Двигатели внутреннего сгорания с повышенной степенью расширения горючей смеси

Машиностроение -

УДК 629.1.032.001

Р.В. Русинов, А.Д. Элизов, Р.Ю. Добрецов

ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ С ПОВЫШЕННОЙ СТЕПЕНЬЮ РАСШИРЕНИЯ ГОРЮЧЕЙ СМЕСИ

R.V. Rusinov, A.D. Elizov, R.Yu. Dobretsov

INTERNAL COMBUSTION ENGINES WITH INCREASED EXPANSION RATIO

OF EXPLOSIVE MIXTURE

Рассмотрен вопрос расчета параметров теплового цикла поршневых двигателей внутреннего сгорания с повышенной степенью расширения горючей смеси. Предложен метод расчета, в котором минимизировано применение «эмпирических» коэффициентов. Предлагаемый метод расчета допускает оперативный анализ различных комбинаций действующих факторов и поиск их оптимальных соотношений. ДИЗЕЛЬ. РАБОЧИЙ ЦИКЛ. ЭКОНОМИЧНОСТЬ.

Examined an issue involving the work cycle parameters calculation of the internal combustion engine with increased expansion ratio. Suggested a calculation method in which the number of empirical coefficients was minimized. Suggested method admits a line analysis of different combinations of acting factors and their optimal ratio search. DIESEL ENGINE. WORK CYCLE. FUEL EFFICIENCY.

В бензиновых поршневых двигателях внутреннего сгорания автомобилей на процесс сгорания горючей смеси отводится не более 4,5— 5,0 мс, и при сравнительно малой скорости распространения в камерах сгорания фронта пламени, инициируемого свечами зажигания, часть горючей смеси догорает за пределами рабочих цилиндров, т. е. в выпускном коллекторе.

Данное обстоятельство, ведущее к непроизводительной потере энергии горючей смеси, наглядно иллюстрирует, в частности, пример ранее широко используемых поршневых авиационных двигателей типа ВК-101, когда при отключении одной из двух одновременно работающих в каждом отдельном цилиндре свечей зажигания заметно снижалось число оборотов их коленчатых валов из-за менее полного сгорания топлива именно в цилиндрах.

В связи с подобным обстоятельством и с учетом достаточно значительной тепловой энергии выпускных газов вообще естественно возникает вопрос о возможном выигрыше в части мощности и экономичности двигателей за счет увеличения хода поршня при расширении

горючей смеси по отношению к ходу поршня в процессе сжатия, кстати говоря, ограниченного степенью сжатия, исключающей детонацию горючей смеси.

Соотносительное увеличение рабочего хода поршня первоначально представлялось возможным конструктивно осуществить за счет дополнения обычного кривошипно-шатунного механизма двигателя специальным кулисным приспособлением [1]. Однако реально было найдено и более простое решение, связанное с перепуском воздуха в процессе его предварительного сжатия при общем равенстве ходов сжатия и расширения.

Организованный подобным образом, т. е. с перепуском воздуха, тепловой цикл, названный циклом Аткинсона, и был реализован в виде конкретного двигателя, в частности со степенью сжатия ес = 12,2 и степенью расширения ер = = 17,6 [2], показавший при испытании весьма хорошую экономичность (против ее обычного значения для традиционных конструкций двигателей с равными степенями процессов сжатия и расширения), оцененную в 12—15 %.

В связи с последним представляет несомненный интерес расчетный анализ показателей тепловых циклов с различными соотношениями степеней расширения и сжатия с целью оценки перспектив дальнейшего повышения экономичности двигателей, а также их мощности.

Такой анализ достаточно просто осуществить на базе математической модели теплового цикла, в которой рассматривается только часть тепловой энергии топлива (рис. 1), затрачиваемая только на производство механической энергии без учета чисто тепловых потерь [3, 4] и численно определяемая индикаторным КПД П двигателя.

