Автомобильные двигатели: рабочие циклы, показатели и характеристики. Методы повышения эффективности энергопреобразования

Автомобильные двигатели: рабочие циклы, показатели и характеристики. Методы повышения эффективности энергопреобразования

Введение

Автомобильный транспорт различного типа и назначения стал неотъемлемой частью жизнедеятельности общества промышленно развитых стран всего мира. Он интенсивно и в массовом количестве используется в промышленности, при грузоперевозках и перевозках людей, в различных сферах производства и экономики, а также и в интересах обеспечения обороноспособности государства.

Характерными чертами современных автомобилей, ответственных агрегатов и систем, таких как их двигатели, становятся сложность, тепловая и механическая нагруженность, насыщенность глубокими и пересекающимися обратными связями. От конструкции двигателей, вида используемых в них рабочих процессов во многом зависят такие важные показатели как их мощность, топливная экономичность, экологическая безопасность, вероятность безотказной работы, ресурс.

Двигатель внутреннего сгорания (ДВС) автомобиля является тепловой машиной, в которой теплота, как форма аккумулирования и передачи кинетической энергии структурных частиц вещества, получаемая в процессе экзотермической реакции окисления топлива, происходящей в рабочем теле с его участием в качестве окислителя в результате сгорания, преобразуется в работу, способную приводить в движение мобильные технические средства.

В современных условиях в автомобильной промышленности все большее внимание уделяется разработке систем, улучшающих мощностные, топливо-экономические и экологические характеристики двигателя внутреннего сгорания. Главным образом, разработки идут по пути повышения мощности и приемистости работы двигателей в различных режимах эксплуатации техники, снижения удельных затрат топлива, а также в целях уменьшения токсичности отработавших газов двигателей автомобильной техники, в том числе за счет совершенствования характеристик протекания рабочих процессов в цилиндрах двигателя.

В двигателях с принудительным воспламенением особое внимание уделяется методам повышения эффективности энергопреобразования.

Основными направлениями совершенствования являются:

уменьшение термодинамических потерь за счет повышения степени сжатия;

совершенствование характеристик тепловыделения путем повышения полноты, скорости и оптимального фазового положения процесса сгорания;

уменьшение механических потерь;

повышение эффективности энергопреобразования во всем поле реальных эксплуатационных режимов путем оптимального управления двигателем.

Реализация этих общих направлений осуществляется за счет определенных физических условий, к которым относятся:

оптимизация состава горючей смеси на всех режимах работы двигателя;

турбулизация заряда;

улучшение воздухоснабжения;

оптимизация временных и энергетических характеристик зажигания.

Среди ДВС с принудительным воспламенением, применяемых в автомобильном транспорте, во всем мире в последние 20-30 лет резко возрос удельный вес систем впрыскивания в связи с введением жестких стандартов на выброс вредных веществ с отработавшими газами. Так, например, если в странах Западной Европы и Японии в 1989 году число моделей двигателей с впрыскивающей аппаратурой (инжекторных двигателей) составляло до 30% от всей номенклатуры выпускаемых образцов, то к 1993 году оно резко увеличилось до 96% [ 1 ].

Впрыскивание топлива позволило исключить недостатки, присущие карбюраторной системе топливоподачи: высокие гидравлические сопротивления на впуске, сложность точного дозирования компонентов горючей смести, практическую невозможность равномерного распределения топлива по отдельным цилиндрам многоцилиндрового двигателя.

При этом в наибольшей степени возможности и эффективность систем впрыскивания возросли с применением электронного управления топливоподачи с использованием микропроцессоров.

Оптимальное управление двигателем в любой точке поля эксплуатационных режимов может строиться с использованием двух принципов:

управление комплексом регулировочных параметров на основе заложенных в систему программ;

самонастраивающееся или адаптивное управление.

Основной задачей данной дипломной работы является разработка модели процесса тепловыделения в цикле сгорания в черетырехтактном двигателе с непосредственным смесеобразованием.

Актуальность темы. На сегодняшний день разработан ряд методов оценки тепловыделения в процессе сгорания топлива в цилиндрах ДВС и управления двигателями с принудительным воспламенением. Однако вопрос оперативной обработки информации о качественном или частичном регулировании, который предусматривает изменение мощности только за счет использования специальных способов воспламенения и сжигания бедных смесей и происходящем при этом характере тепловыделения в цилиндрах двигателя не решен до сих пор в полной мере. Кроме того, необходимо средство для оценки методов диагностирования с точки зрения их эффективности без проведения большого объема натурных испытаний двигателя.

Таким средством, как представляется является математическое моделирование. К тому же, с помощью математического моделирования возможно исследование не только термодинамических процессов, проходящих при сгорании топливо-воздушной смеси, но и в последствии осуществлять анализ сигналов специальных диагностических датчиков, входящих в систему оптимального управления двигателем.

Целью дипломной работы является разработка математической модели процесса тепловыделения в цикле сгорания топлива и оптимизации топливоподачи в инжекторных ДВС.

