перед подключением этой емкости к системе подачи воды и пара вода в ней может быть согрета электронагревателем 70 до температуры кипения от электросети.
На схеме фиг.4 в отличие от схемы на фиг.1 показаны форсунки 77 во впускных патрубках коллектора 9 для распыливания холодной воды в воздухе, поступающем в газовые теплоизолированные цилиндры 2. Эти форсунки соединены трубопроводами 78, 79 и 80 с водораспределительным устройством холодной воды 17. На водопроводе 78 установлен водяной насос 20, а на водопроводе 79 - регулятор расхода воды 24. Для распыливания топлива в воздухе, поступающем в цилиндры через впускной коллектор 9, установлен карбюратор 81, который соединен с топливным насосом 39 топливопродом 82, на котором расположен топливный фильтр 40. На этой схеме отсутствуют турбодетандер (турбина) и компрессор, хотя они тоже могли быть подключены к двигателю и от этого мощность двигателя только возросла.
На схеме фиг.5 для подачи топливоводяного раствора в воздух, поступающий в теплоизолированные цилиндры, установлен карбюратор 83, в котором происходит образование этого раствора. Для подачи топлива в этот карбюратор он подключен к топливопроводу 82, на котором установлены топливный насос 39, топливный фильтр 40 и регулятор расхода 41. Для подачи воды он подсоединен к водопроводам 78 и 79. На водопроводе 78 установлен насос 20, а на водопроводе 79 - регулятор расхода воды 24.
Для подготовки топливоводяной смеси двигатель оснащен смесителем 84 (фиг.6), который подключен к топливному насосу 39 через топливный фильтр 40 топливопроводом 82, на котором осуществлен монтаж регулятора расхода топлива 41. Этот смеситель подсоединен еще к водораспределительному устройству холодной воды 17 водопроводами 78 и 79, причем на водопроводе 78 установлен водяной насос 20, а на водопроводе 79 - регулятор расхода воды 24. Для подачи топливоводяной смеси в форсунки 85 бензинового (с принудительным воспламенением) двигателя, расположенных в патрубках впускного коллектора 9, они подключены к смесителю 84 трубопроводом 86, на котором установлены насос 87 для подачи этой смеси и регулятор расхода 88. Для питания этой смесью дизельного (с самовоспламенением) двигателя форсунки 89 расположены в теплоизолированной(ых) головке (крышках) цилиндров и соединены со смесителем 84 трубопроводом 90, на котором установлен насос высокого давления 91 и регулятор расхода 92 с редукционным клапаном 93. Для управления работой двигателя он оснащен пультом управления 51.
Для двухкратной или многократной циркуляции питательной воды через котел при температуре продуктов сгорания за котлом выше 150°С создан замкнутый циркуляционный контур (фиг.7), в который входят питательный насос 31, котел 3, первый запорный клапан 94 и теплопроводы 95 и 96. При этом обратная подача воды в водораспределительное устройство горячей воды 11 исключается обратным клапаном 97, а подача пара в паровой цилиндр 57 прекращается вторым запорным клапаном 98, установленным на паропроводе 59. Отключенный паровой теплоизолированный цилиндр 57 сообщается с атмосферой через паровоздушный клапан 99 для уменьшения работы насосных ходов. Все эти клапаны 94, 98 и 99 связаны с логическим устройством 100, а логическое устройство соединено с пультом управления и датчиком температуры выпускных газов 101.
Для перемешивания воды в водораспределительных устройствах горячей и холодной воды они разрабатываются цилиндрической формы (фиг.8), а подача воды в них осуществляется через тангенциально расположенные трубы 102. Забирается эта вода из этих устройств через перфорированные трубы 103, расположенные вертикально по оси этих водораспределительных устройств, концы которых выходят наружу через верхние 104, нижние 105 или боковые 106 стенки.