Общее количество теплоты, вводимое в цикл, равно ((0 = 0^/(1 + аЬ0), где ((тн — низшая теплотворная способность топлива; а — коэффициент избытка воздуха при сгорании топлива; Ь0 — теоретическое количество воздуха, потребное для сгорания единицы массы топлива, ((1 = П0 .

На рис. 1 представлена подобная математическая модель цикла Аткинсона (по сути — ин-

дикаторная диаграмма), имитирующая процессы сжатия и расширения (линии «а—с» и «г—Ь0), роста давления при подводе теплоты («с—г»), потерю теплоты (2 с выпускными газами и обратным перепуском сжимаемого рабочего тела («а0—а»).

При задании начальных условий — давления в начале процесса сжатия ра = р0 и температуры Та, показателей политроп процессов сжатия п1 и расширения п2 , теплоемкости рабочего тела при постоянном объеме су , степени сжатия ес и расширения е р — основные параметры в узловых точках с, г, Ь0 математической модели равны: рс = раеП1; Тс = Тае1}-1; Тг = (1 /Су + Тс ; К = Рг / Рс = Тг/Тс Рг = КРс Рь = Рг1 е}2; Ть 0 = Тг/ер Л

Среднее индикаторное давление р теплового цикла определяется отношением площади ¥ индикаторной диаграммы (см. рис. 1), деленной на рабочий объем цилиндра Ук = Уа - Ус.

Площадь индикаторной диаграммы ¥ представляется площадью ¥1 под кривой «г - Ь0» за вычетом площади ¥2 под кривой «с - а» и площади ¥3 под линией «а - а0», т. е. ¥ = ¥1 - ¥2 - ¥3.

По уравнению политропы для любой точки кривой «г - Ь0» верно рхУ}2 = РгУгп2, или

рх = Рг (( /Ух ) 2, откуда дифференциал площади = РхйУх = р2 ( /Ух )п2 йУх,

а интеграл соответственно равен

¥1 = РУ}2 ] V-"2 йУх =

КРУ}2

ру г2 у - п2+1

-п2 +1 х

г=с

Ь0

УЬ"2-1 Ь0

у"2-1

Рис. 1. Математическая модель теплового цикла с повышенной степенью расширения:

Р — давление; V — объем цилиндра; Ус — объем камеры сгорания; Ук — рабочий объем; Уа — полный объем при сжатии рабочего тела; Уа0 — полный объем на конец расширения; п1 и п2 — показатели политроп сжатия и расширения; ¥ — общая площадь индикаторной диаграммы по контуру а0сгЬ0а0; ВМТ — верхняя мертвая точка положения поршня; НМТ — нижняя мертвая точка; 01 — вводимая в цикл тепловая энергия; (2 — тепловая энергия, теряемая с выпускными газами

крУс

п2 -1

У п2-1 г г

Уп2-1 г г

Уп2-1 У 1

V"2-1

Ь0 У

КРсУс

п2 -1

1—

п2 -1

По аналогии: ¥2

РУс

2

п -1

п2

V "Р

\

еп1 -1

Для уЧастка «Ь - Ь0» (Ра 0 = Ра): ¥3 = Ра (Уа 0 - Уа ).

При этом, поскольку ес = Уа/Ус; ер = Уа 0 ус, то ¥3 = Раус (ер -ес ).

Ь

0

п

2

4

Машиностроение

Следовательно,

Р = Р/ (-V, х

V -V

а с

X

1—

1

.«2 -1

1

« - 1

1 —

« -1

2 V

И окончательно получаем

Р-£с)

Р =

«1 -1

£с -1

1 —

X

«2 -1

1-

.«2 -1

1 -1

"

С достаточной точностью индикаторный КПД равен п = (( - Т 0 )), (тепловые потери в политропическом процессе сжатия в определенной степени компенсируются повышением теплосодержания при догорании горючей смеси в процессе ее расширения).

В общем анализе рассматриваемого теплового цикла первоначально используем представленные выше расчетные выражения при условии

ер = ес= 12,2.

