Vikupautomsk.ru

Выкуп Авто МСК
1 просмотров
Рейтинг статьи
1 звезда2 звезды3 звезды4 звезды5 звезд
Загрузка...

Что такое пкв в двигателе внутреннего сгорания

Продолжение…🖤🖤🖤

Циклы работы поршневых ДВС

Поршневые двигатели внутреннего сгорания классифицируются по количеству тактов в рабочем цикле на двухтактные и четырёхтактные.

Рабочий цикл четырёхтактных двигателей внутреннего сгорания занимает два полных оборота кривошипа или 720 градусов поворота коленчатого вала (ПКВ), состоящий из четырёх отдельных тактов:

— впуска,
— сжатия заряда,
— рабочего хода и
— выпуска (выхлопа).

Изменение рабочих тактов обеспечивается специальным газораспределительным механизмом, чаще всего он представлен одним или двумя распределительными валами, системой толкателей и клапанами, непосредственно обеспечивающими смену фазы.
Некоторые двигатели внутреннего сгорания использовали для этой цели золотниковые гильзы (Рикардо), имеющие впускные и/или выхлопные окна.
Сообщение полости цилиндра с коллекторами в этом случае обеспечивалось радиальным и вращательным движениями золотниковой гильзы, окнами открывающей нужный канал.

Ввиду особенностей газодинамики — инерционности газов, времени возникновения газового ветра такты впуска, рабочего хода и выпуска в реальном четырёхтактном цикле перекрываются, это называется перекрытием фаз газораспределения.
Чем выше рабочие обороты двигателя, тем больше перекрытие фаз и чем оно больше, тем меньше крутящий момент двигателя внутреннего сгорания на низких оборотах.
Поэтому в современных двигателях внутреннего сгорания всё шире используются устройства, позволяющие изменять фазы газораспределения в процессе работы. Особенно пригодны для этой цели двигатели с электромагнитным управлением клапанами (BMW, Mazda). Имеются также двигатели с переменной степенью сжатия (SAAB AB), обладающие большей гибкостью характеристики.

Двухтактные двигатели имеют множество вариантов компоновки и большое разнообразие конструктивных систем. Основной принцип любого двухтактного двигателя — исполнение поршнем функций элемента газораспределения. Рабочий цикл складывается, строго говоря, из трёх тактов: рабочего хода, длящегося от верхней мёртвой точки (ВМТ) до 20—30 градусов до нижней мёртвой точки (НМТ), продувки, фактически совмещающей впуск и выхлоп, и сжатия, длящегося от 20—30 градусов после НМТ до ВМТ.

Продувка, с точки зрения газодинамики, слабое звено двухтактного цикла. С одной стороны, невозможно обеспечить полное разделение свежего заряда и выхлопных газов, поэтому неизбежны либо потери свежей смеси, буквально вылетающей в выхлопную трубу (если двигатель внутреннего сгорания — дизель, речь идёт о потере воздуха), с другой стороны, рабочий ход длится не половину оборота, а меньше, что само по себе снижает КПД.
В то же время длительность чрезвычайно важного процесса газообмена, в четырёхтактном двигателе занимающего половину рабочего цикла, не может быть увеличена.

Двухтактные двигатели могут вообще не иметь системы газораспределения.

Однако, если речь не идёт об упрощённых дешёвых двигателях, двухтактный двигатель сложнее и дороже за счёт обязательного применения воздуходувки или системы наддува, повышенная теплонапряжённость ЦПГ требует более дорогих материалов для поршней, колец, втулок цилиндров. Исполнение поршнем функций элемента газораспределения обязывает иметь его высоту не менее ход поршня + высота продувочных окон, что некритично в мопеде, но существенно утяжеляет поршень уже при относительно небольших мощностях.
Когда же мощность измеряется сотнями лошадиных сил, увеличение массы поршня становится очень серьёзным фактором.

Введение распределительных гильз с вертикальным ходом в двигателях Рикардо было попыткой сделать возможным уменьшение габаритов и массы поршня. Система оказалась сложной и дорогой в исполнении, кроме авиации, такие двигатели нигде больше не использовались. Выхлопные клапаны (при прямоточной клапанной продувке) имеют вдвое большую теплонапряжённость в сравнении с выхлопными клапанами четырёхтактных двигателей и худшие условия для теплоотвода, а их сёдла имеют более длительный прямой контакт с выхлопными газами.