Способ работы комбинированного двигателя с двухфазным рабочим телом осуществляют подачей воздуха компрессором 8 (фиг.1) в теплоизолированные газовые цилиндры 2 по воздухопроводу 10 и впускному коллектору 9. Сжатие воздуха в компрессоре 8 происходит почти без повышения его температуры благодаря распыливанию холодной воды распылителем 22 во впускном патрубке этого компрессора в количестве 0,5÷0,75 от цикловой подачи топлива с такими размерами капель, при которых эффективный КПД цикла становится наибольшим, а детонация не возникает. При этом значительно снижается максимальная температура цикла, что позволяет поднять степень сжатия и еще больше увеличить это КПД. Вода в распылитель 22 направляется насосом 20 по водопроводу 19 из водораспределительного устройства холодной воды 18, при этом количество подаваемой воды регулируется регулятором расхода 24, а размер капель определяется конструкцией распылителя 22. Эти капли при сжатии в компрессоре 8 и в теплоизолированных газовых цилиндрах 2 превращаются в теплоноситель с температурой, близкой к температуре кипения к концу сжатия, при подводе теплоты переходят в рабочее тело, существенно уменьшая температуру газов и устраняя детонацию, по мере расширения образовавшееся дополнительное количество рабочего тела совершает работу, увеличивая КПД двигателя при заметном снижении максимальной температуры сгорания. Благодаря чему не только не возникает детонация, но и существенно снижается теплонапряженность как бензинового (с принудительным воспламенением), так и дизельного (с самовоспламенением) двигателей.
В бензиновых (с принудительным воспламенением) двигателях нет опасности, что из-за охлаждения воздуха водой могут возникнуть пропуски в зажигании смеси потому, что температура воспламенения бензиновоздушных смесей находится значительно ниже температуры этой смеси в момент зажигания. В дизельных (с самовоспламенением) двигателях такая опасность существует в момент пуска двигателя, а после выхода на режим и разогрева двигателя, она тоже отпадает, но двигатель начинает работать жестче, чем базовый из-за увеличения периода задержки воспламенения и повышения фактора динамичности цикла. Чтобы избежать этого негативного явления, возникающего при впрыске воды во всасываемый воздух, нужно еще больше увеличить степень сжатия этого двигателя и без того высокую. Другой выход - это подавать нагретую воду в котле 3 по водопроводам 35, 36 и 37 в форсунки 34, расположенные в тепло изолированно и головке (крышках) цилиндров в начале расширения, при этом давление впрыска превышает максимальное давление сгорания, а температура воды равняется температуре насыщенного пара при этом давлении и причем количество подаваемой воды регулируется регулятором расхода 32 по максимальному эффективному КПД дизеля. При такой подаче воды в форсунки происходит не только повышение этого КПД, но еще снижается максимальная температура сгорания, что позволяет существенно снизить теплонапряженность этого двигателя.
Продукты сгорания из теплоизолированных газовых цилиндров 2 при открытии выпускных клапанов направляются в котел 3, совмещенный с теплоизолированным выпускным коллектором, где греют воду или генерируют пар. Затем продукты сгорания по газопроводу 7 поступают в конденсатор 5 для охлаждения до температуры конденсации водяных паров, которая зависит от давления в этом конденсаторе. Это давление регулируется изменением проходного сечения соплового направляющего аппарата турбодетандера (турбины) 50 для того, чтобы образовавшийся конденсат при этом давлении можно было охладить в водораспределительном устройстве холодной воды 17 благодаря его циркуляции через водовоздушный радиатор 65 (фиг.3) водяным насосом 66 и под действием вентилятора 68.
Температура выпускных газов, поступающих из теплоизолированного выпускного коллектора в конденсатор, зависит от протекания рабочего процесса двигателя и в первую очередь от его коэффициента избытка воздуха в цилиндрах, количества теплоносителя, проходящего через котел, его температуры и давления, диаметра трубок и их теплопередающих поверхностей, а также скорости движения газов относительно тепловоспринимающих поверхностей котла. Задача сводится к тому, чтобы температура этих газов не превышала 150°С, а энтальпия образующегося пара или воды была наибольшей. Температура уходящих газов из этого коллектора измеряется термометром, а величина энтальпии определяется по измеренным давлению, температуре и расходу теплоносителя и рассчитывается по таблицам или эмпирическим формулам. При неизменных конструктивных размерах котла величина максимальной энтальпии теплоносителя регулируется регулятором расхода 32 (фиг.1) и изменением давления питательного насоса 31 с помощью его редукционного клапана. Чем меньше будет температура выпускных газов из котла, тем будут меньше потери теплоты с выпускными газами, а следовательно, размеры устройств, участвующих в конденсации водяных паров, а также охлаждении воды воздухом. Расчеты показали, что для транспортного двигателя эта температура не должна превышать 150°С, так как в этом случае удается сохранить конструкцию и размеры водовоздушного радиатора базового двигателя.
