Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Анализ способов улучшения технико-экономических показателей дизельных двигателей 12
1.1. Улучшение работы двигателя за счет наддува 12
1.1.1. Анализ существующих способов наддува 13
1.1.2 Анализ двухступенчатого наддува 15
1.2. Анализ способов охлаждения наддувочного воздуха 18
1.2.1. Системы охлаждения наддувочного воздуха 19
1.2.2. Системы охлаждения наддувочного воздуха типа «воздух-воздух» 20
1.2.3. Системы ОНВ с промежуточным теплоносителем 28
1.2.4. Комбинированная система охлаждения 31
1.3. Анализ существующих конструкций впуска воздуха 32
1.3.1. Анализ завихрения в цилиндре путем ввода дополнительного воздуха 36
1.4 Анализ создаваемой конструкции 38
Выводы 39
Задачи исследования 40
Глава 2. Теоретический анализ параметров рабочего цикла дизеля с газотурбинным наддувом 41
2.1 Расчет параметров системы турбокомпрессора 41
2.2. Расчет промежуточного холодильника 44
2.3. Влияние охлаждения наддувочного воздуха на работу двигателя 48
2.4. Влияние давления и температуры воздуха на мощность двигателя 52
2.5. Влияние подогрева воздуха в процессе наполнения 56
2.6. Теоретический анализ процесса наполнения двигателя с дополнительным завихрением заряда 60
2.6.1. Определение параметров дополнительного воздуха 60
2.6.2. Математическое исследование влияния дополнительного воздуха на процесс наполнения 65
2.6.3. Влияние дополнительного завихрения заряда на процесс наполнения 71
Выводы 81
Глава 3. Методика и программа экспериментальных исследований 82
3.1. Методика лабораторных исследований двигателя 82
3.1.1. Цель исследования 82
3.1.2. Объект исследования 82
3.2. Конструктивная особенность дизельного двигателя с охлаждением наддувочного и дополнительного воздуха подаваемого в цилиндр 87
3.3. Методика исследований на стенде 89
3.3.1. Порядок проведения испытаний 89
3.3.2. Программа исследования 89
3.3.3. Приборы и оборудование, используемые при исследовании двигателя 93
3.4. Определение переводного коэффициента тахометра расхода воздуха 97
3.5. Оценка погрешности измерений 102
Глава 4. Результаты исследования двигателя 107
4.1. Результаты стендовых исследований экспериментального двигателя 107
4.2. Снятие и обработка характеристик дизеля 109
4.3. Результаты теплового исследования дизельного двигателя 121
4.4. Результаты опытов на токсичность 124
4.5. Сравнительный анализ теоретических и опытных результатов 125
4.6. Рекомендации по внедрению результатов исследования 126
Выводы 128
Глава 5. Экономическое обоснование конструкции двигателя Д-21А с охлаждением наддувочного и дополнительного воздуха 129
Общие выводы 132
Используемая литература
- Анализ способов охлаждения наддувочного воздуха
- Анализ завихрения в цилиндре путем ввода дополнительного воздуха
- Влияние охлаждения наддувочного воздуха на работу двигателя
- Конструктивная особенность дизельного двигателя с охлаждением наддувочного и дополнительного воздуха подаваемого в цилиндр
Введение к работе
Автомобильные двигатели внутреннего сгорания (ДВС) являются наиболее распространенным видом двигателей. Их суммарная мощность превышает мощность всех других видов двигателей. Потребление топлива и выброс токсичных продуктов неполного сгорания автомобилями исчисляется многими десятками миллионов тонн. Экономика автомобильного транспорта, здоровье людей в большой мере зависят от совершенства двигателей. Поэтому к ним предъявляют все более жесткие требования, которые удается выполнять благодаря росту научно-технического прогресса.
Среди различных требований к автомобильным ДВС важнейшими являются: достижение высокой топливной экономичности и удовлетворение растущих экологических требований; рост надежности, компактности; снижение материалоемкости, массы, трудоемкости изготовления и эксплуатации. Эти требования могут быть выполнены при применении наддува как средства комг плексного совершенствования показателей двигателей.
Серийное производство автомобильных двигателей с наддувом началось еще в конце 30-х годов. В тот период они оборудовались приводными нагнетателями как объемными типа Рут, так и центробежными. Сфера их использования ограничивалась применением на автомобилях с повышенными динамическими качествами, предназначенными для узкого круга потребителей, а также двухтактными дизелями автомобильного типа, где наддув осуществляется в завершающей стадии газообмена, после продувки. Небольшими сериями выпускались четырехтактные двигатели с нагнетателями Рут для большегрузных автомобилей.
