Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Анализ публикаций, посвященных проблеме повышения качеств поршневых двигателей
1.1. Анализ методов повышения качества двигателей внутреннего сгорания 13
1.2. Способы повышения удельной мощности двигателей 14
1.3. Оценка пределов и проблемы, связанные с форсированием двигателей по среднему эффективному давлению 16
1.4. Прогнозирование температурных полей в деталях двигателей 21
1.5. Методы управления температурным состоянием деталей двигателей 30
1.6. Формулировка цели и задач исследования 34
Глава 2. Разработка комплексной математической модели рабочего процесса поршневого двигателя
2.1. Моделирование показателей двигателей 36
2.2. Математическая модель процесса в цилиндре двигателя 44
2.2.1 Моделирование действительного цикла 44
2.2.2. Расчет тепловыделения в цилиндре двигателя с неразделенной камерой сгорания 45
2.2.3. Расчет теплообмена между рабочим телом и поверхностями камеры сгорания 50
2.2.4. Расчет процессов газообмена в цилиндре 54
2.2.5. Математическая модель рабочего процесса двигателя с разделенной камерой сгорания 57
2.2.6. Особенности моделирования рабочих процессов бензиновых двигателей 61
2.3. Моделирование температур в деталях камеры горания... 63
2.4. Расчет стационарного распределения температуры в деталях КС 68
2.5. Методика совместного моделирования рабочего процесса и теплового состояния деталей КС 71
Глава 3. Экспериментальная установка, сравнение расчетного и экспериментального исследования
3.1. Цели экспериментального исследования 77
3.2. Описание экспериментальной установки 77
3.3. Подготовка деталей для экспериментов 80
3.4. Оценка погрешностей измерений 85
3.5. Результаты экспериментального исследования рабочего процесса и теплового состояния деталей ЦПГ и сравнение их с результатами моделирования 92
Глава 4. Анализ методов форсирования дизелей по среднему эффективному давлению
4.1. Исследование возможностей повышения удельной мощности дизелей 106
4.2. Обобщенные зависимости параметров рабочего процесса при высоком наддуве 108
4.2.1. Анализ ограничений форсирования мощности при увеличении давления свежего заряда 109
4.2.2. Влияние снижение степени сжатия 110
4.2.3. Влияние коэффициента избытка воздуха 113
4.2.4. Влияние охлаждения надувочного воздуха 113
4.3. Зависимость параметров рабочего процесса от угла закрытия всасывающего клапана при высоком наддуве 116
Выводы 129
Литература 132
- Оценка пределов и проблемы, связанные с форсированием двигателей по среднему эффективному давлению
- Математическая модель процесса в цилиндре двигателя
- Результаты экспериментального исследования рабочего процесса и теплового состояния деталей ЦПГ и сравнение их с результатами моделирования
- Обобщенные зависимости параметров рабочего процесса при высоком наддуве
Введение к работе
В последние годы поршневые двигатели в острейшей конкурентной борьбе с другими видами тепловых двигателей и силовых установок сделали новый уверенный шаг в повышении своих основных показателей качества -удельной мощности, экономичности, надежности и экологических характеристик и стоимости изготовления. Особенно значительные успехи достигнуты в развитии автомобильных двигателей. При этом характерно, что при их совершенствовании были использованы давно известные технические решения, разработанные ранее в авиационном и специальном двигателестроении. Однако все эти решения, оптимизированные применительно к условиям массового производства, позволили при жестких законодательных ограничениях на экологические характеристики не только сохранить свои преимущества по экономичности, но и улучшить показатели по надежности при незначительном повышении стоимости изготовления.
Для автомобильных дизелей стал характерен высокий наддув, высокие параметры рабочего процесса (максимальные давления сгорания достигают 15-16 МПа и выше, литровые мощности превзошли уровень 45-60 кВт/л). Ранее такие показатели были присущи только для дизелей, предназначенных для объектов специальной техники. Однако логика развития транспортных средств и законодательные ограничения по выбросам NOxтребуют создания
облегченных транспортных средств, что в свою очередь требует использования легких двигателей с высоким форсированием по среднему эффективному давлению. Из всех известных способов увеличения удельной мощности наиболее эффективным по-прежнему остается наддув.