В бензиновых (с принудительным воспламенением) и в дизельных (с самовоспламенением) двигателях необходимо сохранить на всех режимах работы такой низкий коэффициент избытка воздуха, чтобы иметь наиболее высокую температуру выпускных газов с целью получения высокопотенциального теплоносителя воды или пара. Для бензиновых (с принудительным воспламенением) этот коэффициент избытка воздуха должен быть α≅1,0÷1,2, а в дизельных (с самовоспламенением) α≥1,1. При других значениях α<1 и α>1,2 в бензиновых (с принудительным воспламенением) двигателях уменьшается коэффициент активного тепловыделения, а в дизельных (с самовоспламенением) при α<1,1 уменьшаться температура выпускных газов и затрачивается дополнительная работа на подачу воздуха в цилиндры. Коэффициент избытка воздуха в цилиндрах определяется на стадии создания опытного или промышленного образца путем измерения количества кислорода в продуктах сгорания, а также регулируется количеством подаваемого топлива в цилиндры регулятором расхода топлива 41.
В традиционных дизельных (с принудительным воспламенением) (с самовоспламенением) двигателях при переходе на частичные нагрузки быстро увеличивается коэффициент избытка воздуха из-за качественного регулирования его мощности, что приводит к значительному снижению температуры выпускных газов и существенному уменьшению как температуры воды в котле, так и пара, если он будет производиться. Для того чтобы эта система работала эффективно в дизельном (с самовоспламенением) двигателе и на частичных нагрузках, необходимо внедрить количественное регулирование мощности такое, как в бензиновом (с принудительным воспламенением) двигателе. Дроссельная заслонка 55 (фиг.2) при переходе на частичные нагрузки уменьшает количество поступающего воздуха в теплоизолированные цилиндры 2, а регулятор расхода топлива 41 совместно с форсунками 38 снижают количество поступающего топлива в теплоизолированные цилиндры 2, а коэффициент избытка воздуха больше 1,1 регулируется этими устройствами совместно в зависимости от качества сгорания топлива, по отсутствию содержания сажи в продуктах сгорания.
Конструкцию комбинированного двигателя с двухфазным рабочим телом можно упростить, если турбодетандер (турбину) заменить дроссельной заслонкой 53 (фиг.2), а компрессор исключить из конструкции. Воздух в цилиндры 2 подавать всасыванием через впускной коллектор 9. При этом давление в конденсаторе 5 можно будет регулировать изменением положения дроссельной заслонки 53 что приведет к заметному увеличению работы насосных ходов и понижению эффективного КПД в зависимости от степени прикрытия этой заслонки.
Подача пара в теплоизолированные цилиндры 2 производится через впускные паровые клапаны 52 (фиг.2) по паропроводам 35, 36 и 37 из котла 3. При этом давление пара в паропроводах обеспечивается питательным насосом 31, а количество подаваемого пара регулируется по максимальному эффективному КПД двигателя и поддерживается регулятором расхода 32.
Цилиндр традиционного поршневого двигателя с теплоизолированными головкой (крышками) цилиндров и газовыми цилиндрами конвертируется в паровой теплоизолированный цилиндр 57 (фиг.3) с впускными 58 и выпускными 60 паровыми клапанами. Пар подают в паровой цилиндр 57 через впускной паровой клапан 58 при его открытии в верхней (внутренней) мертвой точке, а закрывают его в момент допустимого снижения давления пара в котле, при котором эффективный КПД двигателя начинает снижаться. Открывают паровой выпускной клапан тогда, когда давление пара в паровом цилиндре еще превышает давление в конденсаторе, и пар начинает поступать по паропроводу 62 через обратный клапан 61 в конденсатор 5. Обратный клапан 61 предотвращает попадание газов из конденсатора 5 обратно в паровой цилиндр 57 при выпуске газов из других цилиндров.
Наиболее простой способ регулирования количества подаваемой питательной воды в котел 3 регулятором 32 - по требуемым температуре и давлению пара в котле или температуре выпускных газов за котлом, поступающих в конденсатор 5.
При работе комбинированного двигателя требуемый уровень воды 12 в водораспределительных устройствах горячей 11 и холодной 17 воды при работе на различных режимах работы поддерживается постоянным. Если этот уровень начинает уменьшается, то направляющим сопловым аппаратом 50 в турбодетандере (турбине) 5 увеличивают давление в конденсаторе 5 при неизменной температуре парогазовой смеси и тем самым увеличивают количество образующегося конденсата. Если уровень воды в этих водораспределительных устройствах начинает повышаться, то давление в конденсаторе уменьшают, чтобы не увеличивать насосные потери и не снижать эффективный КПД двигателя. В стационарных двигателях проходное сечение турбины (турбодетандера) не изменяют для того, чтобы не уменьшать эффективный КПД двигателя, а при уменьшении количества воды в пароводяной системе ее пополняют из водопровода автоматически с помощью регулятора расхода 48 (фиг.1).