Благодаря повышению эффективности и надежности турбокомпрессоров широкое распространение получили двигатели не только с низким и средним, но и затем с высоким наддувом, стали применяться системы охлаждения наддувочного воздуха, развернулось их серийное производство. Были
реализованы положительные дополнительные качества двигателей с турбонаддувом, такие, как улучшение скоростных характеристик, выражающихся в росте запаса крутящего момента, и в смещении максимума крутящего момента в диапазон пониженных частот вращения коленчатого вала. Интенсивно уменьшилось отставание двигателей с турбонаддувом по приемистости от обычных без наддува.
В настоящее .время стало технически и экономически оправдано применение турбонаддува для дизельных двигателей, устанавливаемых на автомобилях и тракторах всех категорий, включая легковые. На базе достижений в областях конструирования и производства компрессоров и наряду с этим микропроцессорной техникой создали условия для наддува на двигателях с принудительным воспламенением, массового применения автомобильных дизелей с турбонаддувом. Однако степень форсирования ограничивается тепловой напряженностью деталей двигателя и механическими нагрузками на них, поэтому с ростом давления наддува становится, все более актуальна задача охлаждения наддувочного воздуха.
Промежуточное охлаждение позволяет существенно увеличить мощность и снизить теплонапряженность деталей дизелей, повысить удельную топливную экономичность. При высоких давлениях наддува снижение температуры воздуха после компрессоров становится неизбежным.
В целом освоение высокого наддува в сочетании с промежуточным охлаждением можно считать важнейшим направлением повышения мощности, увеличения ресурса двигателей, а также снижения их удельной стоимости и металлоемкости.
Помимо увеличения мощности и совершенствования рабочих процессов двигателя можно отметить взаимосвязь между процессами наполнения, топли-воподачи и смесеобразования в камере сгорания.
Одним из путей улучшения показателей рабочего процесса двигателей является завихрение заряда.
В литературе известны различные способы завихрения заряда: установка во впускной трубе завихрителей, ширм на тарелке впускного клапана, подача в цилиндр дополнительного воздуха [16, 17, 102, 104].
Известное ранее устройство, основанное на дополнительном завихрении заряда в конце наполнения и начале сжатия, имеет ряд преимуществ перед другими. Этот способ не только увеличивает коэффициент наполнения, но и придает дополнительную скорость воздушному вихревому заряду.
Диссертационная работа посвящена исследованию возможностей повыше-ния технико-экономических параметров дизельного двигателя с турбонаддувом и охлаждением наддувочного воздуха и с дополнительным завихрением заряда.
В настоящей работе, в качестве первого этапа решения задачи по созданию
высокоэффективного дизеля с использованием комплекса методов применимо
улучшение наполнения и смесеобразования за счет охлаждения основного и
дополнительного зарядов.
\ Работа является составной частью научных направлений Казанского госу-
дарственного аграрного университета «Улучшение эксплуатационных показателей автотракторных двигателей путем повышения турбулизации заряда дополнительной подачей воздуха в цилиндры». Номер государственной регистрации - 0187.0043352.
Эксперименты включали исследования опытного двигателя по скоростным, нагрузочным, регулировочным и другим характеристикам с охлаждением основного и дополнительного зарядов по сравнению без охлаждения основного и дополнительного зарядов и стандартного.
Анализ результатов экспериментов показал значительное преимущество опытного двигателя с охлаждением основного и дополнительного зарядов по сравнению того же двигателя, но без системы охлаждения.
Достоверность исследования подтверждена положительными результатами испытания двигателя Д-21А с охлаждением основного и дополнительного воздуха, который в течение одного года показал высокие технико-экономические
показатели, а также использованием современной измерительной быстродействующей аппаратурой.
Основные результаты научных исследований диссертации публиковались и докладывались: на 13-ой и 17-ой научно-практической конференциях вузов Поволжья и Предуралья, 2003 и 2006 года Г.Н.Новгород; на 3-ей, 4-ой и 5-ой международной научно-практической конференциях «Автомобиль и техносфера», 2003, 2005, 2007 года г. Казань; на ежегодных итоговых научных конференциях КГСХА 2001-2005 год.
