Содержание к диссертации
Введение
1. Теоретический анализ путей совершенствования эффективности рабочего процесса ДВС ... 19
1.1. Роль СВТ при проектировании новых образцов, модернизации существующих и проведении работ по натурным испытаниям ДВС 21
1.2. Анализ рабочего цикла дизеля при оптимальной динамике тепловыделения 31
1.3. Методика оценки эффективности подвода тепла в произвольной точке реального цикла ДВС 43
1.4. Повышение КПД цикла при использовании альтернативного газообразного топлива 49
1.5. Оптимизация смесеобразования на основе критерия эффективности внутреннего смесеобразования в ДВС 58
1.6. Оценка эффективности макросмешения в камере сгорания ДВС 68
1.7. Анализ эффективности сгорания топлива в первой стадии тепловыделения в дизеле 81
1.8. Аппроксимация динамики выделения тепла в понятиях макрокинетической теории сгорания топлива... 87
2. Создание математических моделей и опыт их применения для совершенствования процессов в ДВС 92
2.1. Использование модели гидродинамического расчета при проектировании насос-форсунки с газовой связью 92
2.2. Применение математической модели для исследования работоспособности системы непосредственного впрыскивания топлива в двухтактный ДВС 105
2.2.1. Обеспечение наполнения 111
2.2.2. Закономерности топливоподачи 113
2.2.3. Регулирование двухтактного ДВС, оснащенного системой непосредственного впрыскивания топлива 121
2.3. Исследование и оптимизация параметров системы циркуляции топлива с помощью ее математической модели 125
3. Расчетно-теоретические исследования путей снижения выбросов вредных веществ с ОГ ДВС 154
3.1. Моделирование влияния степени концентрационной неоднородности на эмиссию СО в ДВС с принудительным воспламенением 154
3.2. Моделирование влияния степени концентрационной неоднородности на эмиссию NOx в ДВС с принудительным воспламенением 161
3.3. Моделирование влияния раздельной подачи топлива на сажеобразование в дизеле 170
4. Усовершенствование методов проведения и обработки результатов экспериментальных исследований ДВС 179
4.1. Определение алгоритма рационального регулирования ДВС по параметрам токсичности и экономичности... 183
4.2. Оптимизация регулирования ДВС с учетом распре деления режимов его работы 204
4.3. Автоматизированные процедуры установления функциональных связей при аппроксимации тепло выделения 228
4.3.1. Определения аппроксимирующих зависимостей показателей в функции Вибе с использованием планируемого эксперимента 228
4.3.2. Определение показателей в функции Вибе в диалоговом режиме 242
5. Создание аппаратурно-программных комплексов для исследования быстропротекающих процессов в ДВС 249
5.1. Аппаратурно-программный комплекс 256
5.2. Алгоритм снижения погрешностей вносимых разверткой индикаторных диаграмм по времени и усреднением по циклам 263
5.3. Выбор оптимальной методики сглаживания экспериментальных кривых динамики теплоиспользования 271
5.4. Методика и результаты анализа влияния погрешностей при обработке индикаторных диаграмм 279
5.5. Создание аппаратурного обеспечения индицирования ДВС 296
Выводы по работе 313
Литература 317
- Методика оценки эффективности подвода тепла в произвольной точке реального цикла ДВС
- Применение математической модели для исследования работоспособности системы непосредственного впрыскивания топлива в двухтактный ДВС
- Моделирование влияния степени концентрационной неоднородности на эмиссию NOx в ДВС с принудительным воспламенением
- Оптимизация регулирования ДВС с учетом распре деления режимов его работы
Введение к работе
Современное двигателестроение развивается в условиях жесткого контроля государства и общественных организаций за чистотой окружающей среды и рациональным использованием природных ресурсов. Известно, что установленная мощность двигателей внутреннего сгорания превышает суммарную мощность всех других энергетических машин. Соответственно высоки и объемы потребления двигателями внутреннего сгорания моторных топлив, традиционно получаемых из невозобновляемых ископаемых источников. В тоже время, ДВС выбрасывают с отработавшими газами ряд вредных веществ, загрязняющих атмосферу крупных городов и влияющих на экологическую обстановку в мировом масштабе. Эти факторы являются стимулом к совершенствованию характеристик выпускаемых ДВС, так как конкурентоспособность двигателя во многом определяется именно соответствием его нормам по токсичности и предельно низким удельным эффективным расходом топлива. Ведущие мировые производители ДВС используют для достижения этих целей новейшие конструктивные решения и наукоемкие технологии, сложные алгоритмы управления рабочим процессом двигателей. Важным фактором становится время, затрачиваемое разработчиком на создание новых моделей двигателей с улучшенными параметрами. Комплекс задач по проектированию и доводке в сжатые сроки высокоэффективного малотоксичного рабочего процесса можно решить, только используя средства вычислительной техники с соответствующим специализированным программным обеспечением и электронные устройства для цифровой регистрации и обработки экспериментальных данных. Развитие математического моделирования, использующего для идентификации экспериментальные данные, и автоматизированной обработки результатов натурных испытаний ДВС, часто включающей для расширения числа выходных параметров применение подмоделей исследуемых процессов, в перспективе должно привести к созданию программно-аппаратурных комплексов, в которых моделирование процессов и их экспериментальное исследование являются органическими составляющими единой автоматизированной процедуры совершенствования рабочего процесса две.