Для охлаждения продуктов сгорания, поступающих в конденсатор 5 (фиг.3), требуется холодная вода. Поэтому образующийся конденсат охлаждается в водораспределительном устройстве холодной воды 17 путем ее циркуляции насосом 66 через водовоздушный радиатор 65, по водопроводам 63 и 64, на последнем из которых расположен регулятор расхода 67. Вентилятор 68 регулирует количество передаваемой теплоты наружному воздуху в зависимости от режима работы двигателя и температуры наружного воздуха. Регулятор расхода 67 и вентилятор 68 совместно обеспечивают такой коэффициент теплопередачи, при котором температура холодной воды оказывается достаточной для охлаждения продуктов сгорания в конденсаторе до температуры конденсации водяных паров, при которой не происходит убыль воды в пароводяной системе. При более низких температурах наружного воздуха потребляемые мощности насоса и вентилятора заметно снижаются, а эффективный КПД двигателя увеличивается.
При остановке двигателя и низкой температуре наружного воздуха возникает опасность замерзания воды в пароводяной системе. При снижении температуры воды близкой к температуре замерзания поступает сигнал с датчика температуры на пульт управления и двигатель запускается на прогрев вручную или автоматически. Другой вариант защиты пароводяной системы от замерзания - это слив воды из нее вручную или автоматически по команде с пульта управления 51 (фиг.3) в теплоизолированную емкость 69. Для этого открываются воздушные клапаны 45 в водораспределительных устройствах 11 и 17 и паровой клапан 72 в этой емкости, а также запорный клапан 75 с пульта управления. После слива воды теплоизолированная емкость 69 отсоединяется от двигателя и переносится в теплое помещение. В этом помещении вода в ней подогревается перед пуском электронагревателем 70 до температуры кипения. Затем она подключается к двигателю и система заправляется электронасосом 76 с пульта управления при закрытом запорном клапане 75, а этот насос отключается. При этом исключается не только замерзание пароводяной системы, но еще и прогревается холодный двигатель перед пуском, что увеличивает пробег транспортного средства более чем на 100 км по сравнению с пуском холодного двигателя.
Как в бензиновых (с принудительным воспламенением), так и в дизельных (с самовоспламенением) двигателях кратковременное увеличение мощности осуществляется увеличением количества горючей смеси или воздуха, поступающих в цилиндры. В этих двигателях такое увеличение мощности достигается при неизменном коэффициенте избытка воздуха α в бензиновых (с принудительным воспламенением) двигателях α≥1,0, а в дизельных (с самовоспламенением) α>1,1 путем резкого увеличения давления надувочного воздуха компрессором 8 (фиг.1) благодаря увеличению давления газов перед турбодетандером (турбиной) в результате уменьшения проходного сечения соплового направляющего аппарата 50. При этом количество вредных выбросов в продуктах сгорания не увеличивается, эффективный КПД возрастает благодаря увеличению механического КПД, а полное сгорание топлива сохраняется.
Подача топлива и воды в цилиндры с электронной системой управления подачей топлива усложняет конструкцию двигателя. Поэтому целесообразно топливо во впускном воздухе распиливать карбюратором 81 (фиг.4), а воду распиливать в воздухе во впускных патрубках форсунками 77 и подавать ее насосом 20 по водопроводам 78, 79 и 80, при этом количество подаваемой воды форсунками 77 регулировать регулятором расхода 24. Конструкции распыливателей этих форсунок обеспечивают такое распыливание воды в воздухе, при котором образующиеся капли во время сжатия становятся теплоносителями и к концу сжатия нагреваются до температуры кипения, при подводе теплоты они превращаются в рабочее тело, а в период расширения возросшее количество рабочего тела совершает дополнительную работу. При этом температура газов, по проведенным авторами исследованиям, существенно снижается несмотря на протекание рабочего процесса в теплоизолированном пространстве камеры сгорания, что позволяет поднять степень сжатия двигателя и тем самым увеличить еще больше его эффективный КПД. Если распыливать воду форсунками 77 в каждом впускном патрубке, то регулированием количества подаваемой воды можно подавлять детонацию. Проведенные авторами исследования показали, что изменение оптимального количества подаваемой воды оказывает слабое влияние на уменьшение эффективного КПД двигателя, но зато значительно может уменьшать требования к октановому числу топлива. В результате чего вместо традиционной системы изменения угла опережения зажигания для подавления детонации используется система впрыска воды форсунками во впускные патрубки или теплоизолированные газовые цилиндры 2, что повышает топливную экономичность двигателя на эксплуатационных режимах.