Научная новизна. В диссертационной работе представлено научное обоснование технических решений, направленных на использование в дизельных двигателях совершенствованного рабочего процесса, за счет охлаждения основного наддувочного и дополнительного воздуха в конце наполнения и начале сжатия, а также комплекса методов, сочетающих в себе улучшение коэффициента наполнения и дополнительного завихрения заряда. Разработаны:
новая схема подачи охлажденного основного наддувочного и дополнительного воздуха в нижнюю часть цилиндра после турбокомпрессора для дизельного двигателя;
система создающая завихрение заряда за счет подачи его в нижнюю часть цилиндра в конце наполнения и начале сжатия и увеличивающая коэффициент наполнения при охлаждении в холодильнике основного и дополнительного заряда;
математическая модель с охлаждением дополнительного воздуха после турбокомпрессора;
Получены:
- новые результаты расчетно-теоретических исследований характеристик
рабочего цикла при охлаждении основного и дополнительного наддувочного
воздуха;
- количественные и качественные характеристики и уточненные законо-
мерности изменения технико-экономических показателей при функционировании модернизированного дизеля за счет охлаждения воздуха.
На защиту выносятся:
- усовершенствованная система смесеобразования и наполнения в цилиндре
при охлаждении наддувочного воздуха для основного и дополнительного заря
да после турбокомпрессора путем подачи воздуха в нижнюю часть цилиндра в
конце наполнения и начале сжатия;
- количественные соотношения и расчетные формулы, используемые для
установления связи между коэффициентом наполнения и охлаждением ос
новного и дополнительного заряда влияющего на смесеобразование и технико-
экономические показатели дизельного двигателя;
- результаты расчетно-теоретических и экспериментальных исследований влияющие на технико-экономические и мощностные показатели модернизированного двигателя, оснащенного дополнительной системой охлаждения и подачей дополнительного воздуха в нижнюю часть цилиндра.
Анализ способов охлаждения наддувочного воздуха
Существует несколько способов охлаждения наддувочного воздуха: - в охладителях рекуперативного типа; - за счет испарения воды, впрыскиваемой в наддувочный воздух; - в водо-контактных охладителях; - комбинированный способ, заключающийся в последовательном охлаждении наддувочного воздуха в охладителе и турбодетандере или любой другой расширительной машине.
Во всех перечисленных способах на тракторных и автомобильных дизелях наддувочный воздух охлаждается в рекуперативных охладителях. В подавляющем большинстве охладители наддувочного воздуха выполняются по однохо-довой перекрестно-точной схеме, поскольку такая конструкция обеспечивает наибольшую простоту конструкции.
Рекуперативные охладители наддувочного воздуха располагаются между компрессором и впускным коллектором. В качестве охлаждающих теплоносителей используются либо атмосферный воздух, либо жидкость. Эти холодильники просты по конструкции и несложны в обслуживании и уходе.
Остальные способы охлаждения по тем или иным причинам не получили до настоящего времени практического применения.
Так, например, впрыск воды в наддувочный воздух приводит к коррозии деталей цилиндропоршневой группы. Кроме этого, необходимо иметь специальный насос для впрыска воды, дозатор, регулирующий количество подаваемой жидкости в зависимости от давления и расхода воздуха, и дополнительную емкость с водой [34, 50, 108, 110].
Для охлаждения наддувочного воздуха в водо-контактных теплообменниках необходим дополнительный радиатор для охлаждения воды и насос, обеспечивающий циркуляцию воды в охлаждающем контуре. Такая система имеет низкую эффективность и не исключает возможность попадания воды в камеру сгорания и, следовательно, появление коррозии деталей двигателя [7, 95].
Комбинированный способ охлаждения наддувочного воздуха в значительной степени зависит от КПД турбо детандера. При современных значениях КПД турбомашин такая система требует больших мощностей на процесс охлаждения и поэтому практически не нашла применения, за исключением стационарных двигателей фирмы «Купер-Бессемер». Эта фирма осуществляет глубокое охлаждение наддувочного воздуха первоначально в рекуперативном охладителе, а затем в расширительной машине-турбодетандере [117].
Предлагавшийся в свое время способ охлаждения наддувочного воздуха в рабочем объеме цилиндров двигателя за счет раннего закрытия впускных клапанов не получил распространения вследствие ухудшения как показателей рабочего процесса, так и габаритно-массовых показателей двигателей [108].