Создание теоретической базы, разработка методов анализа, а на их основе алгоритмов и компьютерных программ оптимизации экологических и экономических характеристик рабочего процесса ДВС, а также автоматизация процедур обработки и последующего анализа экспериментальных данных испытаний двигателей на базе электронно-вычислительной техники - актуальные направления развития современного двигателестроения.
Цель исследования. Цель работы заключается в разработке теоретических основ, создании расчетных методик и программ для средств вычислительной техники, способствующих сокращению времени, трудовых и материальных затрат на разработку новых и модернизацию существующих двигателей внутреннего сгорания с улучшенными экономическими, энергетическими и экологическими характеристиками, путем совершенствования рабочего процесса двигателей внутреннего сгорания.
Научная новизна. Заключается в следующих теоретических и методических разработках: - методе определения закона тепловыделения, обеспечивающего наивысший коэффициент полезного действия реального цикла дизеля; - методике оценки эффективности ввода тепла в реальный цикл ДВС;
- критерии эффективности внутреннего смесеобразования и методах оценки эффективности микро- и макро смешения в камере сгорания ДВС;
- методе анализа эффективности тепловыделения в фазе формирования диффузионного фронта пламени в дизеле;
- уточнении аппроксимационной зависимости скорости тепловыделения в дизеле;
- методике обоснования конструкции насос форсунки с газовым приводом для впрыскивания бензина в двухтактный двигатель внутреннего сгорания;
- методике обоснования конструктивных решений по созданию механической системы непосредственного впрыскивания бензина в ДВС;
- методике расчетной оптимизации конструкции системы топливоподачи, обеспечивающей подкачку топлива за счет волновых явлений в линии низкого давления топливного насоса малоразмерного дизеля;
- методах оценки влияния концентрационной неоднородности на образование токсичных компонентов в камере сгорания ДВС;
- методике оценки влияния двухфазной топливоподачи на динамику образования сажи в камере сгорания дизеля;
- методе выбора оптимальных регулировок ДВС по экономическим и экологическим параметрам, в том числе с учетом режимов эксплуатации;
- методах оценки и снижения погрешностей регистрации и обработки индикаторных диаграмм четырех- и двухтактных ДВС;
- методике обоснования выбора аппаратурного обеспечения для цифровой регистрации индикаторных диаграмм ДВС.
