Содержание к диссертации
Введение
1 Состояние вопроса и задачи исследования 8
1.1 Перспективы использования газового моторного топлива 8
1.2 Преимущества и недостатки от применения газового моторного топлива по сравнению с жидким топливом 11
1.3 Анализ приспособленности двигателей с различными типами систем питания к работе на газовом моторном топливе 14
1.4 Эжекционные системы питания газовым моторным топливом двигателей с искровым зажиганием 18
1.5 Системы принудительной подачи газового моторного топлива двигателей с искровым зажиганием 23
1.6 Эксплуатация автомобилей с универсальными газобензиновыми системами питания 28
1.7 Двухтопливные системы ,,.'...-.;,.,.. 35
1.8 Выводы по главе 47
1.9 Задачи исследования 48
2 Теоретическое обоснование применения двухто пливной системы питания 50
2.1 Математическая модель двухтопливной системы питания двигателя автомобиля для определения мощностных и экономических ха рактеристик 50
2.1.1 Режим движения 50
2.1.2 Определение доли расхода воздуха двигателем, используемой для сгорания бензина 53
2.1.3 Определение основных характеристик двигателя 56
2.1.4 Определение скорости и пути автомобиля 61
2.1.5 Определение расхода топлива 64
2.2. Расчет расхода топлива автомобилем с двигателем, оснащенным двухтопливной системой питания 66
2.2.1 Выбор показателей, характеристик топливной экономичности и условий проведения расчетов 66
2.2.2 Результаты расчетов расхода топлива автомобилем с двигателем, оснащенным двухтопливной системой питания 73
2.3 Выводы по главе 78
3 Сравнительные эксплуатационные испытания газобаллонных автомобилей с универсальной и двухтопливной системами питания 79
3.1 Постановка задачи 79
3.2 Объект исследования 80
3.3 Методика испытаний 85
3.4 Результаты испытаний 88
3.4.1 Износ выпускных клапанов 88
3.4.2 Надежность системы питания 90
3.4.3 Путевой расход топлива 92
3.5 Выводы 96
4 Практические рекомендации по применению двухтопливной системы питания 97
4.1 Переоборудование универсальной системы питания в двухтопливную 97
4.2 Регулировка и настройка двухтопливной системы питания 97
4.3 Сравнительный расчет эксплуатационных затрат 100
4.4 Выводы 105
Выводы 106
Список использованных источников
- Анализ приспособленности двигателей с различными типами систем питания к работе на газовом моторном топливе
- Определение доли расхода воздуха двигателем, используемой для сгорания бензина
- Износ выпускных клапанов
- Регулировка и настройка двухтопливной системы питания
Введение к работе
Актуальность темы. Применение в качестве топлива газового моторного топлива (ГМТ) для двигателей с искровым зажиганием позволяет снизить затраты на горючесмазочные материалы, улучшить экологические показатели, уменьшить износ деталей двигателя. Обычно, при переводе двигателя на питание ГМТ к существующей бензиновой системе питания достраивают вторую - газобаллонную. При этом двигатель может работать как на бензине, так и на ГМТ. Систему питания таких двигателей принято называть универсальной.
Вопросу использования газа в автомобильных двигателях посвятили свои работы такие известные ученые, как Генкин К.И., Гольдблат И.И., Горшков С.А., Ерохов В.И., Колубаев Б.Д., Лукшо В.Н., Морев В.И., Мор-тиров О.А. и другие. Проводилось значительное число исследований надежности в условиях эксплуатации элементов газобаллонной аппаратуры. Установлено, что более половины отказов приходится на редуктор, примерно по 10 % на газовый магистральный клапан и смеситель. Крайне редко случаются отказы соединительной арматуры, вентилей и баллона.
Надежность бензиновой системы питания карбюраторных двигателей достаточно высока при использовании качественного топлива. Однако, при работе двигателя с универсальной системой питания на сжиженном нефтяном газе, когда бензиновая система питания отключена, карбюратор длительное время остается не заполненным топливом. Это приводит к высыханию неметаллических элементов карбюратора и его отказам, выражающимся в потере герметичности и отклонении состава топливовоздушной смеси от требуемого. При переходе на питание бензином происходит его утечка и двигатель начинает работать с перебоями. Бензин попадает на горячие детали двигателя и возникает опасность пожара в моторном отсеке.
Кроме того, при работе двигателя на сжиженном нефтяном газе на режимах высоких нагрузок и больших оборотов происходит догорание топлива в начале такта выпуска. Это связано с низкой скоростью горения газовоздушной смеси по сравнению с бензовоздушной. Особенно в двигателях с устройствами для принудительного вращения выпускных клапанов происходит их ускоренный износ. Это объясняется тем, что образующийся на рабочей поверхности клапана нагар выполняет роль абразивного тела, что в сочетании с высокой температурой выпускного клапана ускоряет его износ. Чтобы обеспечить нормальный процесс сгорания газовоздушной смеси необходимо повысить степень сжатия двигателя. Но этого при установке газо-баллоной аппаратуры не делают для того, чтобы обеспечить нормальную работу двигателя на бензине и вследствие сложности переделки.
Цель работы - повышение эксплуатационной надежности газобаллонных автомобилей за счет применения двухтопливной системы питания.
Объектом исследования является процесс эксплуатации газобаллонного автомобиля с двухтопливной системой питания, а предметом исследования - двухтопливная система питания.
Методы исследования. В работе использован метод математического моделирования и статистической обработки экспериментальных данных.
Научная новизна работы заключается в следующем:
предложена схема двухтопливной системы питания газобаллонного автомобиля;
разработана математическая модель двухтопливной системы питания двигателя автомобиля для расчета мощностных и экономических характеристик.
Практическая ценность работы заключается в следующем:
- разработана схема и методика переоборудования универсальной сис
темы питания в двухтопливную;
- разработана методика эксплуатационной регулировки двухтоплив
ной системы питания.
Апробация работы. Материалы диссертационной работы докладывались на международной научно-практической конференции "Проблемы адаптации техники к суровым условиям" в Тюменском государственном нефтегазовом университете (г.Тюмень, 2001 г.), на 5-ой Российской научно-технической конференции "Прогрессивные методы эксплуатации и ремонта транспортных средств" в Оренбургском государственном университете (г. Оренбург, 2001 г.) и на 1-ой Российско-германской конференции по безопасности движения (г. Омск, 2002 г.).
Публикации. Результаты исследований опубликованы в 6 научно-технических работах. Получено положительное решение по заявке на изобретение /72-74, 89-92/.
Объем работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, выводов, списка литературы (111 наименований), двух приложений, содержит 123 страницы машинописного текста, 47 рисунков, 17 таблиц.
На защиту выносится:
математическая модель двухтопливной системы питания двигателя автомобиля для расчета мощностных и экономических характеристик.
результаты сравнительных эксплуатационных испытаний газобаллонных автомобилей с универсальной и двухтопливной системами питания.
Анализ приспособленности двигателей с различными типами систем питания к работе на газовом моторном топливе
Двигатели с искровым зажиганием по типу системы питания можно разделить на три группы: 1. Карбюраторные. 2. С системой центрального впрыска. 3. С системой распределенного впрыска. В зависимости от наличия той или иной системы питания двигатели имеют свои преимущества и недостатки и в разной степени приспособлены к переводу их на питание ГМТ.
Двигатели с искровым зажиганием, у которых топливовоздушная смесь (ТВС) приготовляется в карбюраторе, обладают рядом недостатков, к которым относятся /3, 34, 36, 100, 101, 103/:
1. Низкая точность и стабильность дозирования топлива. В массовом производстве достаточно сложно обеспечить высокую точность и стабильность размеров элементов изготовляемых карбюраторов. Это определяет точность и стабильность дозирования топлива. Кроме того, чтобы карбюратор на всех режимах обеспечивал требуемый состав ТВС, он должен иметь
ряд дополнительных систем и устройств, что, в свою очередь, резко усложняет конструкцию карбюратора.
2. Высокое сопротивление впускного тракта. Наличие в карбюраторе диффузоров и распылителей, без которых он не может приготовлять ТВС, увеличивает сопротивление впускного тракта. Это снижает коэффициент наполнения, особенно на высоких оборотах коленчатого вала, что, в свою очередь, способствует снижению мощности и крутящего момента двигателя.
3. Сложность обеспечения равномерности состава ТВС по цилиндрам двигателя на всех режимах его работы. Наличие, как правило, одного карбюратора определяет наличие в многоцилиндровых двигателях впускного коллектора достаточно большой длины и достаточно сложной формы. Представляет большую проблему подбор формы впускного коллектора, обеспечивающего равномерность состава ТВС и коэффициента наполнения по цилиндрам двигателя. Несмотря на все усилия не удается получить равномерность состава ТВС по цилиндрам лучше, чем 20% /36, 41/. Низкая равномерность состава ТВС и коэффициента наполнения по цилиндрам повышает требования к октановому числу топлива и снижает равномерность его работы.
4. Наличие подогрева впускного коллектора и поступающего в двигатель воздуха. В карбюраторных двигателях невозможно обойтись без подогрева впускного коллектора и поступающего воздуха по следующим причинам. Наличие впускного коллектора большой длины и сложной формы определяет наличие его подогрева. Иначе невозможно обеспечить равномерность состава ТВС по цилиндрам и очень трудно бороться с конденсацией топлива на стенках впускного коллектора. В свою очередь, подогрев впускного коллектора и поступающего в двигатель воздуха вызывает повышение температуры поступающей ТВС, снижает коэффициент наполнения и ужесточает требования к октановому числу топлива.
К преимуществам двигателей с карбюраторной системой питания можно отнести низкую стоимость, хорошую ремонтопригодность, неприхотливость в эксплуатации. С точки зрения перевода этих двигателей на питание ГМТ необходимо отметить, что наличие подогрева впускного коллектора и поступающего воздуха, высокое сопротивление впускного тракта, плохая равномерность распределения ТВС по цилиндрам являются отрицательными факторами /82/. Это не позволяет реализовать в таких двигателях все преимущества питания двигателя ГМТ.
Двигатели с искровым зажиганием, оснащенные системой центрального впрыска, имеют, по сравнению с двигателями, оснащенными карбюраторами, меньше недостатков и позволяют реализовать больше преимуществ от применения питания ГМТ. У этих двигателей из недостатков остались только низкая равномерность распределения ТВС по цилиндрам и наличие подогрева впускного коллектора и поступающего воздуха /54, 83/. При переводе этих двигателей на питание ГМТ низкое сопротивление впускного тракта сохранится только в случае принудительной подачи ГМТ без использования диффузора. Облегчает перевод этих двигателей на принудительное питание ГМТ наличие датчиков, контролирующих работу двигателя, и электронного блока управления системой впрыска. Эти узлы можно использовать для управления системой питания ГМТ. В случае перевода этих двигателей на питание ГМТ с использованием смесителя с диффузором увеличивается сопротивление впускного тракта с вытекающими отсюда последствиями.
Определение доли расхода воздуха двигателем, используемой для сгорания бензина
Определим долю расхода воздуха двигателем, используемую для сгорания бензина в общем расходе воздуха из условия, что газ подается в первичную камеру карбюратора, а бензин во вторичную и в систему ускорительного насоса. Расчетная схема для определения площади проходного сечения карбюратора представлена на рисунке 2.3.
Расчетная схема для определения площади проходного сечения карбюратора где уі - начальный угол открытия дроссельной заслонки первичной камеры, рад; Yimax - максимальный угол открытия дроссельной заслонки первичной камеры, рад; (3 - степень открытия дроссельной заслонки. Площадь проходного сечения первичной камеры карбюратора будет равна с _Ч2П cosrix 1 л " о (2.6) где d] - диаметр смесительной камеры первичной камеры, м; о Ух - нулевой угол открытия дроссельной заслонки первичной камеры (заслонка закрыта), рад. При некотором угле уі начинает открываться дроссельная заслонка вторичной камеры и при достижении максимального угла поворота дрос « " max " сельнои заслонки первичной камеры у{ угол поворота дроссельной за max слонки вторичной камеры тоже достигает максимального значения у2 При этом условии передаточное число привода заслонки вторичной камеры определится max 0 вк у тах _ у 2 (2-7) /і /1 где у2 - нулевой угол открытия дроссельной заслонки вторичной камеры (заслонка закрыта), рад. Угол открытия дроссельной заслонки вторичной камеры
Суммарное проходное сечение обоих камер карбюратора будет S = S] +S2 (2.10) а доля расхода воздуха двигателем, используемая для сгорания бензина, исходя из предположения, что она пропорциональна площади проходного сечения вторичной камеры карбюратора, будет равна D6e ,=— (2.11)
Порядок расчета доли расхода воздуха двигателем, используемой для сгорания бензина, представлен на рисунке 2.4. Расчетная схема для установления основных характеристик двигателя учитывает следующие факторы: момент инерции, крутящий момент, момент нагрузки. Дифференциальное уравнение вращательного движения коленчатого вала ДВС J P = MKp-MH, (2.Ц) где J - момент инерции подвижных частей двигателя, приведенный к коленчатому валу, кгм"; Ф - угол поворота коленчатого вала двигателя, рад.;
Ми - момент нагрузки, Нм. Крутящий момент двигателя в основном определяется частотой вращения коленчатого вала, степенью открытия дроссельной заслонки и соотношением подаваемых компонентов (бензина и газа) /33/. Зависимости крутящего момента двигателя ВАЗ-21083 от частоты вращения и степени открытия дроссельной заслонки представлены на рисунке 2.5.
Коэффициенты а, Ъ, с, d определяются методом наименьших квадратов по четырем значениям крутящего момента М1000, М2500, М4000, М5500 при частоте вращения 1000, 2500, 4000, 5500 мин" для соответствующей степени открытия дроссельной заслонки.
Крутящий момент М 000, М2Ш, М4000, М5Ш определяем в зависимости от степени открытия дроссельной заслонки следующим образом мюоо = мюооо + (ммоо]оо _ мюооп) р? М2500 = M2500Q + (М?Ш1оо_м2500о) (2ЛЗ) j ooo = j oooо + (М ооот_ т % М5500 = м5500о + (М5500т _ 500 где М100о, М250о: М400о, M5:i00o- крутящий момент двигателя при частоте вращения 1000, 2500, 4000, 5500 мин"1 при степени открытия дроссельной заслонки (3=0, Нм; kAOQO 1 2500 лЛООО 1 5500 М 1,о, М ід ш ід М ід - крутящий момент двигателя при частоте вращения 1000, 2500, 4000, 5500 мин"1 при степени открытия дроссельной заслонки Р=1,0, Нм; (3 - степень открытия дроссельной заслонки. Крутящий момент необходимо дополнительно корректировать по соотношению подаваемых компонентов (бензина и газа). Крутящий момент двигателя при работе на сжиженном нефтяном газе снижается на 5-7% по-сравнению с бензином /82/ Мкрк = (1,0-0,07(1-Пбец))Мкр, (2.14) где D6eH - доля расхода воздуха двигателем, используемая для сгора ния бензина; Мкрк - корректированный крутящий момент, Нм. Для расчета расхода топлива необходимо также определить расход воздуха двигателем. Расход воздуха двигателем определяется частотой вращения двигателя и степенью открытия дроссельной заслонки.
Износ выпускных клапанов
Надежность газораспределительного механизма оценивалась изменением теплового зазора в приводе выпускных клапанов.
Результаты обработки замеров изменения теплового зазора выпускных клапанов автомобилей с двухтопливной системой питания после пробега 10000 км представлены гистограммой (рисунок 3.8) для переднеприводных автомобилей ВАЗ (темные столбцы) с устройствами принудительного вращения выпускных клапанов и полноприводных (светлые столбцы) - без устройств принудительного вращения выпускных клапанов.
На рисунке 3.9 представлены гистограммы распределения изменения теплового зазора выпускных клапанов для универсальной системы питания с устройствами их принудительного вращения.
Из таблицы 3.6 видно, что в случае с принудительным вращением клапанов, среднее увеличение теплового зазора приходящееся на 10000 км пробега составило 0,0166 мм для двухтопливной и 0,0886 мм для универсальной систем питания. Эти же параметры для автомобилей ВАЗ-21213, в двигателях которых не предусмотрено принудительное вращение выпускных клапанов, составили 0,0092 и 0.01 мм соответственно.
Таким образом, применение предлагаемой двухтопливной системы питания для переднеприводных автомобилей ВАЗ с устройствами принудительного вращения выпускных клапанов позволило в 5,3 раза снизить износ выпускных клапанов. На автомобилях ВАЗ-21213 износ выпускных клапанов практически не изменился (разница 8 %), из чего следует, что при отсутствии устройства принудительного вращения клапанов их износ при переводе автомобиля на питание сжиженным нефтяным газом увеличивается незначительно.
В течении всех испытаний фиксировались отказы и нарушения в работе бензиновой и газовой систем питания газобаллонных автомобилей. По этим данным оценивалась надежность системы питания. Типичные неисправности были сгруппированы (таблица 3.7).
Результаты представлены в виде распределения количества отказов, приходящихся на 1 автомобиль для неисправностей различных групп (рисунок 3.10) автомобилей с двухтопливной и универсальной системами питания.
Распределение путевого расхода топлив для автомобилей ВАЗ-21213 с двухтопливной и универсальной системами питания не приводятся, так как объем выборки невелик: 11 значений для двухтопливной системы питания и 8 для универсальной. По этой же причине в результаты расчетов не включены значения путевого расхода топлив для переднеприводных автомобилей с двигателем ВАЗ-2108. Средние значения и величины среднеквадратичного отклонения (СКО) путевого расхода топлив представлены в таблице 3.8.
Для автомобилей с универсальной системой питания путевой расход бензина не рассчитывался, так как в испытаниях было принято нецелесообразным определять суммарный расход бензина указанных автомобилей ввиду его малости (20 -40 л на 10000 км) и из-за того, что остаток бензина в топливном баке определялся по штатному указателю топлива, имеющему значительную погрешность. При суммарных расходах бензина от 140 до 200 л на 10000 км у автомобилей с двухтопливной системой питания расчет путевого расхода бензина выполнялся с достаточной точностью.
Для оценки адекватности разработанной математической модели автомобиля с универсальной и двухтопливной системами питания проводилось сравнение значений путевого расхода топлив полученных в эксплуатационных испытаниях (п.3.4) со значениями путевого расхода топлив, рассчитанного для городского цикла (п.2.5). Сходимость экспериментальных данных с результатами моделирования представлена в таблице 3.9 для универсальной и двухтопливной систем питания двигателей различных моделей.
1. Сравнительные эксплуатационные испытания газобаллонных автомобилей с универсальной и двухтопливной системой питания показали, что предлагаемая двухтопливная система питания обеспечивает на высоких нагрузках и больших оборотах двигателя повышение скорости горения газовоздушной смеси. Вследствие этого в двигателях, газораспределительный механизм которых предусматривает принудительное вращение выпускных клапанов, износ выпускных клапанов снижается в 5,3 раза: за 10000 км пробега увеличение теплового зазора в приводе выпускных клапанов составило в среднем 0,0166 мм для двухтопливной и 0,0886 мм для универсальной систем питания. В двигателях автомобилей ВАЗ-21213, у которых не предусмотрено принудительное вращение выпускных клапанов, износ выпускных клапанов у автомобилей с двухтопливной системой питания снизился незначительно - в среднем на 8 %.
2. Зафиксированные в ходе эксплуатационных испытаний отказы и нарушения в работе системы питания двигателей показали, что отказы карбюратора и бензонасоса при использовании двухтопливной системы питания снижаются более чем в 7 раз. При этом количество отказов газобаллонного оборудования отличается незначительно - на 11 %. Общее число отказов в расчете на 1 автомобиль за 10000 км пробега уменьшается более чем в 2 раза - с 2,03 до 0,86.
3. Подсчитанный по пробегу в течении эксплуатационных испытаний и объему израсходованных топлив путевой расход сжиженного нефтяного газа и бензина для автомобилей с двухтопливной системой питания составил в среднем 8,50 л газа, 1,54 бензина на 100 км для переднеприводных автомобилей с двигателем ВАЗ-21083 и 11,197 л газа, 2.055 л бензина для автомобилей ВАЗ-21213.
Регулировка и настройка двухтопливной системы питания
Из расчета были исключены затраты, величины которых для автомобилей с универсальной и двухтопливной систем питания являются одинаковыми - затраты на масла и смазки, на шины, на установку, ремонт и техническое обслуживание газобаллонного оборудования. Таким образом, необходимо учесть следующие статьи затрат: 1. Топливо. 2. Ремонт бензиновой системы питания. 3. Техническое обслуживание и ремонт головки цилиндров.
Все затраты рассчитывались на один километр пробега автомобиля. Затраты на топливо рассчитываются по эксплуатационному путевому расходу топлива и составляют: - для универсальной системы питания: CyT=CrGyr/100, (4.1) где Сг - стоимость 1 литра газа, руб.; (7уг - эксплуатационный путевой расход газа, л/100 км; - для двухтопливной системы питания: СдТ=(СгОдг + CBGflB)/100, (4.2) где СБ - стоимость 1 литра бензина, руб.; Єдг - эксплуатационный путевой расход газа, л/100 км; ЄДБ - эксплуатационный путевой расход бензина, л/100 км.
Учитывались затраты на техническое обслуживание и ремонт головки цилиндров, связанные с изменением теплового зазора в приводе клапанов газораспределительного механизма. Для универсальной и двухтопливной систем питания они составят: Суо= СркД,ук + Срг/ЬуГ, (4.3) СД0=Срк/1Дк, (4.4) где Срк - стоимость регулировки теплового зазора клапанов, руб.; LyK - пробег между регулировками зазора в приводе клапанов двигателя с универсальной системой питания, км; дк - пробег между регулировками зазора в приводе клапанов двигателя с двухтопливной системой питания, км. СрГ - стоимость ремонта головки цилиндров, руб.; Lyr - пробег между ремонтами головки цилиндров для универсальной системой питания, км.
Пробеги между регулировками теплового зазора в приводе клапанов газораспределительного механизма LyK и Хдк определяются исходя из величины изменения зазора Ah за 10000 км пробега, полученной обработкой экспериментальных данных (п.3.4.1), и установленной для данного двигателя величины допустимого зазора /гдоіь Ік=10000/7доп/Лй. (4.5)
Полученное значение пробега целесообразно округлять до тысячи в сторону уменьшения.
Для двухтопливной системы питания рассчитанное значение пробега LK может превысить регламентированное инструкцией по эксплуатации автомобиля с бензиновой системой питания Ки- Тогда, величина ZK приравнивается к ZKH Пробег между ремонтами головки цилиндров для универсальной системы питания также определяется исходя из величины изменения зазора А/г за 10000 км пробега и величиной /гш, представляющей собой разность между толщиной регулировочной шайбы новой головки (приблизительно 3,75мм) и толщиной самой тонкой шайбы (3,0 мм): уг=10000/гш/А/2. (4.6)
В случае двухтопливной системы питания периодический ремонт головки блока цилиндров не требуется ввиду низкой скорости изменения теплового зазора в клапанном механизме.
Необходимо учесть также затраты на ремонт, связанный с устранением отказов бензиновой системы питания. Эти затраты подсчитываются по статистическим данным, полученным в результате эксплуатационных испытаний (п.3.4.2). Для универсальной и двухтопливной систем питания они составят: Сур=СТрИу/10000, (4.7) QP=CTPV10000 (4-8) где Стр - средняя стоимость ремонта бензиновой системы питания, руб.; щ - среднее число отказов бензиновой системы питания, приходящихся на 1 автомобиль с универсальной системой питания за 10000 км пробега; лд - среднее число отказов бензиновой системы питания, приходящихся на 1 автомобиль с двухтопливной системой питания за 10000 км пробега.