Достижение поставленной цели предполагает решение ряда задач:

изучить характер и особенности процесса сгорания в инжекторных ДВС и тепловыделения;

выявить основные закономерности указанных процессов;

разработать алгоритм процесса тепловыделения в цикле сгорания в четырехтактном ДВС с непосредственным впрыском топлива;

по результатам моделирования оценить полученные данные.

Объектом исследования является процесс сгорания в ДВС с принудительным воспламенением

Предметом исследования являются основные параметры термодинамического процесса сгорания топливо-воздушной смеси в инжекторном двигателе.

Основные методы исследования - системный метод, численные методы и методы математического моделирования.

При разработке математической модели использовались основные законы и уравнения термодинамики, тепломассообмена, газовой динамики, химической кинетики, эмпирические зависимости.

Математическая модель реализована в виде компьютерной программы на языке VBA.

Объем работы:

Диплом состоит из введения, трех глав, выводов, списка литературы и трех приложений. Общий объем работы 71 страница, в том числе 9 рисунков. Библиография содержит 21 источник.

ГЛАВА 1. Характеристика проблемы повышения энергопреобразования в инжекторных двигателях

1.1 Анализ существующих систем впрыскивания топлива в двигателей с принудительным воспламенением и особенностей их конструкции

Впрыскивание топлива в воздушный заряд двигателей под избыточным давлением как альтернатива образования горючей топливовоздушной смеси за счет использования «подсасывающего» действия потока воздуха возникло и развивалось в самом начале появления поршневых двигателей с искровым зажиганием (еще в конце XIX века).

Вместе с тем, первый серийный двигатель с непосредственным впрыскиванием бензина был применен на автомобиле Mersedes-Benz 300SL только в 1954 году, показавшем большие преимущества этого способа смесеобразования с точки зрения резкого улучшения динамики машины. Однако сложность и высокая стоимость аппаратуры непосредственного впрыскивания существенно тормозили их массовое применение. И только, начиная с 1961 года, когда сочли возможным перейти на впрыскивание бензина во впускной трубопровод, что существенно упростило топливную аппаратуру, применение таких систем стало стремительно расширяться. Дополнительным импульсом к этому послужил переход на электронное управление топливоподачей, что заметно улучшило функциональные характеристики двигателей.

Практически все последние модели бензиновых двигателей для новых автомобилей всех классов в подавляющем большинстве случаев оборудуются системами впрыскивания. При этом аппаратура для этих систем производится специализированными фирмами, в числе которых следует назвать немецкую фирму Bosch, General Motors (США), Lucas (Великобритания) и Hitaschi (Япония). О массовости применения систем впрыскивания бензина свидетельствует и тот факт, что в 1993 году одной только фирмой Bosch было выпущено более 11 миллионов комплектов этой аппаратуры.

Резкое увеличение применяемости систем впрыскивания топлива в двигателях с искровым зажиганием вызвано значительно большими возможностями удовлетворения возросшим требованиям в отношении экологических свойств и топливной экономичности автомобилей. При этом в наибольшей степени возможности и эффективность системы впрыскивания возросли с применением электронного управления топливоподачей.

Впрыскивание топлива позволило исключить недостатки, органически присущие карбюраторной системе топливопитания: высокие гидравлические сопротивления на впуске, сложность достижения необходимой точности дозирования компонентов горючей смеси, практическую невозможность равномерного распределения топлива по отдельным цилиндрам многоцилиндрового двигателя.

Отмеченные недостатки в значительной мере устраняют при применении взамен карбюрации смесеобразования, осуществляемого путем впрыскивания легкого топлива. Общая классификация систем впрыскивания приведена на рис. 1.1.1.

Рис. 1.1.1 Классификация систем впрыскивания топлива в двигатели с принудительным воспламенением

В современных ДВС впрыскивание может осуществляться либо непосредственно в цилиндр двигателя, либо во впускной трубопровод.

При применении непосредственного впрыскивания легкого топлива, осуществляемого в процессе сжатия, удается обеспечить высокую равномерность распределения топлива по цилиндрам, максимально повысить коэффициент наполнения. Последнее происходит как за счет отсутствия диффузора, увеличенного сечения впускного трубопровода и его настройки, обеспечивающей инерционный наддув, так и вследствие организации наполнения «чистым» воздухом, не содержащим паров топлива. Непосредственное впрыскивание позволяет также использовать охлаждающий эффект от испарения топлива в цилиндре, что дает возможность повысить степень сжатия и благоприятно влияет на снижение образования токсических оксидов азота. Однако системы непосредственного впрыскивания могут работать только при достаточно высоких давлениях впрыскивания (5...12 МПа), что требует применения дорогостоящей прецизионной топливной аппаратуры.

В этой связи предпочтительнее использовать центральную систему впрыскивания бензина во впускной трубопровод. В этом случае требуемое давление впрыскивания снижается до 0,2...0,4 МПа и является легко реализуемым.

Системы впрыскивания во впускной трубопровод (рис. 1.1.2) имеют минимальное гидравлическое сопротивление впускного тракта, а за счет подбора длин впускного трубопровода могут осуществлять инерционный наддув, что существенно повышает коэффициент наполнения.