Анализ современного состояния развития систем воздухоснабжения двигателей показывает, что практически единственным и экономически оправданным способом охлаждения наддувочного воздуха в тракторных и автомобильных дизелей является его охлаждения в рекуперативных теплообменниках-охладителях [5, 7, 9, 19, 54, 65, 66, 118].
Системы охлаждения наддувочного воздуха с рекуперативными теплообменниками подразделяются на следующие группы:
1. Системы с непосредственным теплообменом между потоками наддувочного и атмосферного воздуха, так называемые системы охлаждения наддувочного воздуха типа «воздух-воздух».
2. Системы с промежуточным теплоносителем, которые характеризуются наличием двух теплообменников - тепловоспринимающего и теплорассеиваю-щего. Теплообменники объединены общим циркуляционным контуром с промежуточным теплоносителем - охлаждающей жидкостью.
3. Комбинированная система, состоящая из системы «воздух-воздух» и системы с промежуточным теплоносителем.
Система характеризуется глубоким охлаждением наддувочного воздуха, сравнительно проста по конструкции, не требует существенных изменений системы охлаждения двигателя; охладитель расположен автономно при наличии самостоятельного вентилятора охлаждения. К эксплуатационным преимуществам относятся простота обслуживания и отсутствия опасности размораживания системы в зимнее время года.
Эта система состоит из рекуперативного теплообменника, трубопроводов и вентилятора. Конструктивное исполнение таких систем может быть самым разнообразным, что зависит в первую очередь от места в моторной установке, где размещается теплообменник, и способа привода вентилятора.
В тракторных и автомобильных двигателях водяного охлаждения теплообменник системы ОНВ часто размещают перед водяным радиатором системы охлаждения двигателя (рис. 1.3). В этом случае для прокачки атмосферного воздуха используется вентилятор системы охлаждения двигателя. По такой схеме выполняются системы ОНВ отечественных двигателей: СМД-19/20, СМД-21/22, СМД-72, Д-260ТН, КАМАЗ 740.50, а также некоторые зарубежные фирмы - Т63543 «Перкинс» (Англия) [13, 14, 63, 74, 78 , 81].
Теплообменники систем ОНВ «воздух-воздух», устанавливаемые перед водяными радиаторами, отличаются большой площадью фронтальной поверхности охлаждающего потока при малой глубине каналов. Как известно, вентиляторы двигателей водяного охлаждения дают большие расходы воздуха, поэтому объем, а, следовательно, и масса теплообменников ОНВ в этом случае при рационально подобранных поверхностях теплообмена оказываются небольшими. Кроме этого, ввиду большой производительности вентилятора по вышение температуры охлаждающего воздуха при прохождении через охладитель незначительно 2...4С. Такое увеличение температуры не оказывает влияния на систему охлаждения двигателя. Главным конструктивным преимуществом системы ОНВ с установкой теплообменника перед радиатором двигателя является малый объем воздухо-воздушного теплообменника и простой способ подачи охлаждающего воздуха основным вентилятором. Недостатком таких систем ОНВ является большая протяженность трассы подачи наддувочного воздуха и, следовательно, относительно большое гидравлическое сопротивление. В системах ОНВ двигателей водяного охлаждения с использованием вентилятора двигателя может быть достигнуто глубокое охлаждение наддувочного воздуха [124].
Анализ завихрения в цилиндре путем ввода дополнительного воздуха
Общее стремление к существенному повышению агрегатной мощности двигателей приводит к необходимости принудительного увеличения массового заряда цилиндров воздухом посредством наддува. Степень повышения мощности двигателя при наддуве можно оценить по, так называемой, степени наддува Я„, представляющей собой отношение среднего эффективного давления (мощности) двигателя при наддуве к среднему эффективному давлению двигателя без наддува [18, 32, 33]. р N Я« = — = -# (2-І)
Принимаем коэффициент избытка воздуха при сгорании топлива а= 1,8, коэффициент продувки р= 1,18, среднее эффективное давление рабочего цикла дизеля без наддува ре = 0,62 МПа. С учетом повышенной быстроходности дизеля статическое давление наддува ориентировочно составит Рк Ро+ (0,8 1,3)(4, -1). (2.2) Требуемый для работы дизеля расход воздуха при теоретически необходимом для сгорания топлива количество воздуха L0 14,3 кг воздуха/кг топлива G" = юоо-3600 кг,с- (2-3) Количество отработавших (выпускных) газов с учетом расхода воздуха G=G V. Л , кг/с. (2.4) Центробежные компрессоры для наддува дизелей применяются одноступенчатые, обычно - с колесами полуоткрытого типа и радиальными лопатками. Основные параметры ступени. 1. Полное давление МПа в сечении а - а (рис.2.1) Р а=Рй- АРес , где Арвс - потери в воздушном фильтре; обычно Арвс = 0,02.. .0,05 МПа. 2. Статическое давление на выходе из компрессора МПа Р к =РК+АРК, где Арк - потери во впускном трубопроводе двигателя; обычно Арк = 0,01...0,02 МПа, при наличии воздушного охладителя после нагнетателя - до 0,05 МПа. 3. По эмпирической формуле ориентировочно окружная скорость рабочего колеса м/с Для расчета холодильника предварительно выбирают тип охлаждающих поверхностей и их основные параметры. Окончательно определяют параметры холодильника итерацией на основании результатов предварительного расчета. Определим коэффициент теплопередачи. Средние температуры (К) наддувочного и охлаждающего воздуха Тяер={Тк+Тж)12 (2.9) Т0,СР=Т,+М0Х12, (2.10) где Ts — температура (К) наддувочного воздуха на выходе из холодильника. Перепад температур воздуха в холодильнике (охлаждающего) А/ох принимается ориентировочно равным 4...6 С, а затем уточняется. Эквивалентные диаметры (м) трубки наддувочного воздуха и канала охлаждающего воздуха ,=4/ .,//7 (2.17) =4/_о,//7аг, (2.18) гдеZ.c.s и ж.е.ох - живое сечение трубки для прохода наддувочного воздуха и ка-нала для прохода охлаждающего воздуха (м ); П5 и 77ох — периметры внутреннего контура трубки и контура канала охлаждающего воздуха. Число Рейнольдса для наддувочного и охлаждающего воздуха Re,=fiy/M/vi;
Число Нуссельта для наддувочного и охлаждающего воздуха Nuox = 0,165Re058 - при коридорном расположении трубок; Nuox = 0,37Re060 - при шахматном расположении трубок. Коэффициенты теплопередачи [кДж/(м -ч-К)] для наддувочного и охлаждающего воздуха
Определяем площадь поверхности охлаждения. Количество теплоты (кДж/ч), отводимой от наддувочного воздуха в холодильнике, Q = 3600GecpAts. (2.20) А?... = (2.21) Перепад температур (К) охлаждающего воздуха Q 3600аохРжсохРохср Если перепад температур охлаждающего воздуха отличается от принятого ранее, то его необходимо уточнить итерацией. Найдем потери давления наддувочного воздуха AP.s = Р,сР (#X + &2 + Х + Ж + 4sl) /(2g), (2.22) гДе 1...5 и CL I...5 - коэффициенты потерь и скорости; i и ю, - на выходе воздуха из подводящего трубопровода в бачок холодильника (внезапное расширение); & и со2 - на входе из бачка в трубы (внезапное сужение); (зиш3- при движении воздуха в трубах; & и G 4 - при выходе воздуха из труб в бачок (внезапное расширение); и со5 — при выходе воздуха из бачка в трубопровод (внезапное сужение). По справочнику [1, 46, 55, 56, 59, 108] коэффициенты потерь на входе в прямую трубу =0,5; на выходе из трубы в ресивер большего объема = 1,0; при движении воздуха в гладких трубах = XIID, где / и D — длина и внутренний диаметр трубы (приRe [04X = 0,03). Потеря давления (МПа) охлаждающего воздуха АР« = «/W /(2 ), (2-23) где Сох = 2,5. Мощности (кВт), расходуемые на перемещение наддувочного и охлаждающего воздуха, Ns=—-7Г— ; (2.24) Ps,P75?Lad лг Ge(TKs)APox N = Л 75 (2 25) oxroxcp Ч вент где 7пснт - КПД вентилятора. Для расчета принято: температура наддувочного воздуха после холодильника Гь = 333 К; Температура окружающей среды Т0 = 293 К; перепад температур охлаждающего воздуха Агох = 4 К; скорость воздуха в трубопроводах Шгр = 35 м/с; наибольшая допустимая потеря давления наддувочного воздуха в холодильнике Aps = 0,05 МПа.
Зависимость давления наддува и температуры наддувочного воздуха от среднего эффективного давления может быть определена следующим образом: количество воздуха GB, необходимое для получения заданной мощности двигателя, определяется уравнением Ю-3 Negea\4,4 - = 3600 2-2б где ge - удельный расход топлива; а — коэффициент избытка воздуха; JVe — мощность двигателя. В то же время расход воздуха может быть выражен через плотность воздуха рк на входе в двигатель Pjhndei]v 10М200 G yк де Iv / л Т7 \ « = , з л п {2.21) где рк— плотность воздуха; Vh — рабочий объем двигателя; r\v - коэффициент наполнения; иЛВ - частота вращения двигателя. Мощность двигателя Ne N Ре-Ун-Пд 900 v Решая уравнение (2.26, 2.27, 2.28) относительно рк, получим зависимость Рк = -, (2.29) Р =-Т1Г (2-3) где R — газовая постоянная; Тк — температура наддувочного воздуха; рк =10- -0,4-Pege—THR. (2.31) В случае охлаждения наддувочного воздуха pK=W- -OA-pege—T,R + AP,t (2.32) где Ts — температура наддувочного воздуха после холодильника; АРЬ - потеря давления в холодильнике наддувочного воздуха; Тк - определяется из следующего уравнения: к-1 ТК=Т0+- - , (2.33) пк где цк — КПД компрессора.
На рис.2.3 приведены зависимости давления наддува и температуры наддувочного воздуха от среднего эффективного давления, определенные по приведенным уравнениям при трех значениях КПД компрессора rjK - 0,65; г]к = 0,7; и г;к = 0,75 и ge = 240 г/кВт-ч, при r\v — 0,95 и а — 1,8 без ОНВ и с охлаждением Ts до 333 и 353 К, при температуре окружающего воздуха 293К.
Из рис.2.3 видно, что при КПД компрессора 0,70 без охлаждения наддувочного воздуха при Ре = 1,0 МПа давление наддува должно быть Рк = 0,223 МПа, а при Ре = 1,2 МПа, Рк = 0,275 МПа. В случае охлаждения наддувочного воздуха до Г8 = 333 К требуемое давление наддува при Ре = 1,0 МПа снижается до .Рк = 0,182 МПа, а при Рс = 1,2 МПа до Рк = 0,22 МПа, что на 12,5% ниже.
Охлаждение наддувочного воздуха приводит к увеличению пределов форсирования и снижению удельного расхода топлива, а также температуры отработавших газов. Это видно по нагрузочной характеристике двигателя Д-21А (и = 1800 мин1) без охлаждения и с охлаждением наддувочного воздуха, приведенной на рис.2.4. Например, в диапазоне нагрузок Ра от 0,5 до 1,2 МПа gc снижается на 3,5...5,0 г/кВт-ч. Одновременно с уменьшением расхода топлива
Влияние охлаждения наддувочного воздуха на работу двигателя
Процесс впуска следует за процессом выпуска, в течение которого из цилиндра удаляются продукты сгорания.
Однако полной очистки цилиндров от продуктов сгорания быть не может, так как из цилиндра удаляются только газы, которые выталкиваются поднимающимся поршнем. Вся камера сгорания остается заполненной продуктами сгорания, от предыдущего цикла и поэтому эти газы называются остаточными газами, которые характеризуются коэффициентами остаточных газов у.
По химическому составу остаточные газы ничем не отличаются от продуктов сгорания, и могут содержать С02, Н20, СО и Oi Давление Рг остаточных газов превышает атмосферное и равно 1,05...1,25 кг/см" (0,1 ...0,125 МПа). Температура этих газов Тгв основном зависит от количества теплоты, выделяющейся в процессе сгорания, степени сжатия є двигателя, состава смеси а, на которой он работает, и других факторов [64].
Для дизельных двигателей температура отработавших газов ТР = 600...800 С. Эта температура значительно превышает температуру воспламенения топливно-воздушной смеси, однако, несмотря на это, самовоспламенение топлива в камере сгорания в процессе впрыска топлива не происходит. Это объясняется тем, что в начале впуска свежего воздуха, концентрация которого в массе остаточных газов мала, а время подогрева воздуха в цилиндре крайне ограничено.
В конце впуска температура смеси воздуха с остатками газа и заряда, заключенных в цилиндре, как показывают опыты многих исследователей, не превышает 350.. .400 К.