Практическую значимость составляют следующие резуль Щ таты:
- оптимизированные параметры рабочего цикла дизеля размерности 64 13/14 (ОАО «Алтайдизель») по показателям экономичности при заданных ограничениях;
- условия деформации кривой динамики тепловыделения дизеля 14 8,0/7,5 (МД-6, АО ГЗПД), обеспечивающие увеличение индикаторного коэффициента полезного действия;
- повышение коэффициента полезного действия двигателя 14 6,6/5,3 (LGA 225) при его работе на биотопливе, за счет предложенных мероприятий;
- необходимое количество отверстий распылителя, дисперсность распыливания и угол опережения впрыскивания топлива, обеспечивающие эффективный рабочий процесс двухтактного двигателя 1Д 7,2/8,5 (ДК-8, АО ГЗПД) при непосредственном впрыскивании бензина; - конструктивные параметры насос форсунки, обеспечившие при испытаниях соответствие ее характеристик техническим условиям, применительно к двигателям 1Д 6,2/6,6 (ПД-8М, АО ЛЗПД) и 1Д 7,2/8,5 (ЦК-8, АО ГЗПД);
- оптимальные конструктивные параметры опытной топливной системы дизеля 148,0/7,5 (МД-6, АО ГЗПД) для работы на альтернативных видах топлива;
- рекомендации по снижению токсичности отработавших газов двухтактных бензиновых ДВС 1Д 6,2/6,6 (ПД-8М, АО ЛЗПД), 1Д 7,2/8,5 (ДК-8, АО ГЗПД) и дымности отработавших газов дизеля 14 8,0/7,5 (МД-6, АО ГЗПД);
- характеристики муфт опережения впрыскивания топлива дизелей 44 11/12,5 СД-240, ПО ММЗ), 24 10,5/12 (Д-21, АО ВТЗ), 44 14,5/20,5 СД-160, АО ЧТЗ) и 64 13/14 (ЯМЗ-236, АО ЯМЗ), обеспечивающие минимизацию эмиссии оксида азота с учетом обеспечения требований по экономичности;
- режимы загрузки дизеля 44Н 11/12,5 Щ-245.12 ПО ММЗ) при его работе в качестве силового агрегата городского автобуса на базе ЗИЛ-5301 и параметры регулирования угла опережения впрыскивания топлива, обеспечивающие снижение выбросов вредных веществ;
- рекомендации по созданию аппаратурно-программных комплексов для исследования быстропротекающих процессов в ДВС, контролю и минимизации погрешностей эксперимента.
Реализация результатов работы. Результаты работы реализованы в виде отраслевых методик Министерства сельскохозяйственного и тракторного машиностроения СССР расчета рабочего цикла, процесса сгорания и теплообмена в камерах сгорания дизелей. Теоретические, расчетно-экспериментальные исследования и разработка программных средств проводились в соответствии с госбюджетными и хоздоговорными научно-исследовательскими работами по совершенствованию серийной и перспективной продукции заводов отрасли: АО «Алтайдизель», АО 4ТЗ, ПО ММЗ и АО ВТЗ, а также дизеля с противоположно движущимися поршнями (АО РКБМ), мини электростанций с приводом от ДВС и питанием биогазом АБ-4био (АО «ЭкоРос») и LGA 225био («Ухань», Китай), адаптации дизелей МД-6(8) (АО ГЗПД) для работы на рапсовом масле и разработке систем непосредственного впрыскивания бензина в двухтактные двигатели ПД-8М (АО ЛЗПД) и ДК-8 (АО ГЗЦД).
Методические разработки и программные средства используются в учебном процессе на кафедре «Автомобили и тракторы» МГАУ им. В.П. Горячкина, кафедре «Комбинированные ДВС» РУДН, магистратуре Национального инженерного университета (Перу).
Использование результатов работы подтверждено актами приемки-сдачи, выполненных при непосредственном участии автора, этапов научно - исследовательских работ и другими соответствующими документами.
Апробадия работы. По основным разделам диссертационной работы были сделаны доклады: на научно-технических конференциях кафедр «Тракторы и автомобили» МГАУ им. В.П. Горячкина в 1991-1999 г.г., «Комбинированные ДВС» РУДН в 1994-2000 гг., на Всесоюзной научной конференции «Рабочие процессы в ДВС» (МАДИ, 1982 г.), Седьмом всесоюзном симпозиуме по горению и взрыву (Черноголовка, ИХФ АН СССР, 1983 г.), Всесоюзной научно-технической конференции «Альтернативные топлива в ДВС» (КирСХИ, 1988 г.), 5-м международном научно-практическом семинаре (ВлГУ, 1995 г.), 32-й научной конференции (РУДН, 1996 г.), 6-м международном научно-практическом семинаре (ВлГУ, 1997 г.), Международной научно-технической конференции «Двигатель-97» (МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1997 г.), 46-й научно-исследовательской конференции (МАДИ, 1988 г.), Международной научно-практической конференции (МГАУ, 1998 г.), 7-м международном научно-практическом семинаре (ВлГУ, 1999 г.).