Впрыскивание бензина во впускной трубопровод может осуществляться циклически в виде отдельных порций или непрерывно. При этом циклическое впрыскивание в распределенных системах реализуется либо синхронно с определенными тактами рабочего цикла каждого цилиндра (фазированное впрыскивание), либо в виде группового впрыскивания парой или одновременно всеми форсунками.

Рис. 1.1.2 Схема расположения форсунки при впрыскивании в зону впускного клапана: 1 - электромагнитная форсунка; 2 - впускной трубопровод; 3 - впускной клапан

В системах центрального впрыскивания обычно используется циклическая поддача топлива несколько раз за рабочий цикл двигателя.

При применении современных средств электронного управления системами впрыскивания с помощью микропроцессорных устройств удается добиться более равномерного распределения топлива по цилиндрам и высокой точности приближения состава смеси к оптимальному на всех режимах и при различных внешних условиях работы двигателя.

Все это позволяет существенно (на 10.. .15%) повысить мощность бензиновых двигателей по сравнению с карбюраторным топливопитанием и на 6...8% уменьшить расход топлива. За счет равномерного распределения топлива по цилиндрам, высокой точности дозирования и его корректировки с учетом минимизации эмиссии токсичных веществ удается значительно улучшить экологические свойства ДВС.

Эффективное энергопреобразование в двигателях с принудительным воспламенением требует, чтобы система топливопитания обеспечила приготовление гомогенизированной бензовоздушной смеси оптимального состава на всех режимах работы двигателя. Для осуществления этого требования необходимо чтобы при впрыскивании топлива во впускной трубопровод происходило дробление топливных струй на капли минимальных размеров, их прогрев, испарение и смешивание с воздушным зарядом.

Эксперименты [ 8 ] показывают, что при давлении впрыскивания 0,2 МПа, скорость топливной струи составляет всего 23 м/с, а диаметры капель находятся в диапазоне 250...800 мкм, что недостаточно для получения хорошо гомогенизированной смеси.

Степень гомогенизации смеси зависит от фазирования впрыскивания, т.е. от его временного положения в рабочем цикле двигателя.

Существует несколько разновидностей согласования момента впрыскивания топлива с фазами впуска свежего заряда, представленные на рис. 1.1.3.

Впрыскивание может быть одновременным, приходящимся на различные такты рабочего цикла, групповым, осуществляемым одновременно в одну группу цилиндров. Эти способы применялись в схемах первых поколений двигателей преимущественно с центральным впрыскиванием бензина и были обусловлены определенными ограничениями по быстродействию электронных блоков управления. Тогда же считалось, что изменение момента впрыскивания относительно фаз впуска незначительно влияет на показатели рабочего процесса.

Однако современные схемы распределенного впрыскивания бензина используют впрыскивание, синхронизированное с фазами впуска (рис. 1.1.3., в), осуществляемое в зону впускного клапана таким образом, чтобы окончание подачи топлива происходило непосредственно перед его открытием.

Считается, что впрыскивание топлива на стенку впускного канала на расстоянии 40.. .60 мм от тарелки закрытого клапана обеспечивает удовлетворительное протекание процесса гомогенизации в зоне впускного канала и его эффективное завершение во внутрицилиндровой полости. Поскольку впрыскивание топлива осуществляется непосредственно в зону впускного клапана, то в этом случае практически исключается повышение неравномерности подачи топлива по цилиндрам, обусловленное образование жидкой пленки на стенках впускного трубопровода.

Рис. 2.1.3 Схема согласования момента впрыскивания топлива с фазами впуска свежего заряда: а - одновременное впрыскивание; б - групповое впрыскивание; в - впрыскивание

Считается, что улучшение равномерности подачи воздуха в отдельные цилиндры может быть достигнуто также при ее регулировании за счет изменения высоты и продолжительности подъема впускных клапанов (система Valvetronic) вместо центральной дроссельной заслонки. Существенное значение для обеспечения качественного смесеобразования имеет продолжительность впрыскивания ( τ ), которая определяется быстродействием форсунки.

В первых образцах двигателей с электронным управлением применяли впрыскивание одновременно всеми форсунками (рис. 2.1.3., а), что упрощало схему управления. В более поздних конструкциях четырехцилиндровых двигателей используется групповое впрыскивание парой форсунок, а в шестицилиндровых - тремя форсунками одновременно.

При повышенном быстродействии блока управления и форсунок может применяться схема фазированного (рис. 2.1.3., в), а также двойного фазированного впрыскивания, при котором каждая форсунка подает топливо двумя порциями за каждый цикл, т.е. один раз за один оборот коленчатого вала двигателя.

Осуществление точечного принудительного воспламенения чрезвычайно критично по отношению к составу и гомогенизации горючей смеси. Наиболее надежное воспламенение и быстрое распространение фронта пламени может происходить только при обогащении смеси до коэффициента избытка воздуха (α) равного 0,85.. .0,95, а минимум удельного расхода топлива требует ее обеднения до α = 1,1... 1,2. Для поддержания необходимого состава смеси во всем диапазоне нагрузок применяется количественное регулирование, при котором с уменьшением нагрузки уменьшается общее количество горючей смеси, подаваемой в цилиндры двигателя.