Из проблем, с которыми двигателестроители сталкиваются при форсировании двигателей по давлению наддува, по-прежнему остаются главными проблемы ограничения роста тепловой и механической напряженностей. Известны и способы обеспечения надежности двигателей
9 при форсировании двигателей. Важным является выбор стратегии форсирования по среднему эффективному давлению, которая должна учитывать требования рациональной организации рабочего процесса с точки зрения экономичности, экологического ущерба, а также показателей тепловой и механической напряженностей.
Цель и задачи работы. Целью работы является создание научных основ форсирования автомобильного дизеля по среднему эффективному давлению, с высокими экологическими и экономическими показателями на основе математического моделирования и экспериментальных исследований.
Для реализации поставленной цели в диссертационной работе решались следующие задачи:
1- создание метода совместного моделирования тепловых
процессов в ДВС, включающего в рассмотрение одновременно протекающие
процессы в цилиндре двигателя и теплопроводность в деталях, а также
гидродинамику и теплообмен в полостях системы охлаждения с учетом их
взаимного влияния друг на друга.
2- создание экспериментальной установки для проведения
комплексных исследований рабочего процесса и теплового состояния
деталей КС;
3- Использование программы расчета рабочего процесса двигателя и
теплового состояния деталей КС для определения показателей рабочего
процесса при различных уровнях форсирования, различных условиях
охлаждения и степенях сжатия.
4- оценка эффективности различных методов форсирования
автомобильного дизеля по среднему эффективному давлению с
использованием комплексной модели.
Научная новизна. К основным научным результатам выполненной работы относятся:
1- разработка математической модели и комплекса программ
совместного моделирования рабочего процесса и теплового состояния
деталей камеры сгорания, имеющих конкретную конструкцию с учетом
взаимозависимости теплового состояния деталей ЦПГ и рабочего процесса, а
также теплового взаимодействия между деталями камеры сгорания;
2- Реализация совмещенного параметрического анализа,
предназначенного для выбора рациональных способов форсирования
автомобильного дизеля по среднему эффективному с учетом стационарного
теплового состояния деталей.
Закономерности и обобщенные зависимости параметров рабочего процесса дизелей с учетом их повышенного форсирования при наддуве.
Оценка влияния ограничения максимального давления сгорания различными методами на экономичность цикла и тепловую напряженность двигателя при различных уровнях форсирования.
Закономерности зависимости параметров рабочего процесса от угла закрытия всасывающего клапана, исследование с целью анализа возможностей и особенностей применения цикла Миллера при высоком наддуве.
Практическая ценность. На базе проведенных исследований разработаны:
1- Для расчета теплового состояния деталей ЦПГ разработана математическая модель и комплекс программ совместного расчета рабочего процесса и теплового состояния деталей, образующих КС двигателя. Модель учитывает взаимосвязь параметров рабочего процесса и теплового состояния КС, тепловое и кинематическое взаимодействие между основными элементами КС.
2- Выполненные расчеты и экспериментальные исследования показали возможность достаточно точной идентификации модели по параметрам рабочего процесса и тепловому состоянию деталей КС конкретного
двигатели и использовании модели для прогнозирования теплового состояния деталей ЦПГ при изменении их конструкции.
Разработанная математическая модель и комплекс программ позволяют производить анализ методов форсирования дизелей по среднему эффективному давлению с учетом требований рациональной организации рабочего процесса с точки зрения экономичности, экологического ущерба, а также показателей тепловой и механической напряженностей.
Расчетные исследования дизеля 8ЧН13/14 показали, что при форсировании по Ре от 11 до 18 бар при повышения Р2от 126 до 160 бар (т.
е. при увеличении Р2 на 34 бар повышением степени сжатия є на 1,76
единицы) можно обеспечить снижение ge на 9,8 г/(кВт.ч) и, а также снижение
NOx до 696 ррт.