Публикации. Основные положения работы изложены в 30 публикациях и 3 авторских свидетельствах на изобретение и патентах РФ.
Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, пяти глав, основных выводов по работе, списка использован т ной литературы и приложений. Она содержит 340 страниц основного текста, включая 145 рисунков, 39 таблиц и список литературы из 226 наименований.
Методика оценки эффективности подвода тепла в произвольной точке реального цикла ДВС
При анализе динамики выделения тепла в цилиндре используют, как правило, интегральные оценочные показатели [59,129,186], например такие, как индикаторный КПД цикла или удельный индикаторный расход топлива, на величину которых оказывает существенное влияние характер протекания дифференциальной характеристики тепловыделения [19,75,114]. При целенаправленной доводке рабочего процесса возникает необходимость в оценке эффекта от трансформирования реальной кривой теплоиспользования на различных ее участках. Таким образом, требуется одновременно учесть степень воздействия на заданный участок процесса с одной стороны, и предполагаемый эффект, с другой. Для оценки предлагается использовать понятие производной индикаторного КПД по доле дополнительного тепла, подведенного в заданной точке цикла
Для вычисления этого параметра на линии текущего давления в КС строится элементарный цикл с «мгновенным» подводом тепла в заданной точке, определяемой углом ПКВ. Этот цикл строится с показателем политропы, равным текущему его значению в анализируемом цикле и процессов теплообмена при постоянном объеме. Равенство показателей значений политропы на участках сжатия-расширения (рабочего хода) элементарного и реального циклов позволяет учесть реальный характер теплообмена между рабочим телом и стенками КС. Элементарный процесс характеризуется степенью повышения давления Ло и степенью изменения объема єо - параметром, характеризующим момент подвода дополнительного тепла. В этом случае количество дополнительного тепла, требуемого для организации элементарного цикла с подводом тепла при постоянном объеме будет равно где: Vj, pj -текущий объем КС и давление в ней, на заданном угле поворота коленчатого вала; адиабаты сжатия рабочего тела при температуре 7), среднем по КС коэффициенте избытка воздуха а и доли щ выгоревшего топлива.
Среднее индикаторное давление элементарного цикла где: rij - «мгновенный» показатель политропы сжатия реального цикла. Среднее индикаторное давление суммы реального и элементарного циклов равно причем, если элементарный цикл строится на линии сжатия диаграммы, его индикаторное давление вычитается из величины индикаторного давления реального цикла, т. к. работа элементарного цикла в этом случае отрицательна. На линии расширения средние индикаторные давления суммируются. Индикаторный КПД цикла определяется как отношение индикаторной работы цикла, за час составляющей Qi=3600Nu к затратам теплоты за этот же промежуток времени, которые составят Qu = GTHU, т.е.:
Из зависимости (1.14) видно, что при внесении дополнительного тепла изменится только за счет изменения индикаторного давления (изменяется работа цикла) и коэффициента избытка воздуха (изменяется, эквивалентное по вводимому теплу количество топлива). Таким образом можно записать, то КПД суммарного цикла равен где — = —= — - отношение коэффициентов избытка воз духа, определяемое через соотношения теплоты, подводимой к рабочему телу в исходном и суммарном циклах.
Таким образом, можно записать интересующий нас параметр Производная у/((р) отрицательна на такте сжатия, так как подвод тепла на этом участке ведет к снижению КПД цикла. На такте рабочего хода имеется положительная ниспадающая ветвь характеристики, в определенной точке такта расширения меняющая знак на отрицательный. На рис. 1.5 приведены расчетные кривые, показывающие зависимость угла смена знака производной индикаторного КПД по доле дополнительного тепла, для цикла со смешанным подводом тепла. Угол ПКВ р±, на котором меняется знак функции у((р)} характеризует эффективность реального процесса подвода тепла к рабочему телу. В этой точке эффективность подвода тепла соответствует средней за цикл эффективности подвода тепла к рабочему телу. Увеличение скорости подвода тепла позже этой точки (т.е. при большем угле поворота коленчатого вала) не ведет к повышению КПД реального цикла. Чем ближе к ВМТ расположена эта точка, тем более эффективно подводится тепло к рабочему телу в реальном цикле.