При использовании систем эжекционного типа дозирование топлива происходит автоматически в зависимости от разрежения в диффузоре пропорционально квадрату объемного расхода воздуха, который регулируется изменением положения дроссельной заслонки.

В системах впрыскивания топлива его цикловая подача и расход воздуха непосредственно не связаны друг с другом. Отсюда требуется введение специального устройства, согласующего эти факторы и обеспечивающего требуемую программу изменения состава горючей смеси во всем поле эксплуатационных режимов.

В системах впрыскивания топлива применяют следующие два принципа управления дозированием смеси. Первый состоит в программном управлении цикловой подачей топлива, при котором в памяти электронного блока управления содержится определенная программа, связывающая выходной сигнал, управляющий подачей топлива форсунками, с входными параметрами, называемыми командными. Каждому сочетанию командных параметров соответствует определенное значение параметра, управляющего цикловой подачей топлива. Причем состав горючей смеси, задаваемый электронным блоком управления, приближается к оптимальному во всем поле эксплуатационных режимов.

Во втором случае используется программно-адаптивное управление с использованием принципа обратной связи. В адаптивном варианте система самонастраивается на поддержание постоянного (или предельно допустимого) значения одного командного параметра. Этот параметр подлежит прямому или косвенному измерению и его отклонение используется для корректирования выходной величины.

1.2 Оптимальное управление двигателем в поле эксплуатационных режимов

Характерной особенностью использования двигателей на автомобильной технике является чрезвычайно широкий диапазон условий их работы. В зависимости от рельефа местности, качества дорожного покрытия и необходимой скорости движения значительно изменяются скоростные и нагрузочные режимы, а также тепловое состояние двигателей, причем преобладающими являются частичные режимы.

Большую часть времени автомобильные двигатели работают на неустановившихся резко переменных во времени частотах вращения коленчатого вала и нагрузках. Подвержены колебаниям и внешние атмосферные условия: давление, температура и влажность окружающей среды.

В связи с этим уровень эффективности энергопреобразования, достигнутый на каком-либо одном расчетном режиме работы, чрезвычайно сложно сохранить во всем поле эксплуатационных режимов. Двигатели, доведенные и настроенные по всем регулировкам на режиме номинальной мощности или максимального крутящего момента, в случае отклонения от этих расчетных условий существенно изменяют свои показатели. Поэтому, чтобы не допускать чрезмерного ухудшения мощностных и экономических характеристик силовых установок, при изменении режимов их работы необходима автоматическая перенастройка регулировочных параметров.

В той или иной степени перенастройка регулировок применялась на всех двигателях прошлых лет, причем от поколения к поколению число регулируемых параметров непрерывно повышалось, а допуск на разброс их значений ужесточался.

Для улучшения топливной экономичности на нерасчетных режимах осуществляется изменение состава смеси, регулирование угла опережения зажигания и стабилизация теплового режима. Такая перенастройка выполняется по программам, полученным на основе экспериментального исследования регулировочных характеристик двигателей. Реализация этих программ обычно осуществляется за счет подбора и оптимизации дозирующих характеристик карбюратора, а также характеристик центробежного и вакуумного регуляторов опережения зажигания. Тепловой режим стабилизируется термостатами и автоматическими муфтами привода вентилятора.

Однако, как было показано в предыдущих разделах, эффективность энергопреобразования зависит от значительно большего числа факторов, чем это учитывается в обычных конструкциях. Кроме того, традиционными способами и средствами не всегда удается реализовать сложные программы управления при необходимом ужесточении допусков на разброс регулировок.

Чтобы обеспечить в любой точке поля эксплуатационных режимов работы двигателя получение необходимой мощности при минимальном расходе топлива, отсутствии детонационного сгорания и допустимом выбросе вредных веществ, необходимо более точно воздействовать на всю совокупность регулировочных параметров. Такое оптимальное управление двигателем может строиться с использованием одного из двух принципов:

· управление комплексом регулировочных параметров на основе заложенных в систему программ;

· самонастраивающееся или адаптивное управление.

Первый принцип продолжает тенденции традиционного управления бензиновыми двигателями, но реагирует на значительно большее число параметров, характеризующих условия и режимы их работы.

Обычно такие системы (рис. 1.2.1, а) включают в себя совокупность первичных преобразователей 7, измеряющих основные параметры, в зависимости от значений которых строится управление. Сигналы, поступающие от преобразователей, обрабатываются в электронном блоке управления 2 с использованием как аналоговых, так и цифровых принципов преобразования информации. Цифровые системы выполняются на основе микропроцессоров, собранных на базе больших интегральных схем.

Микропроцессор осуществляет сравнение полученной информации о режиме и условиях работы двигателя, по заданной программе определяет оптимальные для этих условий значения регулировочных параметров, сравнивает их с реальными и при необходимости вырабатывает команду на корректирование регулировок, которая направляется к исполнительным механизмам.