5- Применение охлаждения надувочного воздуха является резервом
перспективного форсирования с ограничением роста показателей тепловой
напряженности поршневого комплекта и повышения экономичности.
Расчетные исследования показали, что снижение температуры заряда
цилиндра в начале сжатия на 55 К позволяет даже при повышении степени
сжатия є на 0,75 единицы снизить ge на 4,2 г/(кВт.ч), снизить температуру в
центре днища поршня на 14С , уменьшить температуру крышки на 12С, и температуру в зоне верхнего поршневого кольца на 7С.
6- увеличение опережения закрытия всасывающего клапана
(реализация цикла Миллера) позволяет понизить удельный расход топлива
ge и снизить выбросы токсичных веществ с отработавшими газами, а также
понизить температуры деталей по сравнению с обычными фазами газораспределения.
Оценка пределов и проблемы, связанные с форсированием двигателей по среднему эффективному давлению
В качестве подтверждения показательны результаты форсирования быстроходных транспортных дизелей 6-8ЧН13,5/12,2 [3] и 8ЧН16,5/18,5 [79,80]. Близкое к двукратному увеличение среднего эффективного давления Ре с 1,2 до 2,2 МПа на дизелях ЧН 13,5/12,2 с системой Гипербар достигнуто
без превышения допустимого уровня температур и термических напряжений в деталях. Применение фирмой MTU составной конструкции поршня с интенсивным масляным охлаждением взбалтыванием кардинально решило проблему работоспособности поршневого комплекта для дизелей серии при их форсировании по Ре с 1,1-1,4 МПа до 1,7-1,9 МПа при одноступенчатой системе наддува и до 2,3 МПа - при двухступенчатом регистровом наддуве.
В контексте приведенных примеров, получивший на практике наибольшее применение, способ форсирования дизелей путем повышения Ре обладает существенно большими резервами увеличения мощности по сравнению с повышением частоты вращения коленчатого вала (п). Уровень форсирования по частоте вращения лимитирует рост механических напряжений в деталях ЦПГ и КШМ, связанный квадратичной зависимостью с увеличением п. В свою очередь, рост механических напряжений в деталях при форсировании по среднему эффективному давлению, обусловленный сопутствующим ему повышением максимального давления сгорания в цилиндре Ртах приблизительно пропорционален увеличению Ре.
Немаловажным фактором являются также более благоприятные условия работы для комплекта поршневых колец при меньших скоростях движения поршня. В отношении термических нагрузок на детали форсирование дизеля повышением Ре также характеризуется определенными преимуществами [2,4]. К примеру, при форсировании дизелей ЯМЗ-238 и ЯМЗ-238Н (ЧН13/14) рост максимальной температуры центра днища и зоны первого компрессионного кольца поршня составил соответственно 7 % и 6 % на каждые 10 % увеличения п. При форсировании на 10 % по Ре, интенсивность роста температур поршневого комплекта не превысила в характерных зонах поршня соответственно 5 % и 4 % [4]. Таким образом, перспективное форсирование и совершенствование показателей высокооборотных дизелей, в том числе дизелей типоразмера ЧН15/15, определяющим образом связаны с увеличением среднего эффективного давления Ре.
Способы форсирования дизелей по Ре с сохранением высоких показателей топливной экономичности известны, проанализированы их теоретические аспекты, они апробированы и реализованы на практике: повышение отношения (Ртах/Ре), степени сжатия (є), давления впрыска топлива в цилиндр (Рвпр), механического КПД, КПД агрегатов наддува и др. [4,5]. Вместе с тем, для конкретной конструкции дизеля готовые решения по выбору рационального метода его форсирования отсутствуют эффективность одних и тех же мероприятий зависит от особенностей ведения индикаторного процесса, достигнутого уровня его совершенства, конструктивных особенностей, объектовых и внешних условий эксплуатации, для которых осуществляется отработка конструкции, и др. В отношении широкой гаммы моделей типоразмерного ряда задача повышения уровня форсирования дополнительно усложняется. При значительном увеличении числа независимых факторов, используемых для выбора способа ведения индикаторного процесса (показатели динамики процесса, коэффициент избытка воздуха (а), давление и температура надувочного воздуха (РкиТк,), є и др.), необходимо сохранить конструктивную унификацию моделей в пределах типоразмерного ряда. Поэтому при решении задач, связанных с выбором рациональных сочетаний параметров дизелей требуются дополнительные исследования методов форсирования дизелей с учетом их взаимосвязи и влияния на показатели тепловой напряженности деталей. Одновременно, для повышения качества и сокращения сроков разработки целесообразно совместить оптимизацию параметров дизелей по топливной экономичности и показателям тепломеханической напряженности деталей, а при их уровне, близком к предельному, разработать конструкторско- технологические мероприятия по упрочнению и повышению интенсивности охлаждения деталей.
