Учебник. Двигатели внутреннего сгорания теория, моделирование и расчёт процессов / DVS_teoriy_modelir_i_raschet_processov1

2.3. Определение величины условного давления рабочего тела в конце такта впуска для четырёхтактных двигателей

Для определения ра нужно задаться ε на основании накопленного опытного материала. Для двигателей бензиновых (карбюраторных и с впрыскиванием топлива) ε зависит от октанового числа бензина. Для дизелей ε определяется типом смесеобразования и типом камеры сгорания. Напомним, что для двигателей без наддува величины р0 и Т0, если это не определяется целями исследования, выбираются в соответствии со стандартными атмосферными условиями (р0 = 0,1013 МПа; Т0 = 288 К, или t0 = 15 0С) .

Если двигатель имеет наддув, то р0 в (2. 10) оценивают, исходя из его мощности и типа компрессора. Температуру заряда после компрессора определяют расчётным путём. Если имеется охлаждение воздуха после компрессора, то определяют Тк/. Величины рr и Тr выбирают.

2. 4. Основные факторы, влияющие на коэффициент наполнения

2. 4. 1. Гидравлическое сопротивление системы впуска

Как видно из уравнения (2. 9), степень понижения давления в конце такта впуска pa/p0 является главным фактором, определяющим величину коэффициента наполнения ηv. Давление ра зависит, главным образом, от величины гидравлических сопротивлений системы впуска: с их ростом ра уменьшается, и наоброт. Из курса гидравлики известно, что гидравлическое сопротивление какой-либо системы определяется конструктивными факторами и скоростью движения жидкости. Известно также, что гидравлическое сопротивление изменяется пропорционально квадрату скорости жидкости

60

(капельной или упругой). Основываясь на этом и принимая, что разность (1 – ηv) характеризует только гидравлические сопротивления (рис. 2. 3), можно записать:

потеря в величине коэффициента наполнения, обусловленная гидравлическими сопротивлениями сиcтемы впуска;

w2ср – средняя скорость движения свежего заряда на входе в цилиндр двигателя;

к – коэффициент пропорциональности, зависящий от конструктивных факторов, влияющих на гидравлическое сопротивление системы впуска: величина проходных сечений, число колен, геометрический профиль проточной части, особенности воздухоочистителя. C уменьшением к уменьшаются гидравлические потери, и ηv увеличивается.

где ƒмакс – площадь проходного сечения впускного органа при его полном открытии;

t – продолжительность впуска в цилиндр свежего заряда, с.

C другой стороны, как это было показано ранее, объем Vк связан с коэффициентом наполнения ηv соотношением (2. 5).

После подстановки полученных значений для wср и Vк в уравнение (2. 12) получим

61

где произведение (ƒмакс.t) называют временем-сечением. Оно изображено площадью прямоугольника на рис. 2. 4.

Анализ последнего уравнения показывает, что увеличение временисечения приводит к повышению коэффициента наполнения.

Рис. 2. 4. К понятию времени-сечения клапана

Если учесть конечную скорость открытия и закрытия клапанов (точнее – фазы работы клапанов), под временем-сечением (ВСч) следует понимать определенный интеграл вида, рис.2. 4

tвп∫ f (t)dt , м2/с,

0

где f (t) – переменная площадь проходного сечения впускного органа.

Следует обратить внимание на то, что величина f макс ограничена конструктивными факторами. При клапанном механизме газораспределения

fмакс = F1(Dкл; hкл;iкл ),

где Dкл – диаметр клапана; hкл – высота подъёма клапана; iкл – число клапанов. При золотниковом механизме газораспределения

fмакс = F2 (Bок; hок;iок ),

где Вок – ширина окна;

62

hок – высота окна; iок – число окон.

Продолжительность процесса впуска ограничена частотой вращения двигателя и наибольшей фазой впуска согласно соотношению

tвп = ϕωвп ,

где ϕВп – фаза (продолжительность) процесса впуска, рад;

ω = π30n – угловая скорость вращения вала, с–1.

Для текущего момента времени, если ϕ определять в рад, справедливо

выражение

t = ωϕ .

Отсюда для элементарного отрезка времени имеем dt = ω1 dϕ .

Таким образом,

откуда видно, что время-сечение при постоянстве закона изменения площади впускного проходного сечения и фазы процесса впуска обратно пропорционально числу оборотов двигателя, то есть, с увеличением частоты вращения вала оно уменьшается.

Связь между временем в секундах, углом поворота коленчатого вала в градусах и частотой его вращения определяется с учётом следующего: отрезок времени в 60 с соответствует 360.n град ПКВ. Отсюда для текущего t, соответствующего повороту коленчатого вала на ϕ град, имеем

t = 36060ϕn = 6ϕn , с.