Программные системы обычно воздействуют на дозирование топлива (цикловую подачу топлива) и угол опережения зажигания. При этом система топливопитания может быть оборудована как карбюратором, так и аппаратурой впрыскивания топлива. Описанная система постоянно устанавливает исполнительные элементы в положение, соответствующее приготовлению более выгодного состава смеси.

Значительно больший эффект от оптимального управления возможен при применении вместо карбюратора более сложной аппаратуры для впрыскивания топлива.

Система впрыскивания топлива в бензиновых двигателях уже сама по себе позволяет уменьшить неравномерность распределения смеси по циклам и цилиндрам, дает возможность снизить гидравлическое сопротивление впускного тракта и температуру заряда, а также несколько повысить степень сжатия, что в комплексе обеспечивает повышение мощности двигателя до 10... 15%.

В сочетании с электронным управлением впрыскивание топлива дает дополнительный выигрыш в эффективности энергопреобразования, в связи с чем этим системам в настоящее время уделяется серьезное внимание.

Рис. 1.2.1. Схемы систем оптимального управления двигателем: а - программное управление; б - адаптивное управление

- датчики; 2 - электронный блок управления; 3 - исполнительные устройства; φкв - угол поворота коленчатого вала; φдр - угол открытия дроссельной заслонки; GB - расход воздуха; Тож - температура охлаждающей жидкости; То - температура окружающей среды; gu - цикловая подача топлива; θз- угол опережения зажигания; ДД - датчик детонации; ДО2 кислородный датчик; АЦП - аналого-цифровой преобразователь; ПЗУ - постоянное запоминающее устройство; ЭБУ - электронный блок управления

Существуют и более сложные образцы двигателей, в которых электроника, кроме перечисленных параметров, автоматически регулирует частоту вращения коленчатого вала двигателя, температуру охлаждающей жидкости, температуру воздуха в салоне автомобиля, предотвращает детонацию, управляет работой коробки передач и т.д.

В ряде опытных образцов в число оптимизируемых параметров включаются управляемые фазы газораспределения и регулирование турбонаддува.

Однако программное управление, несмотря на его постоянное усложнение за счет включения в состав обрабатываемой информации все большего числа параметров, не обеспечивает в полной мере действительно оптимального управления. Поэтому в последние годы внимание ученых и конструкторов привлекают адаптивные системы.

Идея таких систем заключается в том, что в качестве оптимизируемых принимается ограниченное количество параметров, непосредственно характеризующих эффективность энергопреобразования. В полной мере этой идее отвечала бы такая система, в которой измеряются и оптимизируются такие показатели энергопреобразования, как крутящий момент и удельный расход топлива. Однако попытки создания подобных систем показали, что измерение и экстремальное управление этими параметрами представляет собой чрезвычайно сложную техническую задачу, в связи с чем, она пока получает частичное решение.

Одним из распространенных способов осуществления адаптивного принципа управления является управление топливоподачей по отклонению состава горючей смеси, приготавливаемой карбюратором или системой впрыскивания топлива, от стехиометрического (рис. 1.2.1, б). Эти отклонения регистрируются по содержанию свободного кислорода в отработавших газах с помощью кислородного преобразователя (датчика), называемого λ-зондом.

Относительно новым подходом к управлению двигателями с принудительным воспламенением является качественное или смешанное регулирование мощности. Применение качественного регулирования предусматривает изменение мощности только за счет соответствующего изменения подачи топлива без дросселирования потока воздуха на впуске. В этом варианте при уменьшении нагрузки не увеличиваются насосные потери и не возрастает коэффициент остаточных газов, повышаются давление и температура в конце сжатия, что в целом создает предпосылки для повышения эффективности энергопреобразования.

Однако при качественном регулировании уменьшение подачи топлива при неизменном наполнении рабочей полости воздушным зарядом существенно (в 5...6 раз) повышает коэффициент избытка воздуха, что делает невозможным сгорание такой горючей смеси при традиционном способе ее воспламенения. Поэтому переход к качественному или частично качественному регулированию обычно связан с использованием специальных способов воспламенения и сжигания бедных смесей. В частности, определенные возможности в этой области имеют способы расслоенного и разделенного смесеобразования.

Частично качественное регулирование мощности использовано в двигателях с непосредственным впрыскиванием бензина. Системы непосредственного впрыскивания работают по сложной программе компьютерного управления. Основным управляющим параметром является положение педали подачи топлива. В зависимости от него устанавливается угол открытия дроссельной заслонки, изменяется давление впрыскивания топлива, регулируются фазы газораспределения и моменты впрыскивания и зажигания. Может изменяться и энергия искрового разряда.

Так, например, в двигателе Peugeot при полной подаче топлива давление впрыскивания увеличивается до 10 МПа, а на режиме холостого хода снижается до 7 МПа. На переходных режимах это давление падает до 3 МПа.

При послойном смесеобразовании на частичных нагрузках, когда в зоне свечи сосредоточена обогащенная часть заряда, а на периферии камеры сгорания отношение «воздух-топливо» увеличивается до 30:1, энергия искрового разряда возрастает до 100 мДж.

При полной нагрузке, когда за счет более раннего впрыскивания топлива образуется достаточно равномерная горючая смесь, близкая по своему составу к стехиометрической, энергия искрообразования снижается до 50 мДж. Используется также увеличение количества остаточных газов на режимах, наиболее опасных с точки зрения образования оксидов азота.

Регулирование общего избытка воздуха осуществляется за счет автономного управления дроссельной заслонкой. При полной подаче топлива (педаль управления подачей нажата полностью) дроссельная заслонка открыта, что обеспечивает образование стехиометрической смеси. На режиме холостого хода дроссельная заслонка открывается на 20 градусов относительно ее закрытого состояния, что значительно превышает степень открытия заслонки в традиционных схемах на этом режиме. Правда, как было уже указано выше, качественное регулирование усложняет работу трехкомпонентных нейтрализаторов, которые переводятся на режим накопления и периодической разовой нейтрализации оксидов азота.

В связи с этим появились конструкции (например, двигатели SAAB), которые позволяют применить своеобразное качественное регулирование. В этих двигателях осуществляется управляемое горение SAAB Combustion Control (SCC) при непосредственном впрыскивании бензина, регулируемых фазах газораспределения и двух различных искровых зазорах между электродами [ ].

Впрыскивание топлива осуществляется с помощью сжатого воздуха форсункой в конце выпуска в период перекрытия клапанов. Вследствие повышенного давления в цилиндре часть топлива, смешанного с отработавшими газами, выбрасывается через открытые клапаны как в выпускную, так и во впускную систему. Начавшееся после верхней мертвой точки (ВМТ) «всасывающее» движение поршня возвращает эти «выбросы» в цилиндр, а после закрытия выпускного клапана в рабочую полость поступает тройная смесь из топлива, воздуха и отработавших газов, причем количество воздуха в ней увеличивается в зависимости от изменяемой продолжительности открытия впускного клапана. В средней части процесса сжатия в цилиндр подается дополнительный воздух, обеспечивающий турбулизацию заряда с целью создания благоприятных условий для воспламенения и сгорания топлива.

Сложная система управления обеспечивает на всех режимах поддержание отношения «воздух-топливо» в пределах 14,6... 14,7, а остальная часть заряда дополняется отработавшими газами. На малых нагрузках их относительное количество в рабочем теле может достигать 70%. Постоянство состава обогащенной смеси и ее повышенная за счет отработавших газов температура позволяет использовать стандартные трехкомпонентные нейтрализаторы.

Зажигание смеси обеспечивается искровыми разрядами между электродами. Один из них, к которому подводится высоковольтный импульс, выполнен заодно с форсункой. «Массовым» является боковой Г-образный электрод, образующий с центральным зазор в 3.. .5 мм, а также выступ в поршне (искровой зазор 1 мм). Первый работает при частичных нагрузках и за счет высокой энергии (80 мДж) и размера искры обеспечивает раннее и надежное воспламенение смеси с большим содержанием отработавших газов. При полной нагрузке искра образуется во втором искровом зазоре, равном 1 мм. Двигатель с процессом SCC укладывается в самые жесткие нормы по выбросам вредных веществ.

Кроме качественного регулирования, улучшающего показатели двигателей на режимах малых нагрузок, может использоваться альтернативный прием - сужение необходимого диапазона нагрузочных режимов в области наиболее благоприятных условий эффективного энергопреобразования.

В систему оптимального управления входит также установка на каждом режиме оптимального угла опережения зажигания.

Серийные центробежные и вакуумные регуляторы не обеспечивают необходимой точности выполнения этой программы, а главное, не реагируют на многие дополнительные факторы.

Наиболее полно эти сложные оптимизационные программы (рис. 1.2.2) можно реализовать в электронных системах зажигания с помощью микропроцессоров.

Рис. 1.2.2 Программа оптимального управления углом опережения зажигания

Применение таких систем наряду с ужесточением допусков на отклонение от оптимальных углов опережения позволяет повысить степень сжатия и несколько снизить расход топлива.

В ряде случаев управление углом опережения зажигания осуществляется за счет постоянного его удержания на границе возникновения детонации, т.е. по адаптивному принципу. С этой целью двигатели снабжаются пьезокерамическим преобразователем DD, который реагирует на вибрации конструктивных элементов, возникающие при детонационном сгорании. Система управления работает в режиме постоянных принудительных колебаний угла опережения, причем в каждом цикле увеличение угла ограничивается по сигналу преобразователя детонации, а уменьшение осуществляется на установленную величину. Такая система позволяет дополнительно увеличить степень сжатия двигателей, максимально снижает ухудшение эффективности энергопреобразования при использовании топлив с понижены октановым числом.

Однако, наиболее перспективной представляется программа, учитывающая термодинамические процессы в цилиндрах двигателя при сгорании топливно-воздушной смеси.

1.3 Анализ современных методов моделирования рабочих процессов в двигателях внутреннего сгорания

В настоящее время процесс сгорания в бензиновых и дизельных двигателях достаточно широко исследован с теоретической и практической точек зрения [ 1, 3…7].

Вместе с тем, широкое использование в последнее время в автомобильных двигателях систем впрыскивания топлива с принудительным воспламенением заставляет более подробно и более тонко исследовать проблему моделирования процессов энергопреобразования и тепловыделения в указанных и других схемах ввиду ряда имеющих место специфических особенностей работы данных двигателей.

Определенные наработки в данном вопросе представлены в ряде диссертационных работ [ 11…14 ], а также в некоторых других публикациях.

В частности следует отметить, что, например в работе [ 15 ] выполнено моделирование действительных термодинамических процессов в цилиндре ДВС. В результате моделирования были определены индикаторный КПД, индикаторная работа и работа насосных ходов, расход газов во впускных и выпускных клапанах или окнах, в турбине и компрессоре, эффективная мощность, расход топлива, КПД и другие показатели эффективности двигателя внутреннего сгорания.

В работе [ 16 ] описано моделирование процессов горения и теплообмена в ДВС с искровым зажиганием с учетом камеры сгорания.

Достаточно подробно математическим методам моделирования процессов сгорания посвящен учебник [ 17 ].

В нем описана модель изохорного сгорания - представлены условия изохорного сгорания, порядок определения температуры и давления рабочего тела в конце изохорного сгорания, дана модель изохорного - изобарного (смешанного сгорания) и приведен расчет процесса сгорания с изохорно-изобарным подводом теплоты, выполнен расчёт процесса сгорания с учётом динамики выгорания топлива, представлено полуэмпирическое кинетическое уравнение выгорания топлива в двигателях, даны кинетические условия сгорания топлива и другие показатели эффективности сгорания топлива.

В работе [ 18 ] рассмотрены вопросы, касающиеся процессов перемешивании, горения, а также определения полей температуры сгорания, скоростей, концентраций компонент с учетом кинетики процесса, определены формы факела, границы зоны смешения и характера течения.

Вместе с тем, данные публикации не в полной мере отвечают требованиям поставленной перед дипломной работой задачи, а именно, обеспечить оптимальное использование тепловыделения в процессе сгорания и повысить топливную эффективность работы ДВС.

В этой связи возникает необходимость более точного моделирования процессов тепловыделения и оптимизации процесса сгорания топливо - воздушной смеси с целью получения требуемых показателей эффективности инжекторных ДВС.

ГЛАВА 2. Особенности построения математической модели процесса тепловыделения в цикле сгорания инжекторного двигателя

.1 Характер процессов смесеобразования и сгорания в двигателе с принудительным воспламенением

Протекание процессов смесеобразования и сгорания в двигателях с принудительным воспламенением помимо режимных факторов зависит от физико-химических свойств топлива и от способа его подачи (карбюрация, впрыскивание бензина, смеситель газового двигателя).

Смесеобразование влияет на последующее сгорание топлива, так же как скорость и полнота сгорания зависят от состава и качества смеси, на которое влияют испарение топлива и его смешение с воздухом.

.1.1 Смесеобразование в инжекторных двигателях

Под смесеобразованием в двигателе с принудительным воспламенением понимают комплекс взаимосвязанных процессов, имеющих место при дозировании топлива и воздуха, распыливании, испарении и перемешивании топлива с воздухом.

Для четырехтактных двигателей с принудительным воспламенением применяется, как правило, внешнее смесеобразование.

У четырехтактных двигателей смесеобразование начинается в карбюраторе, форсунке или смесителе, продолжается во впускном тракте и заканчивается в цилиндре. Механизмы смесеобразования при карбюрации и центральном впрыскивании имеют много общего, так как топливо в обоих случаях вводится в воздушный поток в одном и том же месте впускного тракта - перед впускным трубопроводом (коллектором).

Распыливание топлива. Сразу же после выхода струи топлива или топливовоздушной смеси (ТВС) во впускной коллектор начинается ее распад в результате воздействия сил аэродинамического сопротивления и наличия воздуха, причем скорость воздуха существенно выше скорости топлива. Такой способ распыливания называют воздушным или инжекторным, так как для дробления топлива используется кинетическая энергия воздуха. На расстоянии нескольких миллиметров от отверстия распылителя струя распадается на пленки и капли различных диаметров от 100 до 600 мкм. В дальнейшем капли могут дробиться на более мелкие. Улучшение процесса распыливания увеличивает суммарную поверхность капель и способствует более быстрому их испарению. Средний диаметр капель при центральном впрыскивании при проходе через клапанную щель составляет 50…65 мкм.

Системы с впрыскиванием осуществляют подачу топлива под давлением, как правило, во впускной трубопровод (центральное впрыскивание) или впускные каналы в головке цилиндров (распределенное впрыскивание)

Для обеих систем мелкость распыливания зависит от давления впрыскивания, формы раскрывающих отверстий форсунки и скорости течения бензина в них, а также от вязкости и поверхностного натяжения топлива.

В системах впрыскивания бензина наибольшее применение получили электромагнитные форсунки [ 1 ], к которым топливо подводится под давлением 0,2...0,4 МПа, что обеспечивает получение капель со средним диаметром по Заутеру для струйной, штифтовой и центробежной форсунок 220...400 мкм, 200...270 мкм и 50...100 мкм соответственно[ 1, 3 ].