Самой простой с точки зрения порядка работы и самой сложной с точки зрения конструкции является система Корейво, представленная в СССР и в России, в основном, тепловозными дизелями серий Д100 и танковыми дизелями ХЗТМ.
Такой двигатель представляет собой симметричную двухвальную систему с расходящимися поршнями, каждый из которых связан со своим коленвалом. Таким образом, этот двигатель имеет два коленвала, механически синхронизированные; тот, который связан с выхлопными поршнями, опережает впускной на 20—30 градусов. За счёт этого опережения улучшается качество продувки, которая в этом случае является прямоточной, и улучшается наполнение цилиндра, так как в конце продувки выхлопные окна уже закрыты.

В 30х — 40х годах XX века были предложены схемы с парами расходящихся поршней — ромбовидная, треугольная; существовали авиационные дизели с тремя звездообразно расходящимися поршнями, из которых два были впускными и один — выхлопным.
В 20-х годах Юнкерс предложил одновальную систему с длинными шатунами, связанными с пальцами верхних поршней специальными коромыслами; верхний поршень передавал усилия на коленвал парой длинных шатунов, и на один цилиндр приходилось три колена вала. На коромыслах стояли также квадратные поршни продувочных полостей.

Двухтактные двигатели с расходящимися поршнями любой системы имеют, в основном, два недостатка: во-первых, они весьма сложны и габаритны, во-вторых, выхлопные поршни и гильзы в зоне выхлопных окон имеют значительную температурную напряжённость и склонность к перегреву. Кольца выхлопных поршней также являются термически нагруженными, склонны к закоксовыванию и потере упругости. Эти особенности делают конструктивное исполнение таких двигателей нетривиальной задачей.

Двигатели с прямоточной клапанной продувкой оснащены распределительным валом и выхлопными клапанами. Это значительно снижает требования к материалам и исполнению ЦПГ. Впуск осуществляется через окна в гильзе цилиндра, открываемые поршнем. Именно так компонуется большинство современных двухтактных дизелей. Зона окон и гильза в нижней части во многих случаях охлаждаются наддувочным воздухом.

В случаях, когда одним из основных требований к двигателю является его удешевление, используются разные виды кривошипно-камерной контурной оконно-оконной продувки — петлевая, возвратно-петлевая (дефлекторная) в разнообразных модификациях. Для улучшения параметров двигателя применяются разнообразные конструктивные приёмы — изменяемая длина впускного и выхлопного каналов, может варьироваться количество и расположение перепускных каналов, используются золотники, вращающиеся отсекатели газов, гильзы и шторки, изменяющие высоту окон (и, соответственно, моменты начала впуска и выхлопа). Большинство таких двигателей имеет воздушное пассивное охлаждение.
Их недостатки — относительно невысокое качество газообмена и потери горючей смеси при продувке, при наличии нескольких цилиндров секции кривошипных камер приходится разделять и герметизировать, усложняется и удорожается конструкция коленвала.

Что такое пкв в двигателе внутреннего сгорания

Двигатель внутреннего сгорания (ДВС) широко используется в качестве энергетической установки для транспортных средств и в обозримом будущем не уступит свои позиции. Однако коэффициент полезного действия (КПД) ДВС значительно ниже того же электродвигателя [1]. Поэтому повышение КПД рабочего цикла ДВС есть немаловажная задача.

Развитие двигателестроения всегда сопровождалось разработкой вопросов теории рабочего процесса и конструкции двигателей. Еще в 1906 г. наш соотечественник В.И. Гриневецкий предложил методику теплового расчета рабочего цикла, которая легла в основу теории процессов ДВС. Тепловой расчет ДВС до сих пор лежит в основе проектирования и анализа рабочих процессов этих двигателей и позволяет еще на стадии проектирования двигателя прогнозировать целесообразность воплощения в «жизнь» того или иного рабочего цикла, проанализировать действительные циклы существующих ДВС. Так вот, анализ существующих традиционных рабочих циклов ДВС показал, что их модернизация ввиду развития современных технологий становится все менее эффективной. Потому возникает необходимость рассмотреть другие варианты протекания рабочего цикла в ДВС. Сегодня рассматриваются, например, такие варианты: отключение части цилиндров двигателя на режимах малых и частичных нагрузок [2, 3]; ввод воды в цилиндры ДВС; применение нетрадиционных рабочих циклов [4]. Все эти методы далеко не новы, они достаточно хорошо исследованы, но тем не менее представляют интерес.

Рассмотрим некоторые преимущества каждого из представленных вариантов.