Для исследования влияния угла подвода дополнительного тепла на реальный рабочий цикл проведено моделирование этого процесса по специально разработанной программе синтеза индикаторной диаграммы. На рис. 1.6 и 1.7 приведены результаты расчетов. Как видно из приведенных графиков на рис. 1.6, максимальную прибавку по КПД дает внесение дополнительного тепла на угле 5...6 град. ПКВ после ВМТ при наличии теплоотвода в стенки КС от рабочего тела вне зависимости от продолжительности сгорания. Моделирование «адиабатного» дизеля (без теплоотвода) дает результат предсказуемый из теории термодинамических циклов - чем ближе к ВМТ тепло вводится в цикл, тем термодинамически более выгодно оно используется при его преобразовании в механическую энергию. Из протекания кривых - — для действительного рабочего процесса дизеля 148/7,5 видно, что интенсификация тепловыделения ведет к повышению индикаторного КПД при продолжительности сгорания 45 град. ПКВ только до 16 град. ПКВ после ВМТ. При длительности сгорания 65 и 85 град. ПКВ, угол до которого введение дополнительного тепла термодинамически выгодно равен 19 и 24 град. ПКВ, соответственно.
Несмотря на то, что при большей продолжительности сгорания абсолютное значение индикаторного КПД ниже (0,482, 0,460 и 0,433, соответственно при да = 45, 65 и 85 град. ПКВ) тем не менее, чувствительность процесса к воздействию на динамику тепловыделения выше. Аналогично, при увеличении количества топ лива, сгорающего в первой стадии при сохранении общей неизменной продолжительности сгорания, чувствительность процесса снижается почти в два раза (рис. 1.7, кривые 1 и 2).
Применение математической модели для исследования работоспособности системы непосредственного впрыскивания топлива в двухтактный ДВС
Создание топливного насоса для непосредственного механического впрыскивания бензина в малоразмерный двухтактный двигатель с принудительным воспламенением, отвечающего требованиям по обеспечению работоспособности до частот вращения кулачкового валика 4500...5000 мин-1, при сохранении показателей надежности и долговечности на заданном уровне, при умеренной его стоимости, сложная конструкторско - технологическая задача[189]. На начальном этапе производства ДВС рассматриваемого типа требуется изучить потребности рынка в таких двигателях, изучить особенности их эксплуатации, обслуживания и ремонта [16]. То есть, собрать достаточное количество информации по результатам реальной эксплуатации, на основании которой, может быть сделан вывод о перспективности данной модели двигателя и возможности крупных инвестиций в совершенствование его узлов и механизмов. Для получения таких сведений минимальные предварительные затраты могут быть в случае использования готовых, т.е. выпускаемых серийно агрегатов в перспективном ДВС. Однако, насосов дозирующих топливо до 15 мм3/цикл при частоте вращения ином = 4500 мин-1 серийно не выпускается [17].
В качестве базового насоса был выбран серийный топливный насос высокого давления столбикового типа, предназначенный для малоразмерных ДВС. При повышении частоты вращения кулачкового валика насоса высокого давления увеличиваются нагрузки на ролик толкателя плунжера, в связи с возрастанием сил инерции и ростом давления в полости нагнетания. Это приводит к увеличению контактных напряжений в паре кулачок - ролик. Несмотря на то, что время выхода насоса из строя зависит от многих производственных, конструктивных и эксплуатационных факторов существуют рекомендации по предельно допустимым значе ниям контактных напряжений, например, приведенные в [190].
Естественно, что увеличение номинальной частоты вращения топливного насоса дизеля МД-8 с 1500 мин-1 до 4500 мин-1, т. е. в три раза, приведет к увеличению сверх допустимого уровня контактных напряжений и как следствие, выходу насоса из строя.
Одним из возможных решений является изменение профиля кулачка. При непосредственном впрыскивании бензина в двухтактный двигатель с принудительным воспламенением оптимальный угол опережения топливоподачи составляет 120...80 град. ПКВ до ВМТ и не столь критичен к точности его установки, как в дизеле. К самому процессу топливоподачи также предъявляются менее жесткие требования по давлению впрыскивания (оно может не превышать 6...8 МПа) и продолжительности топливоподачи [205].
