Исследование влияния характеристик газораспределения на показатели бензинового двигателя

Тип работы:
Реферат
Предмет:
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

УДК 621. 43 1. 73
А. В. Васильев, С. В. Шмаков
ИССЛЕДОВАНИЕ ВЛИЯНИЯ ХАРАКТЕРИСТИК ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ НА ПОКАЗАТЕЛИ
БЕНЗИНОВОГО ДВИГАТЕЛЯ
Волгоградский государственный технический университет
В данной работе представлены результаты исследования влияния параметров системы газораспределения на показатели бензинового двигателя. Исследование выполнено на основе мате-/атического моделирования рабочих процессов бензинового двигателя при изменении время-ечения и фаз газораспределения впускного клапана.
Повышение мощностных, экономических и экологических показателей современных ДВС в рачительной степени связано с совершенствованием системы газораспределения (ГР), управ-1яющей процессами газообмена в ДВС. От ее характеристик зависит качество наполнения и очи-: тки цилиндров на различных режимах работы, потери мощности на газообмен и, следовательно, шдикаторные и эффективные показатели двигателя. Действительно, клапанная щель является основным источником аэродинамических сопротивлений во впускных каналах: на их долю приходится до 75−90% общего сопротивления [1]. В еще большей степени показатели работы двигателя определяются фазами ГР.
Известно, что выбор оптимальных фаз газораспределения позволяет снизить расход топлива и ювЫсить мощность двигателя на всех режимах его работы, улучшить характеристику протекания крутящего момента, а также снизить токсичность отработавших газов [3]. Так выполненные ис-ледования показывают, что использование оптимальных фаз ГР на всех режимах позволяет повысить эффективность ДВС на 15−20% [4].
В связи с этим представляется актуальной задача'-создания математической модели позво-шющей установить взаимосвязь, с одной стороны, параметров и характеристик ГР, с другой -¦абочих процессов в цилиндрах и газовоздушном тракте, показателей газообмена, индикаторных и эффективных показателей двигателя. Для решения этой задачи был разработан методтематического моделирования процессов газообмена ДВС.
В данной модели целесообразно упрощенное моделирование процессов, не имеющих определяющего влияния на оценки по выбору конструкторских решений для элементов механизма газораспределения (МГР): Так, например, нет необходимости в детальном рассмотрении процессов месеобразования, сгорания, теплопередачи в рабочем объеме поршневой части. При этом значе-шя некоторых коэффициентов, используемых, например, при расчете тепловыделения или теплообмена, определяются по эмпирическим данным, исходя из существующих рекомендаций, или на: снове уточненных расчетов. Однако важно адекватное представление таких результирующих характеристик, как изменение давления, температуры и состава рабочего тела по углу поворота & gt-оленчатого вала, а также их зависимости от процессов газообмена.
В связи с этим расчет рабочих процессов в цилиндре двигателя осуществляется на основе ги-ютезы квазистационарности, то есть предположения о том, что параметры рабочего тела одинаковы в пределах рассматриваемого объема в данный момент времени. Эта гипотеза может быть применена также и для других элементов газовоздушного тракта. В разработанном методе математического моделирования рабочего процесса двигателя заложена возможность расчет рабочего процесса двигателя при различных значениях коэффициента избытка воздуха а.
При разработке модели были приняты следующие допущения:
1. Рабочее тело — идеальный газ, теплоемкость которого зависит от температуры и состава, а газовая постоянная — от состава.
2. Поступающий в цилиндр свежий заряд образует однородную смесь с находящимися в цилиндре газами.
3. Течение через клапанную щель квазистационарно, энергоизолированно и происходит из гой полости (цилиндр, трубопровод), в которой давление больше. Величина энтальпии газа соответствует той среде, откуда происходит течение.
4. Пренебрегаем изменением состава газа в коллекторах в случае наличия забросов (считается,
что во впускном коллекторе — топливовоздушная смесь, а в выпускном — отработавший газ), гак как время заброса невелико [1]. По этой же причине предусмотрена возможность использования гипотезы возвращения в цилиндр газа, поступившего оттуда во впускной канал в ходе кратковременного обратного течения.