Отключение части цилиндров двигателя применяют на режимах малых, частичных нагрузок или холостом ходу, когда от двигателя нет необходимости получать большую мощность. Данный способ повышения эффективности рабочего цикла под собой не подразумевает прямого изменения рабочего цикла, однако позволяет «рабочие» цилиндры двигателя «догрузить» и по скоростной характеристике их эффективную мощность максимально приблизить в область кривой минимального удельного расхода топлива, что повысит эффективность использования теплоты в цилиндрах двигателя. В результате можно добиться экономичности двигателя на 25–30 %, особенно при эксплуатации в городском цикле [5].

Читать еще:  109 лошадиных сил это какой объем двигателя

Ввод воды в цилиндры ДВС в мелкораспыленном состоянии вместе с впускным воздухом позволяет охладить воздух, попадающий в двигатель, и впускной коллектор, что способствует повышению коэффициента наполнения. В то же время, попадая в нагретую до 300–600 °С горячую камеру сгорания маленькие капли воды моментально испаряются, превращаясь в пар, который очищает детали цилиндропоршневой группы. При испарении вода расширяется в 1700 раз от своего объема в жидком виде, что создает дополнительное давление на поршень, которое выражается в повышении крутящего момента двигателя. Более того, вода снижает температуру зоны горения, что дает возможность форсировать ДВС по степени сжатия, уменьшить выделение окислов азота [6].

Применение нетрадиционных рабочих циклов способствует максимальному использованию энергии отработавших газов сгоревшего топлива и повышению КПД двигателя.

В статье предлагается рассмотреть конструкцию дизельно-парового ДВС (рисунок), сочетающего все представленные варианты. В качестве прототипа принята конструкция двигателя Чарльза Данкера [7]. Для простоты рассмотрим двухцилиндровый двигатель, в котором можно реализовать дизельный и дизельно-паровой режимы. На самом деле количество цилиндров может быть различное (4, 6, 8 и т.д.), позволяющее создать пары цилиндров для реализации дизельно-парового режима. Как видно из рисунка, двигатель представляет собой обычный двухцилиндровый ДВС, но имеет клапанный механизм 9, позволяющий переводить двигатель на дизельно-паровой режим работы, и комбинированную форсунку 12, которая обеспечивает подачу либо топлива, либо воды в зависимости от режима работы двигателя.

Дизельно-паровой двигатель внутреннего сгорания: а – дизельный режим; б – дизельно-паровой режим; 1 – коленчатый вал; 2, 16 – шатуны; 3, 14 – цилиндры; 4, 15 – поршни; 5, 11 – впускные клапаны; 6 – впускной коллектор; 7 – форсунка подачи топлива; 8, 13 – выпускные клапаны; 9 – клапанный механизм; 10 – выпускной коллектор; 12 – комбинированная форсунка

Рассмотрим возможные режимы работы дизельно-парового двигателя.

Дизельный режим. В дизельном режиме работа дизельно-парового двигателя ничем не отличается от работы известных четырехтактных дизелей и включает такты впуска, сжатия, сгорания и рабочего хода, выпуска. Подробно работу на данном режиме рассматривать не будем, так как этот традиционный цикл достаточно хорошо известен. Однако отметим, что процессы на данном режиме будут повторяться в каждом цилиндре 3 и 14 через два оборота коленчатого вала, то есть 7200 в последовательности, представленной в табл. 1 и 2

Процессы, протекающие в цилиндрах ДВС в дизельном режиме

НАУКА и ОБРАЗОВАНИЕ

Издатель ФГБОУ ВПО «МГТУ им. Н.Э. Баумана». Эл № ФС 77 — 48211. ISSN 1994-0408

Россия, Новороссийск, ФГБОУ ВПО «Государственный морской университет имени адмирала Ф.Ф. Ушакова»

Введение

Известные методы теоретического и практического анализа и синтеза циклов двигателей внутреннего сгорания (ДВС) базируются исключительно на термодинамических представлениях о цикле. Этим методам посвящено огромное число работ теоретического и практического характера, перечислить которые в рамках статьи не представляется возможным. Достаточно указать на ставшую классической в данной области работу отечественных ученых [1].

Как известно, в теории тепловых двигателей в качестве термодинамического эталона рассматривается цикл Карно. Менее известен в этом качестве регенеративный цикл, например, цикл Стирлинга [2]. В тоже время, когда речь идет о цикле ДВС, и, в частности, о судовых дизелях, эти эталоны практически не рассматриваются, поскольку они весьма далеки по составу и характеру процессов от реального цикла ДВС. B практических расчетах и теоретических исследованиях анализ циклов ДВС ограничен, как правило, вариациями от цикла с изохорным, до цикла с изобарным подводом тепла и их комбинацией, что подробно рассмотрено в той же работе [1] или, например, в работе [3].