Поршневой комплект функционально является одним из наиболее ответственных узлов дизеля. Совершая возвратно-поступательное движение в цилиндре, поршень воспринимает и передает усилия КШМ и подвержен воздействию циклически изменяющихся значений давления и температуры рабочего тела. При этом поршневой комплект обеспечивает герметичность цилиндра от попадания горячих газов в картер дизеля, а наружные поверхности днища, образующие камеру сгорания, оказывают решающее влияние на процесс смесеобразования, сгорания и, соответственно, уровень показателей топливной экономичности и токсичности отработавших газов. Работоспособность поршневого комплекта в значительной степени определяет ресурс двигателя, а от его массы зависит уровень инерционных нагрузок, воспринимаемых подшипниками коленчатого вала и шатуна. Поэтому к конструкции поршня высокооборотного дизеля предъявляется комплекс взаимосвязанных требований, направленных на обеспечение [6,7]: достаточной механической прочности в зонах опорных поперечных сечений и в бобышках; стойкости против усталостных термических разрушений днища и кромок КС; эффективного охлаждения конструкции до допустимого уровня температур наиболее нагретых зон днища и КС, определяющих прочностные характеристики материала, и оптимального температурного уровня для надежной работы комплекта поршневых колец;
Математическая модель процесса в цилиндре двигателя
При моделировании процессов в цилиндре двигателя в качестве рабочего тела рассматриваем смесь идеальных газов: воздуха и стехиометрических продуктов сгорания а состояние рабочего тела в цилиндре считаем полностью равновесным. При таких допущениях процессы, протекающие в цилиндре двигателя, описываются квазистатической системой дифференциальных уравнений, включающей уравнения первого закона термодинамики, сохранения массы воздуха и продуктов сгорания и состояния: где gu - цикловая подача топлива, кг; Hu - низшая теплота сгорания топлива, Дж/кг; х - относительная масса выгоревшего топлива; Qw - теплота переданная через стенки камера сгорания, Дж; hBn,hB- энтальпия рабочего тела проходящего через впускные и выпускные органы газообмена, Дж; U - внутренняя энергия рабочего тела, Дж; Р- давление в цилиндре, Па; V- текущий объем цилиндра, М3; G ,G" - масса воздуха и продуктов сгорания, кг; GBn,GB- масса рабочего тела прошедшего через впускные и выпускные органы газообмена, кг; г , г" - массовые доли воздуха и продуктов сгорания; L0- теоретическое количество воздуха, необходимого для сгорания 1 кг топлива, кг; R - газовая Постоянная, Дж/(кг. К). Так как рабочим телом является смесь двух газов, то внутренняя энергия является Функцией температуры и состава смеси: где c v и с" - изохорные теплоемкости воздуха и продуктов сгорания, Дж/(кг. К); и , и" - удельная внутренняя энергия воздуха и продуктов сгорания, Дж/кг. Закон изменения объема цилиндра определяется типом применяемого механизма преобразования возвратно-поступательного движения поршня во вращательное движение вала и конструкцией двигателя. Система дифференциальных уравнений (2.1), описывающих изменение параметров рабочего тела в цилиндре двигателя по углу поворота коленчатого вала, решается численно методом Рунге Кутта IV порядка. Традиционно при моделировании рабочего процесса интегрирование системы уравнений начинается с начала сжатия и повторяется несколько циклов до сходимости параметров рабочего тела в этой точке.