5. Пренебрегаем утечками газа из цилиндра через неплотности [1] (потери вследствие негер-метичности клапанов, а также через замки колец).
6. В каждый момент времени в течение всего цикла рабочее тело рассматривается как смесь трех составляющих: воздуха, паров топлива и продуктов сгорания
Расчет рабочего процесса двигателя проводится с малым шагом Л& lt-р по углу поворота коленчатого вала с учетом выполнения условия Куранта. Значения параметров газа в цилиндре, такие, как давление, температура, состав, теплоемкость, газовая постоянная, определяются пошагово исходя из задаваемых начальных условий. В исходных данных также задаются фазы ГР, законы движения клапанов, а также размеры проходных сечений и зависимости коэффициентов расхода впускных и выпускных клапанов от перемещений последних. Кроме того, необходимо задать угол поворота коленчатого вала, соответствующий началу подвода тепла с учетом периода задержки воспламенения, все необходимые данные для расчета процесса сгорания, а также кинематические параметры кривошипно-шатунного механизма.
Если текущее значение угла поворота кулачка соответствует протеканию процесса газообмена, то определение параметров рабочего тела в цилиндре осуществляется на основе уравнения первого закона термодинамики для открытой термодинамической системы, закона сохранения массы газа в объеме цилиндра и уравнения состояния. Учитывая, что газообмен в цилиндре двигателя осуществляется путем поступления топливовоздушной смеси через впускные каналы и выпуска отработавших газов через выпускные каналы —
Пап + П& lt-:ып ,.. '-..
''-'-(Л ~ X + рсП '--
… А=7 /=/
ПЧ1! П1! ЫН
:: (1)
… '- к=1 1=1: ¦¦¦'-¦ ¦¦¦'-¦¦ -¦
М ¦¦¦¦¦¦'-¦¦ ¦
р = -ЯТ,
V
где с1()К, — элементарное количество тепла, подведенного к газу в цилиндре вследствие тепло-
* 'ф
обмена- п"" и пнып- количество соответственно впускных и выпускных клапанов- 1к и /, —
энтальпии заторможенного потока в граничных сечениях каналов, соединенных с цилиндром соответственно через к-й впускной и г-й выпускной клапаны- с1Мк — элементарная масса газа, поступившая в цилиндр через к-й впускной клапан (положительна для внесенной массы) — с1М, — элементарная масса газа, ушедшая из цилиндра через-г-й выпускной клапан (положительна для вынесенной массы) — и — удельная внутренняя энергия рабочего тела в цилиндре- М-масса рабочего тела в цилиндре.
После сравнения значений давления в цилиндре и в граничных сечениях связанных с ним коллекторов на каждом шаге определяется масса, состав и теплофизические параметры рабочего тела в цилиндре. Расчет осуществляется по известным соотношениям [1,2] исходя из текущих значений параметров в смежных объемах. Если поступлению свежего заряда в цилиндр предшествовало обратное течение, то в ходе заброса формируется накапливаемый с момента начала открытия впускного клапана массив отработавших газов, попавших во впускной канал. Учитывая кратковременность заброса отработавших газов и вынос из цилиндра топливовоздушной смеси во впускной трубопровод, может быть принята гипотеза возвращения их в цилиндр, что позволяет в этом случае более точно определять показатели наполнения цилиндра.
Определение параметров рабочего тела в цилиндре двигателя осуществляется на основе решения системы уравнений (1) методом Эйлера. Элементарное количество тепла ЛQW, подведенное (или отведенное от него) к рабочему телу вследствие теплообмена определяется по формуле Ньютона. Для расчета выделяемой в цилиндре в процессе сгорания теплоты используем относительную характеристику тепловыделения, описываемую полуэмпирическим уравнением выгорания
юплива И. И. Вибе. При этом данной модели учитывается неполнота сгорание топлива, в результате общего недостатка кислорода, при значениях коэффициента избытка воздуха а& lt-1.
На основе численных экспериментов, проведенных с помощью компьютерной программы, созданной на основе разработанной методики, было выполнено исследование влияния время-сечения впускного клапана механизма газораспределения на показатели бензинового двигателя ПАЗ-2121, работающего на номинальном скоростном режиме.