Кроме этого, в поршневом двигателе с кривошипно-шатунным механизмом (КШМ) процессы изменения объема цилиндра и давления газов протекают не ступенчато, а плавно в функции угла φ поворота коленчатого вала (ПКВ) двигателя. В итоге это существенно изменяет вид реальных циклов, по сравнению с рассматриваемыми в теории.

В данной работе сделана попытка устранить эти противоречия и предложить цикл, который мог бы использоваться в качестве эталонного цикла ДВС, как альтернативы известным эталонам. Дальнейшее изложение материала статьи базируется на данных, полученных автором на дизелях морских судов. Однако никаких принципиальных ограничений по применению полученных результатов к другим разновидностям ДВС, с традиционной конструкцией КШМ, автор не усматривает.

Метод исследования

Для решения этой задачи, в отличие от традиционных методов, цикл дизеля анализируется автором не в функции объема, а в функции угла ПКВ, с использованием методов гармонического анализа. При рассмотрении цикла двигателя в функции угла ПКВ, как периодически повторяющегося процесса, его развернутая индикаторная диаграмма р(φ) представлена суммой гармоник k с амплитудами Pi max начальными фазами φ i , отсчитываемыми относительно положения верхней мертвой точки, и некоторой постоянной составляющей ро

, (1)

где i =1, 2, 3… — номер гармоники. Частота первой гармоники равна частоте вращения коленчатого вала двигателя.

В качестве примера на рис. 1 представлена развернутая индикаторная диаграмма судового высокооборотного дизеля 4 L 20 , с частотой вращения 900 1/мин, а также компоненты ее разложения на гармоники в соответствии с выражением (1).

Рис. 1 Исходная индикаторная диаграмма и ее компоненты разложения: 1- первая гармоника; 1, 2 – сумма первых двух гармоник; 1…6 — сумма первых 6 гармоник

Роль гармоник в индикаторной диаграмме

При таком представлении развиваемое в цикле дизеля среднее индикаторное давление р mi , как показано автором в работе [4], определяется выражением

, (2)

где P 1 max и φ1 – амплитуда и начальная фаза первой гармоники;

P 2 max и φ2 – амплитуда и начальная фаза второй гармоники;

λ- отношение радиуса кривошипа к длине шатуна двигателя, характеризующее КШМ.

Из выражения (2) следует, что среднее индикаторное давление, то есть полезный эффект от работы двигателя, создается только первыми двумя гармониками. В работе [5] автором данной статьи доказано, что кроме первой гармоники в р mi теоретически вносят вклад все четные гармоники. Однако, начиная с 4-й гармоники их суммарный вклад незначителен, не превышает 1 %, и его можно не учитывать.

Из выражения (2) напрашивается естественный вывод — поскольку гармоники, начиная с третьей, с позиции получения р mi бесполезны, то цикл дизеля целесообразно организовать так, чтобы он содержал только первые две гармоники.

Третья и более высокие гармоники не просто бесполезны с точки зрения выработки pmi , но и в определенной степени вредны. Так, одним из основных параметров механической напряженности судового дизеля является максимальное давление его цикла Р max . По данному параметру конструкции современных судовых дизелей приблизились к пределу прочности применяемых конструкционных материалов. Это является сдерживающим фактором на пути дальнейшего форсирования дизелей, в частности – повышения развиваемого в цилиндре среднего индикаторного давления pmi . Третья и более высокие гармоники не дающие вклада в среднее индикаторное давление, тем не менее, вносят существенный вклад в максимальное давление. Это наглядно видно на рис. 1, где максимальное давление суммы первых двух гармоник составляет примерно 92 бара, а для суммы первых шести гармоник оно возрастает уже до 128 бар.

Цикл ДВС из двух гармоник

Исходя из вышеизложенного, на рис. 2 приведено сравнение двух индикаторных диаграмм судового малооборотного дизеля (МОД) – исходной, полученной на реальном двигателе, и синтезированной из ее двух первых гармоник. Для упрощения реализации синтезированная диаграмма, по сравнению с диаграммой, показанной на рис. 1 обнулена в своих окончаниях.

Рис. 2. Индикаторная диаграмма МОД, исходная (а) и синтезированная из двух гармоник (б), развернутая (1) и нормальная (2)

Исходная диаграмма МОД имеет показатели: р mi = 13.6 бар, P max = 105 бар. Показатели синтезированной диаграммы: р mi = 14.6 бар, а P max = 76 бар.