Применение двух впускных клапанов вместо одного клапана обеспечивает повышение мощности двигателя примерно на 15 %.

Численные значения фаз открытия и закрытия впускных клапанов приведены в табл. 2. 1.

Для автомобильных двигателей характерны большие значения фаз газораспределения, для тракторных, наоборот, – меньшие. При этом двигатели легковых автомобилей, в свою очередь, имеют большие значения αВп и βВп по сравнению с двигателями грузовых автомобилей.

63

2. 4. 2. Частота вращения вала двигателя

Анализируя характер изменения коэффициента наполнения в зависимости от частоты вращения вала для различных двигателей (рис. 2. 6), можно заметить общую закономерность, сущность которой состоит в том, что зависимости ηv имеют вид выпуклых кривых. Имеет также место прогрессивное уменьшение величины коэффициента наполнения «справа» и «слева» от ηvмакс.

Рис. 2. 6. Изменение коэффициента наполнения двигателей при работе их по внешней скоростной характеристике: 1 – Форд Лотус-1500; 2 – Альфа Ромео; 3 – Фиат-1500; 4 – БМВ-1500; 5 – ВАЗ-2108; 6 – В2Ч8,2/7,8

64

Можно объяснить такой характер протекания коэффициента наполнения в зависимости от частоты вращения.

Примем вначале, что при наполнении цилиндров свежим зарядом в системе впуска двигателя отсутствуют гидравлические сопротивления и нагрев заряда от горячих стенок. В этом случае коэффициент наполнения был бы равен единице на всех скоростных режимах работы двигателя (линия 1 на рис. 2. 7).

В действительности гидравлические потери уменьшают коэффициент наполнения. Если учитывать только их влияние, то величина потерь в коэффициенте наполнения будет возрастать пропорционально квадрату частоты вращения вала двигателя (кривая 2 на рис. 2. 7).

нов для каждого из скоростных режимов работы двигателя.

65

Для каждой частоты вращения существует своя оптимальная фаза закрытия впускного клапана (рис. 2. 8).

Рис. 2. 8. Влияние частоты вращения и фазы запаздывания закрытия впускного клапана на наполнение цилиндров двигателя

При малых частотах возможен обратный выброс свежего заряда, так как давление в цилиндре к моменту закрытия впускного клапана больше атмосферного, если двигатель безнаддувный, на величину +∆р. При номинальной частоте вращения nн возможно недоиспользование ги-дравлического напора, поскольку давление в цилиндре меньше атмосферного на величину –∆р.

Чем больше намечаемая частота вращения вала проектируемого двигателя, тем более жёсткие требования следует предъявлять в отношении наименьших гидравлических потерь в системе впуска свежего заряда, включая форму камеры сгорания.

2. 4. 3. Нагрев свежего заряда от горячих стенок двигателя

Массовое количество свежего заряда, поступившего в цилиндр, зависит от степени повышения температуры заряда при впуске и степени понижения давления

где Gвц – цикловой расход воздуха.

ηv = f2 (∆T )

66

2. 4. 4. Состав смеси, род топлива и способ смесеобразования в двигателях лёгкого топлива

Чем беднее смесь, тем меньше теплоты затрачивается на парообразование. Следовательно, тем больше ∆Т и меньше ηv (рис. 2. 11). Скрытая теплота парообразования бензина (294…378 кДж/кг) меньше теплоты парообразования метилового спирта СН3ОН (1189 кДж), поэтому при работе двигателя на метиловом спирте меньше подогрев заряда ∆Т и выше ηv.

67

звука распространяется до открытого конца трубопровода, где оказывает возмущающее воздействие на воздушный поток. Вследствие этого во входном сечении трубопровода возникает волна давления, движущаяся к клапану.

Характер колебания давления во впускном трубопроводе (в зоне впускного клапана) имеет волнообразный вид. При этом повышенное давление р0 (или pк при наддуве) у впускного клапана достигается в конце процесса впуска непосредственно перед закрытием клапана – рис. 2. 12.

Рис. 2. 12. Изменение давления во впускном трубопроводе рк и в цилиндре р в процессе впуска до (– – –) и после (––––) настройки системы впуска двигателя: hкл – перемещение впускного клапана

В результате повышается перепад (р0 – р) между давлением во впускном трубопроводе и давлением р в цилиндре, что повышает эффект дозарядки цилиндра свежим зарядом. Этот эффект можно усилить, если повысить амплитуду колебания давлений во впускном трубопроводе путем настройки системы впус-

69