При совместном моделировании рабочего процесса и теплового состояния целесообразно добиваться сходимости параметров рабочего тела в начале сжатия одновременно с тепловым состоянием деталей КС. Характер тепловыделения в цилиндре двигателя во многом определяет его индикаторные показатели, тепловую и механическую напряженность, а следовательно, при расчетах рабочего процесса требует достаточно точного описания. С другой стороны, процесс тепловыделения - явление очень сложное, зависит от параметров впрыскивания топлива в цилиндр, от теплового состояния заряда, характера его движения, от физико-химических свойств топлива, его паров, окислителя, продуктов сгорания, от теплового состояния поверхностей камера сгорания и многих других факторов. Сложность процесса явилась причиной появления множества моделей разной сложности, описывающих процесс тепловыделения. Все модели можно условно разделить на две группы: - дающие математическое описание основных физико-химических процессов, происходящих в камере сгорания, основываясь на использовании общих законов газовой динамики, теплопередачи, диффузии и химической кинетики при тех или иных допущениях; - дающие формальное математическое описание формы кривой тепло -выделения, основываясь на обобщении экспериментальных материалов. В настоящее время широко применяется физико-химическая модель, созданная Н.Ф.Разлейцевым, также основанная на кинетических уравнениях испарения и выгорания топлива [49,50]. Тепловыделение списывается раздельно для участков топливоподачи, развитого горения и догорания и связывается с параметрами впрыскивания топлива и состоянием заряда, что является ценным для исследования рабочего процесса, однако в методике также имеется ряд коэффициентов (константа ускорения, продолжительность сгорания, фактор автоускорения цепных реакций, коэффициент полноты сгорания, коэффициент турбулизации заряда). Ее привлекательность заключается в том, что она дает возможность оперировать при решении оптимизационных задач реальными, наблюдаемыми управлениями - параметрами топливоподачи, (законом топливоподачи, давлением впрыскивания, фазами топливоподачи), конструктивными параметрами распылителей, формой камеры сгорания и распределением заряда по объему КС.
Результаты экспериментального исследования рабочего процесса и теплового состояния деталей ЦПГ и сравнение их с результатами моделирования
Перед исследованием двигателя по генераторной характеристике была снята регулировочная характеристика по углу опережения впрыскивания топлива 0 на номинальном режиме работы, т.е. при полной нагрузке генератора и частоте вращения коленчатого вала п=1500 мин" . Минимальный удельный эффективный расход топлива был получен при 0 =-28 град. ПКВ. Для данного угла опережения впрыскивания топлива была снята генераторная характеристика в диапазоне частот вращения n = 1000-1500 мин"1 при полной нагрузке генератора в шести опорных точках.
Эффективные, индикаторные и теплобалансовые характеристики двигателя показаны на рис.3.5, 3.6. На всех режимах работы двигателя производилась регистрация температур поршня, крышки и втулки цилиндра. Следует отметить, что камера сгорания двигателя далека от осесимметричной. Двигатель имеет один впускной и один выпускной клапан, выход из вихревой камеры и сама вихревая камера расположены на периферии крышки цилиндров, однако тепловое состояние поршня и втулки в плоскости качания шатуна и в плоскости вращения коленчатого вала различаются довольно незначительно. Так, температуры в районе пятой и шестой термопар, расположенных на поршне под выпускным и впускным клапанами, отличаются на 1-2 С. Разница между температурой, показанной первой и пятой термопарами, расположенными на одинаковом расстоянии от центра поршня, но в разных плоскостях, составляет 1-5 С на частоте вращения п= 1000-1400 мин"1 и 14 С на номинальном режиме. Разница между температурами, зарегистрированными 5-й, 7-й и 8-й термопарами, расположенными в верхнем поясе втулки цилиндров соответственно против выхода из вихревой камеры и около выпускного и впускного клапана, составляет 7-11 С причем разница между 7-й и 8-й термопарами составляет 4-9 С или 3,4-6,2 %. Такое невысокое отклонение теплового состояния от осевой симметрии объясняется достаточно интенсивным осесимметричным охлаждением втулки и поршня.