Таким образом, при примерно одинаковых средних индикаторных давлениях, у синтезированной диаграммы выигрыш по максимальному давлению цикла очевиден. Заметим также, что в цикле с двумя гармониками работа поршнем при его движении в цилиндре совершается более равномерно. В то же время у исходной диаграммы (рис. 2, нормальная диаграмма) по мере удаления поршня от верхней мертвой точки производимая им работа на единицу пути сильно уменьшается.

Читать еще:  Газы в картере двигателя камаз причина

Цикл ДВС в виде первой гармоники

Обработка многочисленных реальных индикаторных диаграмм показывает, что произведения P 1 max sinφ 1 и P 2 max sinφ 2 , входящие в выражение (2), примерно равны по величине, отличаясь не более чем на 10 %. Поэтому, относительный вклад второй гармоники в р mi фактически определяется коэффициентом λ/2 формулы (2). Для λ=0,2…0,47 этот вклад составляет соответственно 0,1…0,235, что существенно меньше вклада первой гармоники. Большие значения соответствуют длинноходовым МОД, меньшие – средне- и высокооборотным судовым дизелям.

В этой связи возникает вопрос – насколько полезна вторая гармоника, ведь помимо вклада в среднее индикаторное давление она также повышает P max . Это наглядно проявляется на рис. 1 – максимальное давление суммы первых двух гармоник существенно выше максимума первой гармоники. Поэтому важно выяснить, что сильнее возрастает при использовании второй гармоники — среднее индикаторное давление или максимальное давление.

Исследование, проведенное автором в работе [6], показало, что при условии постоянства р mi по сравнению с циклом из одной первой гармоники введение второй гармоники увеличивает Pmax на 0…15 % в диапазоне изменения λ=0,5…0,2. При этом для длинноходовых судовых МОД, у которых λ приближается к теоретическому пределу 0,5, практически нет разницы в значениях Pmax , полученных для циклов, содержащих только одну первую гармонику или первые две гармоники. Для двигателей же с более низкими значениями λ, а это судовые средне- и высокооборотные дизели, с позиции снижения Pmax теоретически более выгодным является цикл с одной первой гармоникой. В этом случае выражение (2) примет вид

. (3)

Индикаторные диаграммы двухтактного дизеля для этого случая показаны на рис. 3, а развернутая индикаторная диаграмма представляется выражением

.

Рис. 3. Желаемая индикаторная диаграмма дизеля в виде первой гармоники, при отсутствии (1) и наличии (2) топливоподачи, развернутая (а) и нормальная (б)

В отсутствие топливоподачи (рис. 3, кривая а,1) цикл дизеля представляет собою косинусоиду, симметричную относительно верхней мертвой точки, при этом ее начальный фазовый сдвиг φ1=0. Вследствие этого и среднее индикаторное давление, в соответствии с выражением (3), равно нулю. При наличии топливоподачи, за счет горения топлива косинусоида смещается в сторону процесса расширения на величину фазового угла φ1 (рис. 3, кривая а, 2). Это, а также некоторое увеличение Pmax , и обеспечивают ненулевое значение среднего индикаторного давления. В функции объема цилиндра индикаторная диаграмма при наличии топливоподачи приобретает форму эллипса (рис. 3, б), вырождающегося в прямую линию при отключении топливоподачи. Обработка диаграмм, в том числе представленной на рис. 1, показывает, что в современных конструкциях судовых дизелей на нагрузках, близких к номинальным, фазовый сдвиг первой гармоники находится в диапазоне φ1=12…14 0 ПКВ.

Преимущества, новизна предложенных эталонных циклов

Представленные на рис. 2 и рис. 3 диаграммы в виде двух или одной гармоник могут использоваться в качестве эталонных циклов дизеля, являясь альтернативой традиционным эталонам. Они обеспечивают наименьшее возможное значение максимального давления в цикле при заданном среднем индикаторном давлении, более низкие максимальные температуры цикла и, как следствие, снижение вредных выбросов (оксидов азота и др.), более благоприятные условия работы подшипников. Если цикл состоит только из первой гармоники, давление в цилиндре дизеля изменяется плавно, по синусоиде, как в цикле Стирлинга [2]. Это косвенно указывает на определенную общность процессов получения р mi в ДВС и в двигателе Стирлинга.

Тенденция к применению более сглаженной формы индикаторной диаграммы подтверждается практикой современного судового дизелестроения [7]. В качестве примера на рис. 4 показана индикаторная диаграмма судового малооборотного дизеля с электронным управлением типа 6 SME C фирмы MAN B & W . на режиме с уменьшенным количеством выбросов оксидов азота. Ее спектральный анализ (рис. 5) показывает существенное снижение доли высших гармоник и на этом фоне усиление первых двух гармоник.