На рис. 1 приведены законы перемещения 5 толкателя впускного клапана, использованные при данном исследовании. Данные законы были получены методом Курца, в результате оптимизации профиля кулачка с учетом ограничений на прочностные, динамические, кинематические и гидродинамические показатели сопряжения кулачок-толкатель.
Рис. ]. Законы движения толкателя привода клапана
Угловые протяженности профилей кулачков и фазы ГР принимались равными соответствующим значениям для серийного варианта двигателя ВАЗ-2121. На рис. 1 закон движения толкателя при использовании впускных кулачков с серийным подъемом изображен утолщенной линией & gt-: кривые 4). Величины время-сечения ^ клапана для используемых законов приведены в табл. 1.
Таблица
Время-сечение впускного клапана_________________________________& gt-
Параметры № закона движения толкателя
движения 1 2 3 4 5
ММ 4,5 5,0 5,5 6,348 7,0
мм2*рад 746,11 826,19 906,44 1026,41 1112,65
На рис. 2 приведены некоторые из результатов проведенного исследования. При увеличении! ремя-сечения Рх впускного клапана, как видно на рис. 2, а и 2, б, растут значения средних давлений в цилиндре как на такте впускару, так и на такте выпуска р4. Последнее обусловлено увеличе-1ием количества свежей смеси, в результате чего увеличивается давление в полости цилиндра.
*
С ростом время-сечения впускного клапана несколько возрастает индикаторный КПД Г]1 см. рис. 3, в), определенный с учетом потерь насосных ходов. При этом существенно возрас-ают значения коэффициента наполнения г/у (рис. 3, г) и среднего индикаторного давления
а 6
Рис. 2. Показатели двигателя в зависимости от время-сечения впускного клапана: а — среднее давление на такте впуска- 6 — среднее давление на такте выпуска
Р1−4, р*, МПа
а б
700 850 1000 7*5, мм2-рад 700 850 1000 Р5, мм2рад
в г
Рис. 3. Показатели двигателя в зависимости от время-сечения впускного клапана: а — разность средних давлений на тактах впуска и выпуска- б — среднее индикаторное давление с учетом насосных ходов- в — индикаторный КПД с учетом потерь на газообмен- г — коэффициент наполнения
*
& gt-), (рис. 3. а), вычисленного с учетом потерь насосных ходов. Так, при увеличении ^ с 746. 11 до
г,'-)6. 44 мм2-рад (на 21. 5%) р- возрастает с 0,933 до 0,974 МПа (на 4.3%). Однако, дальнейший
рост время-сечения впускного клапана Т7, свыше 906,44 мм2-рад не сопровождается пропорциональным улучшением показателей двигателя.
Кроме того, на основе численных экспериментов с использованием методики планирования четырехфакторного эксперимента, позволяющей получить при минимальных затратах машинного премени соответствующие регрессионные зависимости, которые могут быть использованы в дальнейшем при оптимизации характеристик ГР в заданном поле режимов, был выполнен поиск оптимальных значений фаз газораспределения впускного клапана бензинового двигателя ВАЗ-2121, работающего на номинальном скоростном режиме, с целью повышения среднего эффективного давления.
Из приведенных на рис. 4 результатов следует, что1 варьирование фаз ГР впускного клапана, при одинаковых значениях фаз ГР выпускных клапанов, в заданных пределах приводит к измене-
*
пию величины среднего индикаторного давления, вычисленного с учетом потерь на газообмен, приблизительно от 0,95 до 1,014 МПа. Представленная закономерность сохраняется также при других значениях фаз ГР выпускного клапана.
Подобное исследование может быть проведено для различных эксплуатационных режимов работы двигателя с целью получения необходимых мощностных, экономических и экологических указателей двигателя.
-)ис. 4. -- Среднее индикаторное давление с учетом потерь на газообмен в зависимости от фаз газораспределения впускного клапана двигателя ВАЗ-2121, работающего на номинальном скорос тном
режиме
Математическое моделирование рабочих процессов позволяет уже на стадии проектирования двигателя выявить оптимальные значения фаз газораспределения как впускных, так и выпускных клапанов, что сокращает временные и материальные затраты на проектировочные и доводочные оаботы. Помимо этого, полученные значения оптимальных фаз ГР на различных режимах работы
двигателя могут быть использованы при создании получивших в настоящее время широкое распространение систем регулирования фаз газораспределения.