Температурное поле крышки имеет значительно более сложный характер, что объясняется ярко выраженным пространственным характером теплоподвода и охлаждения крышки цилиндров. Максимальная разница в показаниях термопар, расположенных на одном расстоянии от оси цилиндра и одинаковой глубине, но в разных точках крышки, составляет 25-41 С (в зависимости от режима работы) или 17,6-25 %.
Для моделирования рабочего процесса и теплового состояния деталей КС двигателя на ЭВМ была подготовлена конечно-элементная модель КС, состоящая из 47 узлов, образующих 45 двухузловых конечных элементов (рис.3.7) Все поверхности модели разделены на 16 зон, в пределах которых заданы предварительные граничные условия теплообмена, из них 10 зон определены на поверхностях охлаждения деталей и условия теплообмена в них не изменялись в течение расчета. Для поверхностей КС и сопряженных поверхностей поршня и втулки граничные условия теплообмена пересчитываются в итерационном процессе моделирования. Для возможности расчета двигателя с различным конструктивным оформлением деталей КС, модель разделена на 16 областей, в пределах которых конечные элементы могут иметь разные теплофизические свойства и геометрические размеры.
Коэффициент теплоотдачи для первой и третьей области охлаждения (рис.3.7) рассчитывался по критериальной зависимости [8], справедливой для открытой системы охлаждения крышки цилиндра:
Во второй области теплообмен происходит между вставкой камеры и крышкой через боковой воздушный зазор толщиной А = 0,1 мм, в четвертой области теплообмен происходит между втулкой и блоком (через кольцевой зазор толщиной Д = 0,3 мм, заполненный водой), а область 7 охлаждается через зазор толщиной 0,2 мм, заполненный маслом. Коэффициенты теплоотдачи для этих областей рассчитаны по формуле X где Х- коэффициент теплопроводности среды в зазоре.
Обобщенные зависимости параметров рабочего процесса при высоком наддуве
Комплекс программ расчета рабочего процесса двигателя и теплового состояния деталей КС дает возможность построить обобщенные зависимости параметров рабочего процесса дизелей с учетом их форсирования по давлению наддува. Эти зависимости позволяют оценить влияние ограничения максимального давления сгорания различными методами на экономичность цикла и тепловую напряженность двигателя. Учитывая зависимость Pz/PjTa =f (є, a, Pz, Pk, Tk), было проведено моделирование
вариантов рабочих циклов при различных значениях є, а, Pz, Pk, Tk. Объем расчетов был определен значениями степени сжатия є, равными 16,5 - 10; величин коэффициента избытка воздуха а, равными 1,7 - 2,2; величин давлений наддува Рк равными 1,8 - 4,0; температур воздуха на впуске Тк в диапазоне 355 - 446 К. Неизменными оставалась эффективные площади проходного сечения органов газообмена. Коэффициент теплоотдачи от рабочего тела к стенкам КС определялся по уравнению Г. Вошни. Значения констант в уравнении Г. Вошни оценены идентификацией.
На основе полученных зависимостей, как видно из рис.4.1 и 4.2., было проведено исследование влияния ограничений по максимальному давлению сгорания Pz на показатели рабочего процесса, результаты которого приведены в таблице 2. Анализ результатов позволяет установить, что при увеличении давления наддува от 1,8 до 4,0 бар и сохранении e=16,5=const, максимальное давление газа в цилиндре должно возрасти в 2,02 раза, достигнув при Рк =4 бар приблизительно 255 бар [76]. Поэтому для обеспечения надежной работы деталей необходимо значительно увеличить массу конструкции двигателя. Этот путь следует признать нецелесообразным для двигателей любого типа.