Рис. 4. И ндикаторная диаграмма МОД типа 6 SME C на режиме с уменьшенным количеством выбросов оксидов азота, частота вращения 91 об/мин.

Рис. 5 Спектральный состав диаграммы традиционного вида (кривая 1) и диаграммы, представленной на рис. 4 (кривая 2)

Заключение

Практическая реализация предложенных эталонных циклов в виде одной или двух гармоник, безусловно, будет сопровождаться теми или иными отклонениями от желаемой формы. Важно однако отметить, что в настоящее время их реализация принципиально возможна, в связи с появлением нового поколения судовых дизелей — с электронным управлением. В таких двигателях электронными средствами реализуется управление подачей топлива в цилиндры, выпускными клапанами и др. При этом возможно оперативное и гибкое формирование не только желаемого закона топливоподачи, но и процесса горения топлива, фаз газораспределения, а в конечном итоге – формы индикаторной диаграммы, как это иллюстрирует рис. 4. Наибольшие возможности для этого имеются в мощных судовых МОД, где процессы протекают сравнительно медленно.

1. Вырубов Д.Н., Иващенко Н.А., Ивин В.И. и др. Двигатели внутреннего сгорания: Теория поршневых и комбинированных двигателей: учеб. для вузов / Под ред. А.С. Орлина, М.Г. Круглова.- 4-е изд., перераб. и доп.- М.: Машиностроение, 1983.- 372 с.

2. Ридер Г., Хупер Ч. Двигатели Стирлинга: пер. с англ.- М.: Мир, 1986.- 464 с.

3.Танатар Д.Б. Судовые дизели. Теория рабочего процесса.- Л.: Морской транспорт, 1962.- 306 с.

4. Самойленко А.Ю. Определение среднего индикаторного давления на основе гармонического анализа индикаторной диаграммы дизеля // Двигателестроение.- 2004.-№ 1. — С. 17-19.

5. Самойленко А.Ю. Определение среднего индикаторного давления по параметрам гармоник развернутой индикаторной диаграммы дизеля // Сборник научных трудов НГМА.- Новороссийск: НГМА, 2005.- Вып.10.- С. 179-183.

6. Самойленко А.Ю., Шостак Н.А. Максимальное давление индикаторной диаграммы, представленной суммой гармоник // Известия ВУЗов. Северо-Кавказский регион. Технические науки.- 2008.- Спец. выпуск.- С. 64-67.

7. Конкс Г.А., Лашко В.А. Мировое судовое дизелестроение. Концепции конструирования, анализ международного опыта: учеб. пособие.- М.: Машиностроение, 2005.- 512 с.

СПОСОБ РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЯ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ Российский патент 2017 года по МПК F02B3/12

Описание патента на изобретение RU2634343C2

Изобретение относится к двигателестроению, в частности к способам организации рабочего процесса двигателей внутреннего сгорания с непосредственным впрыском топлива и воспламенением от сжатия.

Известен способ работы двигателя внутреннего сгорания (патент RU 2164300 С2, кл. F02B 03/12), включающий двухфазную подачу топлива, при которой количество топлива первой фазы достаточно для воспламенения топлива второй фазы, осуществляемой при рабочем ходе поршня, при этом ввод второй порции топлива обеспечивает максимальную скорость горения с момента, соответствующего 10-15° поворота коленчатого вала за верхнюю мертвую точку, а завершается процесс сгорания не позднее 40-50° поворота коленчатого вала за верхнюю мертвую точку в зависимости от цикловой подачи топлива. Способ работы направлен на снижение вредных выбросов с отработавшими газами без ухудшения расхода топлива. Данный способ по технической сущности является наиболее близким к заявленному способу работы.

Способ-прототип имеет существенный недостаток, который заключается в том, что с повышением нагрузки (цикловой подачи топлива) увеличивается количество тепла от сгорания топлива в первой фазе, то есть на линии сжатия до прихода поршня в верхнюю мертвую точку, что увеличивает отрицательную работу газов и снижает эффективность работы двигателя.

Экспериментальные исследования показывают, что количество выбросов оксидов азота зависит от величин средней и локальных температур, являющихся следствием термохимических реакций в фазе рабочего процесса. Чем выше эти температуры, тем больше количество образуемых оксидов азота. Способы снижения средних и локальных температур известны, однако установлено, что наибольший эффект можно реализовать путем организации смесеобразования и сгорания в фазе, при которой максимальная скорость тепловыделения соответствует максимальной скорости увеличения объема цилиндра на такте рабочего хода, которая, в свою очередь, зависит лишь от углового расположения шатуна и кривошипа и остается практически постоянной в диапазоне 22-25° поворота коленчатого вала за ВМТ.