В качестве профиля, обеспечивающего снижение максимальных ускорений был выбран круговой эксцентрик. Для проверки применимости привода такого типа была использована математическая модель гидродинамического расчета системы топливоподачи с учетом возникновения свободных объемов и времени прохождения импульсов давления по трубопроводу высокого давления, описанная в разделе 2.3, посвященной системе циркуляции топлива. Настройка модели производилась по данным индициро-вания на топливном стенде ТНВД дизеля МД-8.
В качестве примера, показывающего адекватность расчетной модели описываемым ей процессам на рис.2.13 приведены графики расчетных значений максимальных давлений перед штуцером форсунки и продолжительности процесса топливоподачи в зависимости от величины цикловой подачи топлива для трех скоростных режимов. Расчеты велись применительно к дизельному топливу, имеющему плотность р = 850 кг/мз и средний коэффициент сжимаемости в диапазоне давлений 5,0...30,0 МПа а = 0,75-10-9 м2/кг [21]. Профиль кулачка серийного насоса был снят путем микрометрирования его в делительной головке. В результате чего была получена таблица величины подъема профиля кулачка от угла его поворота. Для удобства введения данных в программу расчета, профиль был аппроксимирован шестью участками с постоянным ускорением перемещения плунжера. На рис.2.14 показаны графики перемещения, скоростей и ускорений плунжера по участкам.
Моделирование влияния степени концентрационной неоднородности на эмиссию NOx в ДВС с принудительным воспламенением
В двигателях внутреннего сгорания с принудительным воспламенением бензо-воздушной смеси наибольший вклад в токсичность отработавших газов вносят три компонента: оксид углерода, оксиды азота и несгоревшие углеводороды, причем сутцествуют различия во вкладе различных компонентов в суммарную токсичность для четырех- и двухтактных двигателей. В табл.13 приведен состав отработавших газов, характерный для двухтактных ДВС [60].
В двухтактном двигателе с кривошипно-камерной продувкой потери смеси во время продувки являются основной причиной низкой экономичности и высокой эмиссии углеводородов. Значительный вклад в выбросы СН на частичных нагрузках вносят пропуски воспламенения, связанные с высоким коэффициентом остаточных газов при дросселировании на впуске [204].
Результаты расчетов содержания несгоревшего топлива, попадающего в ОГ в процессе продувки, для различного состава свежей смеси и коэффициента использования продувочной смеси приведены на рис.3.4. Из приведенных графиков видно, что для карбюраторного двухтактного двигателя с газораспределением, осуществляемым поршнем, на экономичном режиме работы (TJV = 0,8; а = 1,1 ), теоретическая объемная доля углеводородов в ОГ от потерь свежей смеси, составляет около 2600 млн-і. При увеличенных потерях (T]V - 0,7; а = 0,7 ), выбросы СН составят до 7000 мин-1.
Использование внутреннего смесеобразования - непосредственного впрыскивания бензина, практически полностью исключает данный источник попадания углеводородов в отработавшие газы. Результатом смещения на идентичных режимах рабочих точек регулировочных характеристик в область более бедных смесей, по сравнению с внешнем смесеобразованием, явилось снижение концентрации продуктов неполного сгорания - несгоревших углеводородов и оксида углерода. Вследствие этого, в общую токсичность ОГ бензинового двигателя с непосредственным смесеобразованием в КС, наибольший вклад начинают вносить оксиды азота.
Сдерживающим фактором в процессе образования оксида азота в двухтактных двигателях с кривошипно-камерной продувкой являются высокие значения коэффициента остаточных газов. Эффект от внутренней рециркуляции легко объясним тем, что скорости реакций образования NO из азота воздуха по расширенному механизму Я. Б. Зельдовича [80] имеют очень сильную зависимость от температуры [108].
Так по уравнению № + О = NO + N, с энергией активации более 500 МДж/кмоль, образование NO уменьшается примерно в 225 раз при снижении температуры на 18% с 2200 до 1800К. Добавление к свежей смеси продуктов сгорания, в основном состоящих из азота, двуокиси углерода и паров воды, приводит к снижению теплотворной способности смеси, и как следует из уравнения снижению максимальной температуры пламени. На рис.3.5 приведены экспериментальные данные по влиянию степени разбавления свежей смеси остаточными газами.