z
b
Конструкцию двигателя можно упростить, если подавать совместно топливо и воду, предварительно перемешав их. Для перемешивания этих двух жидкостей может быть использован карбюратор базового двигателя или изготовлен специальный смеситель. На фиг.5 топливо подается по топливопроводу 82 топливным насосом 39 через топливный фильтр 40 в карбюратор 83. Количество подаваемого топлива регулируется регулятором расхода 41. Вода в карбюратор 83 качается насосом 20 по водопроводам 78 и 79. Количество подаваемой воды регулируется регулятором расхода 24 и составляет 0,5÷0,75 от цикловой подачи топлива. Для устранения детонации двигателя регулированием количества распыливаемой воды цикловая подача воды на некоторых режимах в зависимости от условий окружающей среды может увеличиться до 1,25 от цикловой подачи топлива, при этом коэффициенты использования теплоты в в.м.т. υ и в конце расширения υ не уменьшаются. Качество распыливания (средний размер капель) определяется экспериментально на опытном или промышленном образце по наиболее высокому эффективному КПД при изменении диаметров диффузора и распылителя карбюратора. Перемешивание воды и топлива в поплавковой камере осуществляется любым из известных способов.
На схеме (фиг.6) перемешивание топлива и воды производится в цилиндрическом смесителе 84 путем тангенциального подвода топлива по топливопроводу 82 насосом 39 через топливный фильтр 40. Количество подаваемого топлива регулируется регулятором расхода 41. Вода подводится в этот смеситель тоже тангенциально по водопроводам 78 и 79 насосом 20. Количество подаваемой воды регулируется регулятором 24 и составляет 0,5÷0,75 от цикловой подачи топлива на обычных режимах работы, а при устранении детонации она может достигнуть 1,25 от цикловой подачи топлива. Из смесителя 84 топливоводяная смесь подается насосом 87 по трубопроводу 86 в форсунки 85, расположенные на впускных патрубках коллектора 9 бензинового (с принудительным воспламенением) двигателя. В дизельном (с самовоспламенением) двигателе эта смесь подается в форсунки 89, расположенные в теплоизолированной(ых) головке (крышках) цилиндра по трубопроводу 90 насосом 92. При этом количество подаваемой смеси регулируется форсунками 85 и регулятором расхода 88 в бензиновом (с принудительным воспламенением) двигателе, а в дизельном (с самовоспламенением) двигателе форсунками 89 и регулятором расхода 92.
При снижении температуры выпускных газов за котлом ниже 150°С, когда энтальпия пара сильно снижается, включается циркуляционный контур воды и пара через котел 3 (фиг.7) под действием насоса 31 по трубопроводам 95 и 96. В этот момент поступает сигнал с датчика температуры на пульт управления, а оттуда на логическое устройство 100, которое подает команду на открытие первого запорного клапана 94 и закрытие второго запорного клапана 98. При этом обратный клапан 97 и второй запорный клапан 98 закрываются. Прекращается подача пара в паровой теплоизолированный цилиндр 57, а пар начинает циркулировать через котел и открытый первый запорный клапан 94 по трубопроводам 95 и 96 до тех пор, пока температура выпускных газов не поднимется выше 150°С. В этот период открытый паровоздушный клапан 99 по команде с логического устройства 100 сообщает паровой теплоизолированный цилиндр 57 с атмосферой и тем самым уменьшает работу насосных ходов парового цилиндра до нуля. После прогрева пара до необходимой температуры и повышении температуры выпускных газов за парогенератором выше 150°С сразу закрываются паровоздушный клапан 99 и первый запорный клапан 94, открываются обратный клапан 97 и второй запорный клапан 98. Высокопотенциальный пар из котла 3 начинает поступать по паропроводу 59 в паровой теплоизолированный цилиндр 57 и производить там работу.
Для перемешивания теплоносителей с различной температурой в применяемых устройствах цилиндрической формы комбинированного двигателя, а также повышения коэффициента теплопередачи от масла воде через стенки водомасляного теплообменника в водораспределительном устройстве горячей воды произведены тангенциальные подводы теплоносителей по трубам 102 к этим устройствам (фиг.8), а чтобы забирать перемешанный теплоноситель из этих устройств, его необходимо отводить по перфорированным цилиндрическим трубопроводам 103, расположенным в центре этого устройства. Конец этого трубопровода можно выводить через нижнюю 105, верхнюю 104 или боковые 106 стенки этих емкостей.