Читать еще:  В каком году был выпущен дизельный двигатель

Что же касается фазы тепловыделения, то она зависит от многих факторов и, главным образом, от параметров топливоподачи.

Целью настоящего изобретения является максимальное снижение выбросов оксидов азота при заданном расходе топлива за счет более эффективного снижения скорости нарастания давления при сгорании посредством совмещения фазы максимальной скорости тепловыделения с моментом достижения максимальной скорости отвода тепла от газов.

Поставленная цель достигается путем корректировки угла начала впрыска топлива, которая в сочетании с цикловой подачей обеспечивает начало горения при рабочем ходе поршня, а достижение максимальной скорости тепловыделения обеспечивается в фазе 22-25° поворота коленчатого вала за верхнюю мертвую точку, соответствующей по фазе положению максимума относительной скорости увеличения объема цилиндра, когда происходит быстрый отвод тепла от газов. При таких условиях процесс сгорания, преимущественно в диффузионной фазе, смещается на линию расширения, а максимум скорости тепловыделения будет приходиться на фазу быстрого расширения объема цилиндра. Благодаря быстрому отводу части тепла (внутренней энергии) от газов максимальные температуры в цилиндре будут снижены. При этом снижение максимального давления сгорания компенсируют повышением геометрической степени сжатия. Такое протекание процесса сгорания повышает эффективность работы и обеспечивает минимальный выброс оксидов азота.

В соответствии с предлагаемым способом применяют один основной или многоразовый интенсивный впрыск топлива с целью сокращения длительности сгорания. Интенсификация впрыска, например, за счет увеличения давления впрыска приводит к снижению расхода топлива и эмиссии продуктов неполного сгорания, таких как оксид углерода СО и сажа.

Скорость нарастания давления и максимальная температура газов снижаются в результате активного отвода теплоты от газов. Малый расход топлива и высокий к.п.д. обеспечиваются при скоростях тепловыделения, достаточных для малой продолжительности сгорания и оптимально согласованных с ходом поршня. Максимальная скорость тепловыделения должна наступать через 22-25° угла поворота коленчатого вала после ВМТ, в момент максимального изменения объема цилиндра. Если большая часть теплоты высвобождается слишком рано, возрастают потери теплоты в стенки камеры сгорания. Позднее выделение теплоты приводит к ухудшению термического к.п.д., высоким температурам отработавших газов и выбросу продуктов неполного сгорания топлива.

Фиг. 1 — примеры графиков изменения скорости нарастания давления в цилиндре двигателя dΡ/dα (МПа/°п.к.в.) в зависимости от угла поворота коленчатого вала α (°п.к.в.).

Фиг. 2а — примеры графиков относительной скорости изменения объема цилиндра (dV/dα)/V (1/°п.к.в.) в зависимости от угла поворота коленчатого вала и геометрической степени сжатия четырехтактного двигателя внутреннего сгорания.

Фиг. 2б — примеры графиков относительной скорости изменения объема цилиндра (dV/dα)/V в зависимости от угла поворота коленчатого вала на участке рабочего хода поршня.

Область работы двигателя в смысле настоящего изобретения включает диапазон нагрузок 35-100% от полной мощности.

На фиг. 1 приведены графики изменения скорости нарастания давления газа в цилиндре двигателя Д49 (12ЧН26/26) на режиме полной мощности (Ре=1470 кВт, n=750 об/мин) при двух значениях угла начала впрыска топлива. Штриховой линией показан график скорости нарастания давления при угле начала впрыска 15° п.к.в. до ВМТ. Сплошной линией показан график скорости нарастания давления при угле начала впрыска 5° п.к.в. до ВМТ. Как видно на графиках, в первом случае (штриховая линия) начало горения сопровождается резким скачком нарастания давления в фазе около 10° п.к.в. до ВМТ, позиция 1. Поздний впрыск топлива, обеспечивающий начало горения в фазе 0° п.к.в. (ВМТ), приводит к значительному снижению скорости нарастания давления, позиция 2. В диапазоне углов 22-25° п.к.в. после ВМТ наблюдается минимум скорости нарастания давления, позиция 3, что свидетельствует о потере внутренней энергии газов при быстром расширении объема.