Изменение температуры заряда в цилиндре во время впуска, полученная расчетным путем, показана на рис. 2.8.
Воздух, поступивший в цилиндры двигателя, кроме подогрева о горячие детали получает значительное количество теплоты от горячих остаточных газов. Ориентировочно можно считать, что остаточные газы в количестве 1% нагревают воздух на 8... 10 С [10, 11, 58]. В самом начале процесса пуска давление остаточных газов, имеющие температуру Тп понижается, до давления впуска Ра, меньшего, чем атмосферное (рис. 2.9). Одновременно с этим происходит интенсивный теплообмен со стенками. В результате расширения и теплообмена температура остаточных газов понижа-ется с Тг до Tr , а объем их увеличивается от Vr до Vr .
Далее, в процессе впуска горячие остаточные газы перемешиваются с более холодным воздухом, образуя так называемый рабочий заряд, и отдают ему часть своей теплоты, в результате чего в конце процесса впуска в цилиндре двигателя устанавливается температура Та. Процесс впуска
Для определения температуры Та используем уравнение баланса теплоты, отдаваемой остаточными газами и воспринимаемой введенным в цилиндры дизеля воздуха Go Со КГ с, ToJ GrCr v7 V TJ, где G0 - масса заряда (воздуха), поступившего в цилиндр в процессе впуска, в кг; Со и Сг - теплоемкости соответственно воздуха и остаточных газов, в Дж/кг -град; Та — температура рабочего заряда в конце процесса впуска, в К; Т0 — температура заряда, охладившегося вследствии нагрева о горячие детали двигателя, в К; Gr - масса остаточных газов, в кг; Тг - температура остаточных газов, расширившихся от давления выпуска до давления впуска, в К.
Отношение массы Gr остаточных газов к массе G0 поступившего воздуха называется коэффициентом остаточных газов: G Отношения теплоємкостей —f обозначим через щ когда после подстано Go вок получим та - то = w\[r, -Та), откуда Tl+yif/T, Т„ (2.44) Х + уу/
Полагая на основании известных термодинамических соотношений, что линия расширения остаточных газов г г (рис.2.9) является политропной, определяем температуру остаточных газов, расширившихся от давления выпуска Рг до давления впуска Ра: Т Ґ г.\ \PrJ m-\ (2.45) где m - показатель политропы расширения остаточных газов, приближенно равный 1,38 [53]. Температура воздуха, поступившего в цилиндр двигателя Т1 - Т + А/ где At — температура подогрева воздуха о горячие детали двигателя.
Отношение теплоємкостей продуктов сгорания и воздушного заряда в значительной степени определяется составом горючей смеси, на которой работает двигатель, а также коэффициентом избытка воздуха [102].
Конструктивная особенность дизельного двигателя с охлаждением наддувочного и дополнительного воздуха подаваемого в цилиндр
Основное содержание заключалось в разработке нового более совершенного принципа работы дизеля с дополнительным завихрением заряда, за счет ввода в цилиндры охлажденного дополнительного воздуха в процессе впуска свежего заряда. Главной задачей экспериментальных исследований было доказательство их преимущества перед существующими стандартными дизелями, работающими без дополнительного охлажденного завихрения заряда.
В экспериментальных исследованиях необходимо было: 1. исследовать и опытным путем подтвердить теоретические положения и расчетные данные для дизеля с подачей в цилиндры дополнительного охлажденного воздуха; 2. определить требования к пределу качественного и количественного охлаждения заряда, удовлетворяющие условиям экономичной, устойчивой и надежной работы дизеля; 3. исследовать степень чистоты выхлопных газов в отношении содержания СО, СИ и дымности.
Основными характеристиками, по которым судили о технико экономических показателях дизеля, явились скоростная характеристика, характеристика по нагрузке и регуляторная.
Снятие скоростной характеристики является определение эффективной мощности, крутящего момента, часового и удельного расхода топлива в зависимости от частоты вращения коленчатого вала двигателя: Ne, Мкр, GT, g, = ер (п). При снятии скоростной характеристики дизельного двигателя было обращено на внешнюю характеристику и предел дымления.
Характеристики снимались следующим образом. В начале, при номинальной частоте вращения, рычаг управления топливного насоса закрепляли в положении близкому к началу дымления. Угол начала подачи, топлива (по рекомендации завода изготовителя) сохраняли постоянным во время всего испытания (22...24 до ВМТ).
Положение рычага управления насоса и оптимальный угол начала впрыска топлива, при которых проводились испытания, определяли из ранее снятых регулировочных характеристик данного двигателя. Давление начала впрыска форсунками устанавливали по данным, рекомендуемым заводом - изготовителем. Требуемую частоту вращения коленчатого вала дизеля во время проведения испытаний устанавливали, регулируя тормозную нагрузку.
Первый этап проводили при наибольшей нагрузке (примерно 85%) и пониженной частоте вращения коленчатого вала 1000 мин 1, которая обеспечивала устойчивую работу дизеля. Опыты проводили через 3...5 мин после установления скоростного режима.
Во время опыта замеряли: тормозной момент; частоту вращения вала; расход топлива за опыт; продолжительность опыта; расход основного и дополнительного воздуха; температуру: цилиндра, воздуха, масла в картере, отработавших газов; содержание СО, СИ и дымность.
По опытным данным подсчитывали эффективную мощность, крутящий момент, часовой и удельный расход топлива, часовой расход основного и до полнительного воздуха и коэффициент избытка воздуха. Результаты опытов и расчетов записывали в протокол испытаний.
Затем был проведен второй опыт. Во втором опыте, постепенно уменьшая нагрузку тормоза, увеличивали частоту вращения коленчатого вала на 200 мин"1 по сравнению с той, какая была при первом опыте.
Через 3...5 мин после того, как установился устойчивый заданный скоростной и температурный режим, измеряли, подсчитывали и записывали в протокол испытаний те же величины, что и в первом опыте.
Третий и последующие опыты (всего 8 опытов) выполняли аналогичным образом, уменьшая нагрузку тормоза и увеличивая тем самым частоту вращения коленчатого вала дизеля, каждый раз примерно на одинаковую величину. В зоне максимальных значений эффективной мощности интервал частоты вращения был уменьшен до 100 мин .
В последнем опыте (в 8-ом) двигатель работал с наименьшей нагрузкой, а. частота вращения коленчатого вала на 100... 150 мин составляла больше номинальной.
По окончании последнего опыта постепенно повышали нагрузку тормоза и вели испытания в обратном порядке (до минимально устойчивой частоты вращения).
Нагрузочные характеристики дизеля способствовали выявлению зависимостей ряда характерных показателей двигателя часового и удельного расхода топлива, часового основного и дополнительного расхода воздуха, эффективного и механического КПД и др. от нагрузки двигателя, которая выражалась эффективной мощностью или средним эффективным давлением. GT, ge , п, Мкр = (р (Ne) или GT, ge , п, Ne, Мкр = р («) - регуляторная характеристика. Перед началом испытаний проверили соединение рычага регулятора с тягой рычага топливного насоса.
Регуляторную характеристику снимали в режиме холостого хода и закан чивали в области перегрузки. Всего проведено 12 опытов, из них 6 - на регуля-торной ветви. Частота вращения устанавливалась регулятором, нагрузку двигателя изменяли тормозом. Прежде чем начать опыты, двигатель прогревали до нормального теплового состояния.
Затем провели первый опыт в режиме холостого хода, замерили частоту вращения, расход топлива за опыт, продолжительность опыта и температуру цилиндра, масла в картере и отработавших газов. После подсчитывали эффективную мощность, крутящий момент, часовой и удельный расход топлива.
Третий и последующие опыты выполняли при нагрузках, соответствующих NeH, 0,5 NeH и 0,75 Neu.
Из-за большой практической сложности определение опытным путем индикаторной мощности (TV,) двигателя и, следовательно, его индикаторного КПД (/7,) и мощности трения (NT), в особенности многоцилиндрового двигателя, -дело довольно трудное. Поэтому во время опытов к полученной эффективной мощности (TVe), полученной на стенде в процессе торможения двигателя, прибавили на различных частота вращения мощность трения, которую нашли методом прокручивания коленчатого вала двигателя при тех же условиях работы.
Работу трения методом прокручивания определяли следующим образом.
Двигателю вначале дали поработать под нагрузкой, до получения рабочих температур цилиндра, масла. По достижении этих температур (соответственно 85...95 С и 100...110 С), во избежании попадания топлива в цилиндр двигателя и разжижения смазки, перекрывали топливный кран и немедленно, после остановки вала двигателя прокручивали балансирной машиной, включенной в сеть как электродвигатель.