Конструкция и способ увеличения срабатываемого теплоперепада на рабочем колесе турбодетандера изложены в 1 и 2 (см. ниже).
Возникающая детонация подавляется аналогично как в выпускаемых транспортных бензиновых двигателях ОАО «ЗМЗ» (см. 3 на стр.69), только здесь производится изменение количества добавляемой воды в воздух вместо изменения угла опережения зажигания.
Подача воды в котел реализуется так же, как подача топлива в дизельных двигателях и воды в теплогенерирующих установках (см. 4 и 5 на стр.69).
Количество подаваемого пара в газовые цилиндры определяется при проведении экспериментов на промышленном или опытном образце с различными степенями сжатия и количествами подаваемого пара. Рациональные или наивыгоднейшие их значения на различных режимах работы определяют по отсутствию детонации и наибольшему эффективному КПД, который сравнивается с эффективным КПД базового двигателя.
Конструкции запорнорегулирующих устройств для спуска воды из двухфазной системы подачи воды и пара могут быть спроектированы аналогичными как в 3 и 5 (см. на стр.69), где они применяются для слива топлива, масла, охлаждающей жидкости, теплоносителя, конденсата и т.д. в поршневых двигателях и теплоэнергетических установках.
Размеры распылителей форсунок и насоса при вычисленном среднем диаметре капель по формуле 38 и известной подаче насоса определяются аналогично как при создании системы топливоподачи для нового дизельного двигателя (см. ниже 4).
Размеры распылителя карбюратора и его диффузора при рассчитанном среднем диаметре капель по формуле 38 определяются аналогично как при создании карбюратора для бензинового двигателя (см. ниже 6).
Размеры распылителей форсунок рассчитываются по среднему диаметру капель, определенному по формуле 38, а размеры насоса по известному количеству подаваемой воды или смеси воды и топлива (см. ниже 4).
1. Степанец А.А. Энергосберегающие турбодетандерные установки. Недра, 1999.
2. Давыдов А.Б., Кабулашвили А.Ш., Шерстюк А.Н. Расчет и конструирование турбодетандеров. - М.: Машиностроение, 1987.
3. Двигатели ЗМЗ-406 автомобилей ГАЗ и УАЗ. Конструктивные особенности. Диагностика. Техническое обслуживание. Ремонт / Гирявец А.К., Голубев П.А., Кузнецов Ю.М. и др. - Нижний Новгрод: НГУ им. Лобачевского, 2000.
4. Подача и распыливание топлива в дизелях. Астахов Н.В., Трусов В.И., Хачиян А.С. и др. - М.: Машиностроение, 1971.
5. Резников М.И., Липов Ю.М. Котельные установки электростанций. - М: Энергоатомиздат, 1987.
6. Автомобильные двигатели. Архангельский В.М., Вихерт М.М., Воинов А.Н. и др. - М.: Машиностроение, 1967.
Преимущества разработанного способа работы и устройства комбинированного двигателя с двухфазным рабочим телом на базе поршневого двигателя внутреннего сгорания заключается в следующем: разработана конструкция и способ работы комбинированного двигателя не только на базе бензинового и газового (с принудительным воспламенением), но и на основе дизельного (с самовоспламенением) двигателей с двухфазным рабочим телом, эффективный КПД которого повышается до пределов, ограничиваемых первым и вторым законами термодинамики ≈0,6; упрощается конструкция этого двигателя благодаря распыливанию воды не только во впускном патрубке компрессора, а также ее подаче или подаче пара в камеры сгорания в период расширения в теплоизолированных газовых цилиндрах; снижается трудоемкость изготовления и стоимость двигателя в результате применения одной топливоводяной системы вместо двух систем подачи воды и топлива; этот двигатель может быть более простой конструкцией без компрессора и турбодетандера (турбины) только с меньшей эффективной мощностью, но зато с более высоким эффективным КПД, чем у базового двигателя, благодаря применению в выпускном газопроводе после конденсатора дроссельной заслонки; разработанный двигатель более надежный при его эксплуатации в условиях низких температур наружного воздуха, при которых возникает вероятность замерзания пароводяной смеси; кратковременное увеличение мощности (приемистости) не ниже, чем у базового бензинового (с принудительным воспламенением) двигателя при более высокой его экономичности и экологической безопасности.