Из приведенных данных видно, что при значениях коэффициента остаточных газов 0,25...0,30, имеющих место на некоторых режимах работы двухтактных ДВС с кривошипно-камернои продувкой концентрация NO снижается в 6... 12 раз в зависимости от состава смеси. В процессе совершенствования конструкции двигателей подобного типа значительное внимание уделяется совершенствованию процессов газообмена [103]. Поэтому, за счет оптимизации конструкции газо-воздушного тракта, на режимах номинальной мощности и максимального крутящего момента коэффициент остаточных газов может не превышать 0,08 [60], что, как видно из рис.3.5, практически не сказывается на концентрации оксида азота.
Оптимизация регулирования ДВС с учетом распре деления режимов его работы
Цикл представляет собой динамику движения транспортного средства (Vehicle Speed) в функции времени (Time). Нами используется вариант цикла с ограничением по максимальной скорости 90 км/ч. Как видно из приведенного графика данный цикл отличается большим разнообразием режимов, чем, например, городской цикл движения SAEj 227С, состоящий из разгона с места до 48 км/ч в течение 18 с, равномерного движения с этой скоростью 20 с, движения накатом, торможения и остановку, время которой составляет 25 с. Общее время цикла 80 с, средняя скорость 25 км/ч, путь - 540 м. Для определения поля вероятностных режимов работы силовой установки транспортного средства требуется рассмотреть тяговый баланс автомобиля. Для конкретизации выводов и рекомендаций методики рассмотрим движение перспективного транспортного средства - автобуса, на базе малотоннажного городского автомобиля ЗИЛ-5301. В табл.22 приведены характеристики базового автомобиля. Известно, что сопротивление движению транспортного средства складывается из сопротивления качению, аэродинамического сопротивления и сопротивления, связанного с преодолением силы инерции.
Сопротивление качению при движении автомобиля по горизонтальной дороге равно где: сх =0,7 - коэффициент аэродинамического сопротивления грузового автомобиля (автобуса); р = 1,24 - плотность воздуха, кг/м3; F = 5 - лобовая площадь автобуса, мз. Усилие, требуемое для ускорения автобуса где: 8 = 1,05 - коэффициент, учитывающий момент инерции вращающихся деталей двигателя, сцепления, коробки перемены передач и т.д.; J- ускорение автомобиля, м/с2; д = 9,8 - ускорение силы тяжести, м/с2. Суммарное сопротивление движению равно Мощность, требуемая для движения транспортного средства или мощность, требующаяся от двигателя где: т]тр = 0,9 - механический КПД трансмиссии с главной одинарной передачей. Частота вращения коленчатого вала двигателя для заданной скорости движения транспортного средства на /с-й передаче равна где: ik - передаточное отношение г -й передачи в КПП; Un - передаточное отношение главной передачи; Dk - диаметр колеса автомобиля, м. В европейском ездовом цикле при оснащении транспортного средства механической коробкой передач переключение передач производится при достижении определенной скорости (15 км/ч для переключения с первой передачи на вторую, 32 км/ч - со второй на третью и т.п.). Этот принцип легко учесть в разрабаты ваемой методике, однако для расширения диапазона скоростных режимов работы двигателя была выбрана иная стратегия пере ключения передач, состоящая в том, что при разгоне переход на повышенную передачу осуществляется при достижении двигателем номинальной частоты вращения коленчатого вала.
Для отработки принципов создания универсальной методики с возможностью использования произвольного закона движения транспортного средства, текущая скорость VT И ускорение jV определено непосредственной обработкой графика ECE+EUDC цикла, а не в соответствии со стандартной методикой (Табл.23 [1]), что позволяет использовать любой вновь появившийся испытательный цикл. Продолжительность режима определяется непосредственно из графика рис.4.11. Ускорение по участкам равно где: Vi+i, Vt - скорость транспортного средства в конце и в начале участка, соответственно, м/с; Ай- время движения на данном участке, с. Путь проходимый транспортным средством при движении на данном участке