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
1. Вихерт М. М., Грудский Ю. Г. Конструирование впускных систем быстроходных дизелей. — М.: Машиностроение, 1982. — 151 с.
2. Ленин И. М. Теория автомобильных и тракторных двигателей. — М.: Машиностроение, 1968. — 368 с.
3. Переменные фазы впуска новых двигателей Mercedes-Benz // Поршневые и газотурбинные двигатели: Э-И / ВИНИТИ, — М., 1990,-№ 15 — С. 1 -4.
4. Dresner Т., Barkan P. A review and classification of variable valve timing meclianicms // SAE Techn. Pap. Ser. -1989. — 890 674. — P. 1 — 14.
УДК 621. 437. 018
E. А. Федянов, E. Б. Морщихин
ВОЗМОЖНОСТЬ УЛУЧШЕНИЯ ТОПЛИВНОЙ ЭКОНОМИЧНОСТИ РОТОРНО-ПОРШНЕВЫХ
ДВИГАТЕЛЕЙ НА ЧАСТИЧНЫХ НАГРУЗКАХ ПУТЕМ ОТКЛЮЧЕНИЯ ЧАСТИ РАБОЧИХ
ЦИКЛОВ
Волгоградский государственный технический университет
Представлены методика и результаты исследования возможности улучшения топливной экономичности роторно-поршневого двигателя Ванкеля на режимах частичных нагрузок за счет отключения рабочих циклов.
Эксплуатационный расход топлива автомобилем во многом зависит от совокупности скоростных и нагрузочных режимов, на которых работает его двигатель. В условиях городского движения значительную часть времени двигатель автомобиля работает на режимах частичных нагрузок, на которых удельный расход топлива существенно выше, чем- на режиме максимальной мощности. Для двигателей легкого топлива с принудительным зажиманием это обусловлено, в том числе, способом регулирования нагрузки, при котором количество смеси, подаваемой в цилиндры, задается положением дроссельной заслонки. По' мере прикрытия дроссельной заслонки возрастает относительная величина потерь на газообмен, увеличивается коли tecTBo остаточных газов. Для того чтобы при снижении нагрузки на двигатель избежать необходимости сильно прикрывать дроссельную заслонку, предложены методы [1] отключения части цилиндров и пропуска части рабочих циклов. Второй метод, по сравнению с первым, обладает некоторыми преимуществами, т. к. позволяет проще решать проблемы сохранения теплового режима элементов конструкции и равномерности работы. Вместе с тем, для поршневых двигателей внутреннего сгорания (ДВС) указанные выше проблемы в полной мере пока не решены и широкого применения на двигателях серийно выпускаемых автомобилей методы отключения части цилиндров или части циклов пока не находят.
На наш взгляд, представляет интерес применение метода отключения части рабочих циклов как способа повышения эксплуатационной топливной экономичности роторно-поршневых двигателей (РПД). В этом случае, в силу лучшей уравновешенности РПД, не должна так остро, как в поршневых ДВС, проявлять себя неравномерность вращения вала двигателя. Кроме того, отключение части рабочих циклов может снизить неравномерность температурного поля статора.
С целью оценки эффективности применения метода отключения циклов в РПД и, в частности, с целью изучения возможности сохранения на частичных режимах топливной экономичности на уровне ее минимального значения по нагрузочной характеристике нами проведены исследования зависимости расхода топлива от доли отключаемых рабочих циклов.
Методика исследований основывалась на следующем. При отключении части рабочих циклов их индикаторная работа становится равной нулю, однако, в этих циклах сохраняются потери на газообмен. Исходя из сказанного можно записать:
— А'- - -^мех — Pi '- ~~ Рмехц ' & quot-ц ~ Pi & lt-Лц ~~ ^откл) ~~мехц ' & quot-ц>- ^
Данное направление исследований предложено проф. Г. Н. Злотиным.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой