Содержание к диссертации
Введение
1 Анализ способов организации рабочих процессов в ДВС 8
1.1 Особенности процессов смесеобразования и сгорания топлива 8
1.2 Проблема создания рационального двигателя внутреннего сгорания 16
1.3 Принципиальные недостатки существующих двигателей 23
2 Предлагаемый способ организации рабочего процесса в ДВС и его теоретическое обоснование 43
2.1 Сущность предлагаемого способа организации рабочего процесса 43
2.2 Расчетно-теоретическое обоснование предлагаемого способа организации рабочего процесса 50
2.3 Конструкция двигателя для осуществления предлагаемого способа организации рабочего процесса 59
3 Экспериментальная лабораторная установка и методика проведения испытаний 63
3.1 Опытный образец двигателя 63
3.2 Экспериментальная лабораторная установка ...72
3.3 Определение степени сжатия опытного двигателя 82
3.4 Настройка карбюратора на требуемую подачу топлива 85
3.5 Настройка топливного насоса высокого давления на требуемую цикловую подачу топлива 87
3.6 Методика проведения испытаний 87
4 Экспериментальные исследования и обработка результатов 89
4.1 Снятие индикаторной диаграммы 89
4.2 Обработка индикаторных диаграмм 100
4.3 Расчет показателей рабочего цикла двигателя, работающего по дизельному рабочему процессу 103
4.4 Расчет показателей рабочего цикла двигателя, работающего по предлагаемому рабочему процессу 115
4.5 Анализ результатов расчета показателей рабочих циклов 139
Выводы 141
Заключение 143
Список использованных источников 146
- Проблема создания рационального двигателя внутреннего сгорания
- Расчетно-теоретическое обоснование предлагаемого способа организации рабочего процесса
- Определение степени сжатия опытного двигателя
- Обработка индикаторных диаграмм
Введение к работе
На конец XX - начало XXI века в мировом двигателестроении не отмечается сколько-нибудь значительных новаций в конструкции и теории рабочего процесса двигателей внутреннего сгорания. Современные ДВС, как с внешним, так и с внутренним смесеобразованием, с точки зрения теоретических термодинамических циклов, лежащих в основе организации их рабочих процессов, кардинальных изменений не претерпели, оставаясь при этом главным средством для получения механической работы на Земле. Улучшения параметров и характеристик этих двигателей, произошедшие за столетие, были осуществлены посредством непринципиальных, с точки зрения термодинамики, конструктивных усовершенствований, таких как наддув, инжектор и т. п., а также за счёт применения новых конструкционных материалов, повышения качества топлив и смазок, совершенствования технологии механической обработки деталей и сборки двигателей.
Предлагаемые нетрадиционные способы организации рабочего процесса [1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8] не получают распространения ввиду того, что все они имеют принципиально одинаковые соотношения между мощностью, литражом и другими технико-экономическими показателями по сравнению с традиционными ДВС. Довольно давно отрабатывается и организация традиционных рабочих процессов в ДВС на водородном топливе [9, 10, 11] или на топливах растительного происхождения [12, 13, 14, 15, 16, 17, 18, 19], но она ещё далека от промышленного применения. Например, Каменев В. Ф. [9] утверждает: при нынешнем уровне развития техники создания запасов водорода можно говорить только о промежуточном варианте - комбинированном топливопитании ДВС. Однако более перспективна схема получения на борту водорода, предназначенного для питания топливных элементов. Однако высокая стоимость (до 3000 американских долларов за 1 кВт энергии) электрохимического генератора отодвигает их массовое производство на неопределенный срок.
При серийном производстве такой важный параметр, как степень сжатия, давали двигателю при рождении на всю жизнь. Однако с конца 60-х годов активно ведутся работы по изменению степени сжатия во время работы двигателя в соответствии с применяемым топливом и режимом работы. Так, фирма СААБ представила миру двигатель с подвижной головкой блока и, как следствие, изменяемой степенью сжатия [20]. Чтобы повысить КПД, ее увеличивали при максимальной мощности и понижали на режиме частичных нагрузок. Широкого распространения конструкция пока не получила, в первую очередь, из-за технологических проблем и дороговизны. Оригинальную схему испытывает НАМИ: головка и блок неподвижны, а степень сжатия изменяется за счет «смещения» мертвых точек [21]. Специалисты готовятся изменять еще одну константу - рабочий объем. Речь идет не об отключении цилиндров, а об изменении геометрии. Конечно, существует множество других способов изменения степени сжатия и рабочего объема цилиндра в процессе работы двигателя (в частности, [1,2]).
Характерные для современных ДВС способы преобразования химической энергии органических или синтетических топлив в тепловую и далее — в механическую работу, по видимому, сохранятся и в обозримом будущем, поэтому, с учётом постоянного расширения их количества и агрегатной мощности, всё реальней становится опасность полной выработки запасов природного углеводородного сырья. Одновременно всё большим и приближающимся к критическому становится уровень загрязнения среды обитания человека отработавшими продуктами сгорания [3].
В связи с высокими экологическими и экономическими качествами производители начинают активно применять газовое топливо. Одно из перспективных направлений - это так называемый газодизель. Суть: производится конвертация дизельного ДВС в газодизель. Конвертации доступен ДВС с неразделенной камерой сгорания и объемным смесеобразованием. Принцип конвертации довольно простой: от дизеля берется уменьшенная порция топлива (запальная) в пределах 10 -s- 45 %, остальное компенсируется газовоздушной смесью, поступающей через впускной коллектор. Уменьшается токсичность и возможна работа обычного катализатора; он не забивается сажей и смолами. Газодизель по всем параметрам превосходит дизель за исключением мощности в связи с тем, что теплота сгорания газа ниже дизельного топлива [22, 23, 24, 25]. У пропан-бутана перспектив не много, поскольку его получают при перегонке нефти, запасы которой не безграничны. Альтернативы - метан и водород. К примеру, метан (природный газ) широко используется в качестве топлива для двигателей на судах-газовозах. Однако дальше газовозов опыт использования метана на судах не идет - в отличие от пропан-бутана, более легкие газы не обеспечивают большого запаса хода, так как топливного резервуара хватает ненадолго - предлагают использовать не сжатый, а сжиженный газ. Кроме высокой пожаро- и взрывоопасности в судовых условиях, основная проблема в том, что он долго не хранится. Производители предлагают компромисс в виде двухтопливных двигателей, работающих, помимо жидкого топлива, на сжатом метане или водороде. Например, в автомобильных двигателях во впускном коллекторе рядом с бензиновыми установлены газовые форсунки, а системе управления поручено следить и за подачей газа. Этой темой занимаются многие фирмы, в том числе и отечественные [26, 27]. Предлагается также возобновить работы по применению в ДВС генераторного газа [28]. Перспективными считаются работы по применению водотопливных эмульсий [29, 30]. Однако, учитывая возникающие проблемы, в ближайшее время метан или водород вряд ли полностью вытеснят бензин и дизельное топливо. Значит, современные ДВС, совершенствуясь, пока сохранят свое положение [31].
В этой связи основной научной идеей диссертационной работы является необходимость поисковых работ по совершенствованию организации рабочего процесса ДВС. Эти работы должны быть направлены на увеличение степени использования химической энергии топлива и тепловой энергии рабочего тела с целью повышения энергетической эффективности высокооборотных малоразмерных судовых, стационарных н транспортных двигателей.
В диссертации произведен анализ существующих способов организации рабочего процесса, предложен способ" организации рабочего процесса и конструкция двигателя для его осуществления с обоснованием нового технического решения, построен опытный образец данного двигателя на базе судового дизеля 24 9,5/11 и проведено экспериментальное исследование его работы с анализом полученных результатов.
Предложенный способ организации рабочего процесса и конструкция двигателя для его осуществления запатентованы [32]. Данная разработка награждена золотой медалью IV Московского международного салона инноваций и инвестиций (см. Приложение А).
Диссертационная работа получила апробацию при ежегодных обсуждениях на заседаниях кафедры «Судовые энергетические установки» и ученого совета института морских технологий, энергетики и транспорта ФГОУ ВПО АГТУ (2001, 2002,2003,2004, 2005,2006 гг.). Основные положения диссертации докладывались на ежегодных научно-технических конференциях преподавателей и сотрудников АГТУ (2001, 2002, 2003, 2005, 2006 гг.), и на Межрегиональном научно-техническом семинаре «Актуальные проблемы судовой энергетики и машинодвижительных комплексов» в АГТУ в 2002 г, был сделан доклад на НТК «Луканинские чтения. Проблемы и перспективы развития автотранспортного комплекса» в МАДИ (ГТУ), г. Москва (февраль 2003 г.); была представлена на «XV Юбилейной Интернет-конференции молодых учёных, аспирантов и студентов по современным проблемам машиноведения» (2003 г.) и на «XVII Интернет-конференции молодых учёных, аспирантов и студентов по современным проблемам машиноведения» (2005 г.), проводимых Институтом машиноведения им. А. А. Благонравова РАН. Кроме того, материалы диссертации были представлены на пятой международной конференции и выставке по морским интеллектуальным технологиям «Моринтех-2003» (СПб. 2003); на «International Summer School-Seminar of Students, Post-graduate Students, Young Teachers and Researchers and Secondary School Students on Renewable Energy Research and De- velopment» (Международная летняя школа-семинар студентов, аспирантов, молодых ученых и школьников «Возобновляемые источники энергии: исследования и разработки», 16-21 августа 2004 г.).
,. Материалы диссертации представлены в восьми публикациях. Диссертация выполнялась в Астраханском государственном техническом университете на кафедре «Судовые энергетические установки».
Проблема создания рационального двигателя внутреннего сгорания
Тепловые двигатели позволяют преобразовать химическую энергию топлив в тепловую и, далее, в механическую энергию, которая используется непосредственно или преобразуется в другие виды энергии. В нашей стране 80 % всей электрической энергии вырабатывается тепловыми станциями и только 20 % гидроэлектрическими. Тепловая энергия, преобразуемая в механическую и используемая непосредственно для привода машин и транспортных средств, в 4 т- 5 раз превышает энергию, вырабатываемую всеми электростанциями [3].
Таким образом, проблема максимального использования химической энергии топлив имеет огромное значение и не только потому, что дает большой экономический эффект, но и в связи с необходимостью экономного расходования запасов природных топлив.
Поршневой двигатель с кривошипно-шатунным механизмом, с точки зрения преобразования химической энергии топлива в механическую энергию, изделие, далекое от совершенства: в среднем его эффективный КПД не превышает 0,35 (двигатели с искровым зажиганием) и 0,45 (дизели).
Причин тому много: неполнота сгорания топлива, вызываемая несовершенством рабочего процесса, потери теплоты с отработанными газами и охлаждающей жидкостью, механические потери в двигателе и т. д. Исследователи и конструкторы, естественно, пытаются их устранить или хотя бы в какой-то мере ослабить их действие. В частности, при снижении механических потерь в двигателе достигнуты несомненные успехи, например, за счёт применения новых конструкционных материалов, повышения качества топлив и смазок, совершенствования технологии механической обработки деталей и сборки двигателей. Однако есть причина, воздействовать на которую, в принципе, невозможно - кривошипно-шатунный механизм, точнее, преобразование возвратно-поступательного движения поршня во вращательное движение коленчатого вала. В работе [8] предлагаются конструкции ДВС без использования кривошипно-шатунного механизма преобразования, расчет которых показывает, что при сохранении тех же габаритных размеров поршней удельный расход топлива снижен до30-т-50г/ (кВт ч), а мощность может быть повышена в 4 раза. Однако предложенные конструкции чрезвычайно сложны. Кроме того, хорошо отлаженные технологии производства традиционных поршневых ДВС, позволяющие обеспечить высокий ресурс оставляют их вне конкуренции, а значит, как было сказано выше, современные ДВС, совершенствуясь, пока сохранят свое положение
Ведутся работы по улучшению работы двигателей на режимах, отличных от номинального (например, при пуске холодного двигателя, на режиме принудительного холостого хода или торможения двигателем). Экономия топлива, полученная в результате этих мероприятий может достигать внушительных объемов [40, 41, 42], однако для судовых двигателей последние режиме не характерны.
Тепловую энергию нельзя полностью преобразовать в другой вид энергии. Поэтому важнейшая задача энергомашиностроения — изыскание возможно более эффективных способов преобразования тепловой энергии в другие ее виды и, в частности, в механическую энергию.
Основной потерей тепловых машин является теплота, переданная в окружающую среду с уходящими газами (или при охлаждении пара в конденсаторе). Различные регенеративные схемы позволяют значительно снизить эти потери, но к настоящему времени возможности этих схем полностью исчерпаны [43,44].
Среди тепловых машин потенциально наибольшим коэффициентом полезного действия обладают поршневые двигатели внутреннего сгорания. Однако принципы работы существующих двигателей внутреннего сгорания не позволяют осуществить рабочий процесс с оптимальными параметрами, при которых достигались бы наивысшие значения эффективного КПД и удельной мощности.
Для определения условий создания рационального двигателя необходимо рассмотреть особенности действительного рабочего процесса и установить влияние главных факторов на эффективные показатели действительного цикла.
Действительный рабочий процесс двигателя отличается от теоретического, во-первых, тем, что теплота подводится к рабочему телу в результате сгорания топлива; поэтому должны быть обеспечены оптимальные условия для качественного осуществления процессов смесеобразования и сгорания топлива. Во-вторых, использование тепловой энергии в действительном цикле (в отличие от идеального) зависит от теплоемкости рабочего тела, которая изменяется с изменением температуры и состава рабочего тела. Чем ниже теплоемкость рабочего тела, тем больше КПД двигателя. В-третьих, реальное осуществление цикла связано с потерями теплоты на теплопередачу, которые зависят от площади поверхности камеры сгорания, температуры газов при сгорании и интенсивности турбулентных движений в камере. Нужно стремиться к макси мальному снижению потерь теплоты на теплопередачу. В-четвертых, работа реального двигателя связана с потерей энергии на трение, доля которой особенно значительна при малых значениях среднего эффективного давления цикла. Очевидно, параметры рабочего процесса двигателя должны быть подобраны таким образом, чтобы с учетом всех перечисленных факторов эффективное использование тепловой энергии топлива было максимальным. Установим оптимальные значения основных характеристических параметров, которыми должен обладать рациональный двигатель.
Наивысшим термическим КПД обладает цикл Карно, но создавать двигатель, работающий по циклу Карно, нерационально, так как работа, получаемая .за отдельно взятый цикл, слишком мала и у реального двигателя в значительной мере расходуется на преодоление трения подвижных частей. Поэтому в термодинамическом цикле двигателя теплота должна подводиться к рабочему телу не при постоянной температуре (изотерма), а при постоянном давлении, а ещё лучше при постоянном объеме (изохора) или по некоторому промежуточному процессу между изобарой и изохорой.
На рисунке 1 представлены кривые зависимости от степени сжатия є термического КПД rjt, эффективного КПД rje и максимальных давлений сгорания р2 при условии, что цикл осуществляется с подводом теплоты при постоянном объёме и что для сгорания топлива используется весь кислород воздушного заряда.
При увеличении степени сжатия более 13 прирост термического КПД становится незначительным, а механическая и термическая нагруженность деталей двигателя растет чрезмерно. Увеличение усилий, действующих на трущиеся части при малом приросте полезной работы цикла, приводит к увеличению удельной работы трения, и, как следствие, к уменьшению механического КПД. Общее тепловыделение за цикл с увеличением степени сжатия мало изменяется, так как повышение температуры газов при сгорании и в начале процесса расширения компенсируется понижением температуры в конце процесса расширения в связи с более высокой степенью расширения. Однако качество теряемой при этом теплоты будет различным. Увеличение температуры сгорания, а значит, и увеличение теплоотдачи от газа в начале процесса расширения, когда он обладает наибольшей работоспособностью, приводит к уменьшению относительного КПД.
Расчетно-теоретическое обоснование предлагаемого способа организации рабочего процесса
Проведём расчет применительно к судовому двигателю типа Ч 9,5/11, так как при проведении экспериментальных исследований предполагается использовать судовой двигатель 24 9,5/11. Его применение обусловлено рядом особенностей, дающих некоторые удобства при осуществлении предлагаемой технологии организации рабочего процесса. В частности, впускной патрубок общий для двух цилиндров, что позволяет установить один карбюратор. Длина впускного тракта у обоих цилиндров одинакова, следовательно, распределение топлива по цилиндрам будет равномерным. Небольшие габариты двигателя упрощают размещение его в лаборатории тепловых двигателей кафедры «Судовые энергетические установки» Астраханского государственного технического университета, где предполагается проведение экспериментальных исследований. Немаловажную роль сыграло также наличие этого двигателя на кафедре. Основные исходные данные: - давление окружающей среды Р0 = 0,103 МПа; - температура окружающей среды Т0 = 298 К; - номинальная частота вращения коленчатого вала, п = 1500 об / мин; - коэффициент избытка воздуха а = 1,05; - угол опережения принудительного воспламенения 6= 20 до ВМТ. Расчет параметров процесса сжатия - расстояние от днища поршня до ВМТ при а = 6= 20 (1/0,262) (I -cos5,U)J = 0,416 см = 0,0416м (13) где X = R/L = 0,262 - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна; Р = arcsin (Я sin в) - угол отклонения шатуна; S = 11 см = ОД 1 м - ход поршня. - рабочий объём цилиндра - объём сжатия при Б= 13 - полный объём сжатия при 6= 20 - степень сжатия при 6= 20 - теоретическое количество воздуха, необходимое для сгорания 1 кг топлива - действительное количество воздуха, необходимое для сгорания 1 кг топ лива при а = 1,05 - теплоёмкость чистого воздуха - теплоёмкость паров топлива - теплоёмкость горючей смеси Су.г.с. = cv.e + CV.T= 0Д65 + 0,17 T 10"4 + 0,0233 = 0,188 + 0,17 T- 10"4 (22) Учитывая, что температура смеси в процессе сжатия не превышает (600 -г 800) К, то вторым членом в выражении для скгс. можно пренебречь. Поэтому разницу в теплоёмкостях чистого воздуха и горючей смеси можно оценить коэффициентом По экспериментальным данным и результатам более точных расчётов можно принять: Давление воздуха в начале сжатия Ра = 0,096 МПа Коэффициент остаточных газов уг — 0,05 Подогрев заряда от горячих стенок и остаточных газов AT =25 Отношение теплоємкостей продуктов сгорания и свежей смеси у/=1,2 Температура расширившихся остаточных газов цилиндре Тг= 1000 К С учётом этих данных температура свежей смеси в начале сжатия (после закрытия клапанов)Ta = (To + AT+rr-yTJ/(l + rr-V0 = - давление и температура заряда в момент подачи искры (при угле поворота коленчатого вала в= 20) приведённом расчёте не учтено влияние фазы закрытия впускного клапана, равной 37 ± 3 п. к. в. на фактическую степень сжатия. Приняв угол п. к. в. в= 220 (то есть угол закрытия впускного клапана равным 40 п. к. в.), получим Однако и эта уточнённая температура значительно выше температуры самовоспламенения дизельного топлива. Итак, в дизеле смесеобразование происходит внутри цилиндра, начинается вблизи ВМТ с момента подачи топлива и на осуществление процесса отводится очень короткое время. В карбюраторных двигателях имеет место внешнее смесеобразование, когда процесс начинается в начале впуска и продолжается в течение хода сжатия и время, которое отводится на смесеобразование в 20 -г- 30 раз больше, чем в дизелях. Каждому из способов смесеобразования присущи свои достоинства и недостатки. Таким образом, представляя перспективной разновидность впрыска, когда часть топлива подаётся во впускную систему через карбюратор или другое дозирующее устройство, а другая часть топлива - как обычно через форсунку около ВМТ, необходимо исследовать возможность преждевременного самовоспламенения рабочей смеси при =10 -13 и предпринять меры, исключающие его. Одной из таких мер может служить регулирование состава смеси. Известно, что чрезмерно богатые или бедные смеси гореть не способны. Таким образом, топливовоздушные смеси могут гореть лишь в определённых пределах изменения их состава. Эти пределы называются пределами воспламеняемости или пределами горючести и обычно оцениваются коэффициентами избытка воздуха. Пределы горючести зависят как от физико-химических свойств топлива, так и от тех условий, в которых находится воспламеняемая топливовоздушная смесь (см. таблицы 2 иг I). Экстраполируя данные таблицы 2 до t = 400 С, получим необходимые для нормального протекания процесса значение верхнего предела горючести смеси, равное 2,35, (см. рисунок 5 (температура смеси в конце сжатия при є = 13 была принята равной 396 С по расчёту в п. 2.1.1)).
Определение степени сжатия опытного двигателя
В связи с тем, что камера сжатия подверглась изменениям в сравнении со штатной, возникла необходимость определить действительную степень сжатия. Камера сжатия экспериментального двигателя состоит из выемки в поршне и камеры в головке цилиндров, полученной из вихревой камеры судового двигателя Ч 9,5/11. Камера в головке цилиндров получена путем удаления части неохлаждаемой вставки из жаропрочной стали, образующей вихревую камеру. Чтобы определить объём камеры сжатия необходимо измерить следующие объёмы: - камеры в головке цилиндров двигателя; - камеры в поршне; - объём, образующийся между днищем головки цилиндров и днищем поршня; объём в зазоре между втулкой цилиндра и поршнем до первого поршневого кольца.
Объём камеры в головке цилиндров, также как и объём камеры в поршне определяется измерением объёма воды, залитой в камеру. Объём, образующийся между днищем головки цилиндров и днищем поршня - объём 3 в соответствии с рисунком 21 - определяется геометрически, при помощи измерения диаметра поршня и измерения расстояния от днища поршня до днища головки цилиндров. Это расстояние определяется толщиной свинцовой выжимки, расположенной между днищами. Так как измерение поршня, находящегося в цилиндре сопряжено с определёнными трудностями, то его диаметр определяется через диаметр втулки за вычетом зазора между втулкой и поршнем. Объём в зазоре между втулкой цилиндра и поршнем до первого поршневого кольца - объем 2 в соответствии с рисунком 21 - определяется также геометрически при помощи измерения высоты от днища головки цилиндров до первого поршневого кольца, зазора между втулкой и поршнем и диаметров втулки и поршня. Оставшийся объём - объём 1 в соответствии с рисунком 21, образуемый днищем головки цилиндров, краями отверстия для цилиндра в прокладке, торцом втулки цилиндра и воображаемым продолжением цилиндрической поверхности втулки определяется также геометрически измерением диаметра втулки, диаметра отверстия прокладки и расстояния от торца втулки до днища головки (толщины сжатой прокладки). Это расстояние определяется толщиной свинцовой выжимки, расположенной между этими поверхностями.
Чтобы определить действительную степень сжатия необходимо измерить полный объём цилиндра. Степень сжатия определяется по формуле: где V— полный объём цилиндра, см3; VK.C. - объём камеры сжатия, см3. Все величины, необходимые для вычисления этих объёмов представлены в таблице 3.
Настройка карбюратора производилась с помощью устройства для определения цикловой подачи топлива. Карбюратор был отсоединен от расходной цистерны, и питался из штихпробера. Двигатель раскручивался до номинальной частоты вращения (1500 об / мин) при помощи генератора, работающего при этом в режиме электродвигателя посредством устройства для обеспечения работы генератора П-62-М в режиме электродвигателя. Рукоятка изменения подачи топлива устанавливается на полную цикловую подачу, следовательно, дроссельная заслонка открыта полностью, что обеспечивается конструкцией механической связи рукоятки изменения подачи топлива и дроссельной заслонки. Для определения расхода топлива через карбюратор измерялось время расхода определенного объема топлива из мерной ёмкости. Топливный насос высокого давления при этом также был отключен от топливной системы экспериментальной установки во избежание воспламенения топлива в цилиндрах двигателя. Настройка карбюратора производилась в два этапа: сначала, для удобства, был определен действительный расход топлива через карбюратор, так как он был неизвестен. После этого, согласно результатам первого этапа была произведена регулировка карбюратора и проверка расхода топлива. 1 этап - определение действительного расхода топлива через карбюратор
На карбюраторе К22Г главный топливный жиклер имеет возможность регулировки, производимой следующим образом: путем вворачивания или выворачивания рабочего органа - регулировочной иглы изменяется производительность главного топливного жиклёра и, таким образом, расход топлива через карбюратор. Протокол данной настройки приведен в таблице 5. Расход топлива через карбюратор по результатам расчётов должен быть настроен на подачу равную 21,46 г / мин.
Таким образом, после настройки расход топлива через карбюратор составляет 21,43 г / мин. Погрешность настройки составляет 0,2 %, что меньше общепринятой погрешности измерений, равной 5%. Настройка производилась путём регулировки каждой плунжерной пары. Измерение цикловой подачи топлива производилось с помощью моментоскопа. Мениск в моментоскопе наблюдается в градуированной мерной трубке, которой он оснащен, что позволяет измерять подачу топлива в. граммах за цикл. Для. повышения точности измерение подачи топлива производилось за 10 циклов.
Измерение цикловой подачи производилось следующим образом. Мерная трубка моментоскопа заполнялась топливом до установления мениска на нулевой отметке мерной трубки. После этого коленчатый вал вручную проворачивался на 20 оборотов, что соответствует 10-ти циклам. После считывания показаний мерной трубки производился поворот плунжера относительно топливной рейки, что обеспечивало изменение цикловой подачи топлива, и повторное измерение подачи топлива. После установки цикловой подачи на необходимую величину плунжер фиксировался стопорным винтом.
Для того чтобы оценить предполагаемые достоинства или недостатки предлагаемого рабочего процесса необходимо было провести сравнительные испытания двигателя, работающего по предлагаемому рабочему процессу с двигателем, работающим по дизельному рабочему процессу. Проводились испытания со снятием индикаторных диаграмм и дальнейшей их обработкой.
Испытания проводились при работе двигателя по нагрузочной характеристике. Двигатель выводился на этот режим рукояткой изменения подачи топлива. Нагрузка двигателя производилась при помощи включения соответствующего количества групп электронагревателей на щите управления нагрузкой при контроле по соответствующим приборам напряжения и силы тока, вырабатываемых генератором. Регулирование напряжения, вырабатываемого генератором, производилось изменением напряжения возбуждения.
Обработка индикаторных диаграмм
Форма представленной на рисунке 26 индикаторной диаграммы двигателя, работающего по дизельному рабочему процессу, полностью соответствует форме диаграмм, снятых заводом-изготовителем и общеизвестных индикаторных диаграмм. Форма представленной на рисунке индикаторной диаграммы двигателя, работающего по предлагаемому рабочему процессу в точности подтверждает ожидаемые изменения, описанные в п. 2.2.
Анализируя индикаторную диаграмму двигателя, работающего по предлагаемому рабочему процессу (см. рисунок 27), можно разбить ее на следующие участки: свойственный двигателям с искровым зажиганием. Здесь одновременно с подачей искры началось обогащение топливовоздушной смеси, находящейся в цилиндре топливом, подаваемым через форсунку, что вызвало сгорание этой смеси и резкое повышение давления. 3 - Участок от точки z; до точки Z2 - смешанный (изохорно-изобарный) подвод теплоты. Здесь Qt" подводится изохорно, a Qj " - изобар-но. Такой подвод теплоты характерен для современных дизелей - топливо сгорает по мере его поступления в цилиндр. 4 - Участок от точки z2 до точки Ь2 — зона догорания на линии расширения. Этот процесс нежелателен. Видимо, его появление связано с неоптимальной формой камеры сгорания - она представляет собой часть вихревой камеры, соединенной с надпоршневым пространством каналом неправильной формы, что схематически представлено на рисунке 28. Такая форма камеры сгорания не позволяет нормально развиваться процессу горения, что видимо и приводит к догоранию. Однако догорание заканчивается раньше прихода поршня в НМТ и хвостовая часть индикаторной диаграммы двигателя, рабо 101 1 - неохлаждаемая вставка; 2 — вихревая камера; 3 - головка цилиндра; 4 - ось отверстия под форсунку; 5 - соединительный канал; 6 -поршень.
Рисунок 28 — Схема камеры сгорания экспериментального двигателя тающего по предлагаемому рабочему процессу идентична индикаторной диаграмме двигателя, работающего по дизельному рабочему процессу. Повышение температуры выхлопных газов вследствие этого не критическое и температура не превышает допустимой величины для двигателей этого типа. Если при работе двигателя по дизельному рабочему процессу tg — 350 С, то при предлагаемом рабочем процессе формой камеры сгорания связан и повышенный расход топлива. Кроме того, повышенный расход связан с потерей части рабочей смеси при перекрытии клапанов. 5 - Участок от точки Ъ2 до точки Ъ\ - активное ра ширение. 6 - Участок от точки Ьі до НМТ (точнее до момента открытия выпускного клапана) - расширение.
Значения среднего индикаторного давления, полученные с экспериментальных индикаторных диаграмм, составляют следующие величины: максимальном давлении сгорания. Для того чтобы наиболее полно разобраться в происходящих в цилиндре процессах, необходимо разработать методику теплового расчета предлагаемого рабочего процесса.
Так как точкой отсчета выбран достаточно хорошо исследованный рабочий процесс, организованный в двигателе, работающем по дизельному рабочему процессу, то целесообразно сначала провести тепловой расчет для этого рабочего процесса со сравнением его с полученными экспериментальными данными. После этого можно рассматривать предлагаемый рабочий процесс.
Для анализа экспериментальных данных, снятых с двигателя, работающего по дизельному рабочему процессу, применим методику теплового расчета Гриневецкого-Мазинга, зарекомендовавшую себя достаточно надежной в инженерных расчетах [36, 91, 92].
Исходные данные для расчета по методике Гриневецкого-Мазинга в большинстве случаев выбираются из диапазона рекомендуемых значений, однако в нашем случае основные исходные данные были взяты по результатам эксперимента, такие какр0, Т0, п, ge. По данным [36] значение степени повышения давления при сгорании для высокооборотных дизелей составляет X = 1,4 - -1,6, в то время как по данным эксперимента X = 1,79. Номинальная мощность NeHOM =11,04 кВт; Экспериментальные данные: - эффективная мощность Ne = 8,95 кВт; - давление окружающей среды р0 — 0,103 МПа; - температура окружающей среды Т0 = 290 К; - частота вращения п = 1500 об / мин;