С увеличением давления наддува наряду с механической напряженностью повышается также и тепловая напряженность крышки, втулки цилиндра и поршня, как видно из рис.4.3 и 4.4. С увеличением давления наддува от 1,8 до 4,0 бар без охлаждения надувочного воздуха при одновременном увеличении коэффициента избытка воздуха а с исходного уровня до 2,2 при e=16,5=const, максимальная температура достигает в крышке цилиндра 363 С, в районе верхней поршневой канавки 266 С и в центре днища поршня 412 С, что является предельным значением для поршней, штампованных из алюминиевого сплава АК-4.
Это обусловлено ростом количества теплоты, приходящейся на единицу рабочего объема цилиндра и выделяющейся при сгорании топлива. При этом увеличивается количество теплоты, отводимой через стенки, чему способствует повышение коэффициента теплоотдачи от газа в стенки в результате роста давления газа в цилиндре.
Анализ результатов, приведенных в таблице 2, показывает, что при форсировании по Ре от 11 до 18 бар при ограничении величины Pz равного
126 бар путем снижения степени сжатия от 16,5 до 8,18 имеет место повышение ge от 208,9 до 223,7 г/(кВт. ч). Как видно из расчетов, уменьшение степени сжатия дизелей при увеличении давления наддува и ограничении максимального давления в цилиндре позволяет сохранить степень повышения давления примерно постоянной и тем самым избежать резкого ухудшения экономичности. Дальнейшее снижение степени сжатия может привести к затруднению пуска двигателя. Для улучшения пусковых свойств дизеля и повышения экономичности могут быть получены ценой повышения максимального давления сгорания Pz. Из таблицы 2 видно, что при увеличении є от 8,18 до 9,94 и сохранении Ре=19 бар Pz повышается от 126 до 160 бар. Удельный эффективный расход топлива ge при этом снижается с 223,7 до 213,9 г/(кВт ч), т. е. увеличение Pz на 34 бар путем повышения є на 1,76 обусловливает снижение geHa 9,8 г/(кВт.ч).
Как видно из рис.4.3, уменьшение степени сжатия дизелей при увеличении давления наддува и ограничении максимального давления в цилиндре приводит к снижению NOXOT 982 ppm при Pk =1,8 бар, є= 16,5 и до 696 ррт при Рк=4бар, є= 10,14.
Одним из путей обеспечения надежности дизеля при росте форсирования по Ре, является ограничение тепловой напряженности деталей цилиндропоршневой группы за счет повышения коэффициента избытка воздуха а. Результаты расчетов, приведенные в таблице 2, позволяют увидеть, что изменение а в пределах от 2 до 2,2 при Ре= 18.09 6ap=const; Pz=160 бар и Тк=355С обусловливает снижение степени сжатия от 11,5 до 10,14 и повышение geOT 209,4 до 214,2 г/(кВт.ч.). Эти данные показывают, что повышение а при такой стратегии изменения параметров связано с незначительным снижением экономичности. Однако для снижения тепловой напряженности дизеля применение повышенных значений а, представляется эффективным. При а= 2,2 максимальная температура в центре днища поршня составляет около 323С по сравнению с 339С в случае сс= 2, т.е. разница в температурах поршня составляет примерно 16С. Максимальная температура крышки при этом уменьшилась на 10С, а температура в зоне верхней поршневой канавки уменьшилась на 9 С.
Эффективным способом повышения экономичности, допускающим сохранение необходимого уровня степени сжатия дизеля, является снижение температуры заряда цилиндра в начале сжатия. Из Таблицы 2 видно что, изменение Тк на 55 К в пределах от 410 К до 355 К при Рк = 3,5 бар и а = 2,1 обусловливает снижение ge с 211 до 206,8 г/(кВт.ч) и позволяет повысить степень сжатия є на 0,76 единиц. Уменьшение температур поступающего воздуха обусловливает увеличение массового наполнения цилиндра и мощности двигателя. Расчеты показывают, что при уменьшении температуры воздуха уменьшается начальная температура цикла, а следовательно, и средняя температура за цикл, что приводит к снижению температуры деталей [77]. В этом случае максимальная температура в центре днища поршня уменьшилась на 14С при изменении Тк от 410 до 355К(см. рис.4.4), в центре крышки на 12С, а в зоне верхнего поршневого кольца на 7С.