В этом «традиционном» конструктивном варианте двигателя, естественно, с разделенным впрыском бензина степень сжатия е обычно составляет 10—11 единиц, среднее эффективное давление ре теплового цикла—порядка 1,0 МПа, а индикаторный КПД п - 0,36 при эффективном КПД пе - 0,32-0,33 [5].

При теплотворной способности бензина £>тн=10300 ккал/кг, а = 1,0, 10 = 14,9 кг/кг общее количество теплоты, вносимой в цикл, —

смеси, притом полезно используется для производства механической энергии 01 = 0,36-647,8 = = 233,2 ккал/кг (включая и чисто механические потери).

Примем с учетом поджатия воздуха при перепуске ра = 0,098 МПа (1,0 кгс/см2); Та = 290 К; «1 = 1,38; а учитывая периодичность процесса впрыска топлива, несколько усложняющего процесс смесеобразования и влекущего за собой увеличение продолжительности сгорания (догорания) топлива, — «2 =1,18; су = 0,17 ккал/кг-град

Тогда: рс = 0,098-12,2й8 = 3,09 МПа;

Тс = 290-12,2й8-1 = 750,3 К;

Тг = 233,2/0,17 + 750,3 = 2122,1 К;

Х = 2122,1/750,3 = 2,83;

Рг = 2,83 - 3,09 = 8,74 МПа;

РЬ = 8,74/12,21'18 = 0,43 МПа;

Ть = 2122,1/12,21

18-1

Рг =

3,09 12,2-1

2,83

1,18 -1

= 1352,8 К;

' 1 ^ 1 -

12,2

1,18-1

У

1

1,38 -1

1 --

1

12,2-

1,38-1

= 1,13 МПа.

П = (2122,1 -1352,8)2122,1 = 0,36 .

При механическом КПД [3] пм = 1-0,12/1,13 = = 0,894 эффективные показатели ре =пм Р1 = = 0,894-1,13 = 1,01МПа; пе =пмП/ = 0,894-0,36 = = 0,32.

Как видим, соответствие реальным соотношениям практически абсолютно.

Все расчетные данные для ер = ес = 12,2, как и для ер = 14,0; 16,0; 17,6 и 20,0, внесены в при-

О0 = 10300/(1 + 1-14,9) = 647,8 ккал/кг рабочей лагаемую таблицу.

Основные расчетные показатели теплового цикла бензинового дивгателя с впрыском топлива в функции соотношений хода поршня при расширении и сжатия ^ / е.

№ п/п еР ер / ес Рь МПа П Пм Рв> МПа 5 = =Рв/1,01 Пв & г/кВт-ч

1 12,2 1,00 1,13 0,36 0,894 1,01 1,00 0,32 268

2 14,0 1,15 1,18 0,38 0,898 1,06 1,05 0,34 252

3 16,0 1,31 1,23 0,39 0,902 1,11 1,10 0,35 245

4 17,6 1,44 1,26 0,40 0,905 1,14 1,13 0,36 238

5 20,0 1,64 1,30 0,41 0,908 1,18 1,17 0,37 232

1.2

1,1

1,0

п. __- -о - -о"

У ' '

0.35

0.30

1.0

1.2

1,4

8р/ 8с

Рис. 2. Функциональная зависимость относительного роста среднего эффективного давления (мощности двигателя) § и эффективного КПД це теплового цикла от

отношения ер/ вс

р / с

При этом расчет индикаторных КПД ц{ для вариантов вр, отличных от исходного, был упрощен, поскольку величина р, характеризующая «полезную» работу и общую эффективность цикла, при известном ее исходном значении (р = = 1,13 МПа) п = 0,36 может быть определенао по выражению пр = 0,36 р/1,13.

Представленные в таблице результаты однозначно свидетельствуют о преимуществах повышенной степени расширения, способствующей и росту мощности двигателя (среднего эффективного давления теплового цикла) и его экономичности (эффективного КПД).

Так, в рассмотренных пределах соотношения вр/ вс от 1,0 до 1,64 среднее эффективное давление ре возросло с 1,01 до 1,18 МПа при отношении § = рр /рс =1,18/1,01 = 1,17, т. е. на 17 %, а эффективный КПД пе — примерно на 11— 12 %, достигнув абсолютного значения 0,37, что значительно превышает значение для двигателей с традиционным равенством степеней сжатия и расширения рабочего тела.

Графически относительный прирост среднего давления цикла § = ре/1,01 и эффективного КПД пе в функции ер/ес представлены на рис. 2.

Вполне очевидны при этом приращения по мере роста § как среднего эффективного давления ре, так и эффективного КПД це.

Следует однако особо отметить, что с возрастанием отношения вр /вс имеет место снижение интенсивности прироста величин ре и пе, связанное с естественной убылью энергии выпускных газов при их расширении из-за падения давления (кривая « г -Ь0», на рис. 1).

Это снижение интенсивности достигает нулевого значения при падении давления в цилиндре до атмосферного и в рассматриваемом случае имеет место, примерно, при 8р = 45, что соответствует ходу поршня в 3,7 раза более его хода в процессе сжатия.

В общем, как видно по рис. 2, цикл с продолженным расширением имеет явную перспективу, поскольку даже в пределах рассмотренных достаточно узких значений в р/вс допускает возможность получения большего эффекта по основным эксплуатационным показателям двигателей в сравнении с реально достигнутыми при натурных испытаниях двигателя, о котором шла речь выше.

В практической реализации возможности дальнейшего улучшения эксплуатационных показателей двигателей рассмотренным способом надлежит, строго говоря, учитывать влияние на конструкцию двигателей и иных их показателей, таких, как габариты и масса двигателей, растущие при увеличении хода поршня, долговечность, обусловленная увеличением средней скорости поршня, зависящей от величины хода поршня, и др.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Настоящий Аткинсон [Текст] // Авторевю.— 2011. № 19.- С. 10.

2. А вместо сердца пластмассовый мотор [Текст] / В. Санников // Популярная механика. -2010. № 1(87) — С. 86-88.

3. Русинов, Р.В. Математическая модель теплового цикла поршневых двигателей внутреннего сгорания [Текст] / Р.В. Русинов, Р.Ю. Добрецов // Научно-технические ведомости СПбГПУ.— 2012. № 1(142).— С. 182-188.

4. Русинов, Р.В. К вопросу построения математической модели теплового цикла двигателей внутреннего сгорания [Текст] / Р.В. Русинов, Р.Ю. Добрецов, И.М. Герасимов // Научно-технические ведомости СПбГПУ.— 2012. № 3-2(154), С. 132137.

5. Русинов, Р.В. Тепловые двигатели. Двигатели автомобилей и тракторов [Текст]: Учебное пособие / Р.В. Русинов, Р.Ю. Добрецов.— СПб.: Изд-во Поли-техн. ун-та, 2012. С. 27.

Машиностроение -

РУСИНОВ Ростислав Викторович — доктор технических наук, профессор кафедры двигателей, автомобилей и гусеничных машин Санкт-Петербургского государственного политехнического университета.

195251, Политехническая ул., д. 29, Санкт-Петербург, Россия (812)534-14-10

ЭЛИЗОВ Александр Дмитриевич — кандидат технических наук, доцент кафедры двигателей, автомобилей и гусеничных машин Санкт-Петербургского государственного политехнического университета.

195251, Политехническая ул., д. 29, Санкт-Петербург, Россия (812)534-14-10

ДОБРЕЦОВ Роман Юрьевич — кандидат технических наук, доцент кафедры двигателей, автомобилей и гусеничных машин Санкт-Петербургского государственного политехнического университета.

195251, Политехническая ул., д. 29, Санкт-Петербург, Россия

(812)534-14-10

dr-idpo@yandex.ru

© Санкт-Петербургский государственный политехнический университет, 2013