На фиг. 2а приведены графики скорости изменения объема цилиндра dV/dα, отнесенной к полному объему цилиндра V в данный момент времени (по углу поворота коленчатого вала). Функция изменения объема цилиндра определяется зависимостью

где γк, σк — кинематические функции скорости и перемещения поршня, для двигателя с центральным кривошипно-шатунным механизмом γк=sin(α)(1+λcos(α)), σк=1-cos(α)+0,5λsin 2 (α); α — угол поворота коленчатого вала, отсчитываемый в направлении его вращения от положения кривошипа, при котором поршень находится в ВМТ;

λ — отношение радиуса кривошипа к длине шатуна; ε — степень сжатия двигателя. Функция (dV/dα)/V, как следует из приведенной выше зависимости, связана только с конструктивными параметрами двигателя (λ, ε). Численные расчеты показали, что величина λ в пределах ее реальных значений 0,2-0,32 оказывает незначительное влияние на функцию (dV/dα)/V. При этом отклонение углового положения экстремальных значений функции не более ±0,5° п.к.в. Существенное влияние на функцию изменения объема оказывает степень сжатия двигателя. На графике сплошной линией показано изменение функции для двигателя со степенью сжатия ε=15:1, позиция 4. Штриховой линией показан график для предельного значения степени сжатия ε=20:1, позиция 5.

На фиг. 2б приведены графики относительной скорости изменения объема цилиндра дизеля типа Д49 (ЧН26/26) в зависимости от угла поворота коленчатого вала и степени сжатия. Положение максимума функции изменения объема цилиндра (dV/dα)/V находится в диапазоне углов 22-25° п.к.в. после ВМТ (позиции 6 и 7 соответственно), в частности в диапазоне 22-25° п.к.в. после ВМТ для двигателя Д49 в зависимости от степени сжатия. Испарение и выгорание топлива ускоряется за счет турбулизации заряда в пристеночных зонах, вызванной движением поршня. Интенсивность этой турбулентности зависит от относительной скорости изменения объема цилиндра (dV/dα)/V (см. Разлейцев Н.Ф. Моделирование и оптимизация процесса сгорания в дизелях. Харьков, Изд-во «Вища школа». 1980). Согласно изобретению фаза максимальной скорости тепловыделения должна обеспечиваться в диапазоне углов, соответствующем положению максимума приведенной выше функции изменения объема цилиндра.

Похожие патенты RU2634343C2

Иллюстрации к изобретению RU 2 634 343 C2

Реферат патента 2017 года СПОСОБ РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЯ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ

Изобретение относится к двигателестроению. Техническим результатом является максимальное снижение удельных выбросов оксидов азота NOx при заданном расходе топлива. Сущность изобретения заключается в том, что снижение выбросов NOx обеспечивается за счет позднего впрыска топлива и совмещения фазы максимальной скорости сгорания с моментом достижения максимальной скорости отвода тепла или внутренней энергии газов. Задача решается путем корректировки угла начала впрыска, которая в сочетании с цикловой подачей топлива обеспечивает начало сгорания на рабочем ходе поршня, а достижение максимальной скорости тепловыделения обеспечивается в фазе 22-25° поворота коленчатого вала за верхнюю мертвую точку, отвечающей положению максимума относительной скорости увеличения объема цилиндра. При этом снижение максимального давления газов в цилиндре компенсируют повышением степени сжатия двигателя, а сокращение продолжительности сгорания обеспечивается за счет одного основного или многоразового интенсивного впрыска. 1 з.п. ф-лы, 3 ил.

Формула изобретения RU 2 634 343 C2

1. Способ работы двигателя внутреннего сгорания с объемным смесеобразованием и воспламенением от сжатия, включающий одноразовый впрыск топлива на долевых режимах или многофазный впрыск топлива с одним основным и одним или несколькими предварительными впрысками в камеру сгорания во время фазы сгорания или непосредственно после фазы сгорания воспламенившейся предварительной смеси, отличающийся тем, что за счет управления опережением подачи топлива в цилиндр двигателя, количества фаз впрыска, амплитуды давления и продолжительности впрыска, соотношения количества топлива в каждой фазе и пауз между фазами впрыска достигают совмещения фазы максимальной скорости тепловыделения с фазой максимальной скорости увеличения объема цилиндра во время рабочего хода, находящихся в диапазоне 22-25° поворота коленчатого вала за ВМТ.

2. Способ по п. 1, отличающийся тем, что количество фаз многофазного впрыска может составлять от одной до пяти.

голоса
Рейтинг статьи
Ссылка на основную публикацию
ВсеИнструменты
Adblock
detector