Процесс распыливания топлива происходит и при прохождении жидкой фазой (пленка, капли) сечения между впускным клапаном и его седлом, а на частичных нагрузках и в щели, образуемой прикрытой дроссельной заслонкой.

Образование и движение пленки топлива. Направление движения топлива при выходе его из форсунки, силы, возникающие при взаимодействии капель с потоком воздуха, а также гравитационные силы обусловливают оседание частиц на стенках впускного трубопровода и «горячего» впускного клапана . Растекаясь на поверхности, капли образуют топливную пленку. При достаточно большом количестве пленки с нее потоком воздуха наблюдаются вторичные процессы образования капель. На пленку топлива воздействуют силы сцепления со стенкой, касательное усилие со стороны потока воздуха, перепад статического давления по периметру сечения, а также силы тяжести и поверхностного натяжения. В результате действия этих сил траектория движения пленки приобретает сложный характер. Скорость движения пленки в несколько десятков раз меньше скорости потока смеси.

Количество пленки, образующейся при впрыскивании бензина, зависит от места установки форсунки, дальнобойности струи, мелкости распыливания, а при распределенном впрыскивании в каждый цилиндр - от момента его начала. Опыты показывают, что при любом способе организации впрыскивания в пленку высаживается до 60...80% топлива [ 3 ].

Испарение топлива. Для обеспечения качественного смесеобразования прежде всего необходимо испарить топливо, так как только при одинаковом агрегатном состоянии (гомогенная смесь) диффузионные процессы смешения паров топлива и воздуха протекают с наибольшей полнотой. До поступления в цилиндр ТВС является двухфазной, так как топливо в ней находится в газовой и жидкой фазах.

С поверхности капель и пленки топливо испаряется при сравнительно небольших температурах. Капли находятся во впускной системе двигателя примерно в течение 0,002...0,05 с.

За это время успевают полностью испариться лишь самые мелкие из них. Низкие скорости испарения капель определяются главным образом молекулярным механизмом переноса теплоты и массы, поскольку большую часть времени капли движутся при незначительном обдуве воздухом. Поэтому на испарение капель заметно влияют мелкость распыливания и начальная температура топлива, влияние же температуры воздушного потока незначительно.

Существенную роль играет испарение с поверхности пленки, которая интенсивно обдувается потоком. Большое значение для испарения пленки имеет теплообмен со стенками впускного тракта, поэтому при центральном впрыскивании и карбюрации впускной трубопровод обычно обогревается охлаждающей двигатель жидкостью или отработавшими газами.

В зависимости от конструкции впускного тракта и режима работы карбюраторного двигателя и при центральном впрыскивании на выходе из впускного трубопровода содержание в горючей смеси паров топлива может составлять 60...95% [ 3 ]. Процесс испарения топлива продолжается в цилиндре во время тактов впуска и сжатия, к началу сгорания топливо практически испаряется полностью.

Особенно интенсивно испаряется пленка с поверхности впускного клапана, однако продолжительность этого испарения невелика, поэтому при распределенном впрыскивании на тарелку впускного клапана и работе двигателя с полным дросселем до поступления в цилиндр испаряется лишь 30...50% цикловой дозы топлива [ 3 ].

Доля топлива, испарившегося перед поступлением в цилиндр, на режимах холодного пуска может уменьшаться до 5...10%.

Неравномерность состава смеси по цилиндрам. Скорости движения воздуха и паров топлива во впускном тракте равны, а скорость капель на 2...6 м/с меньше, чем скорость воздуха. Из-за неодинакового сопротивления ветвей впускного тракта наполнение отдельных цилиндров воздухом может отличаться, но не более чем на 2...4%.

Распределение топлива по каналам разветвленного впускного трубопровода, а значит, и по цилиндрам карбюраторного двигателя или при центральном впрыскивании может характеризоваться значительно большей неравномерностью главным образом за счет неодинакового распределения пленки. Это означает, что и состав смеси в цилиндрах будет неодинаковым.

Степень неравномерности состава смеси оценивается показателем

Di =                                                                 (2.1.1)

где αi - коэффициент избытка воздуха в i - ом цилиндре.

Для более равномерного распределения состава смеси по цилиндрам необходимо обеспечить возможно более полное испарение топлива до зон разветвления впускного трубопровода. В этой связи, например, улучшение распыливания уменьшает степень неравномерности состава смеси.

2.1.2 Воспламенение и сгорание топлива в инжекторных двигателях

Индикаторный коэффициент полезного действия (КПД) двигателя ηi зависит от полноты, скорости и своевременности сгорания топлива. Чем однороднее и сильнее турбулизирована смесь, тем быстрее она горит. В соответствии с индикаторной диаграммой в процессе сгорания можно выделить три фазы.

Первая фаза θI , начинающаяся в момент проскакивания электрической искры и заканчивающаяся, когда давление в цилиндре становится в результате выделения теплоты выше, чем при сжатии смеси до верхней мертвой точки (ВМТ) без сгорания, называется начальной фазой сгорания или фазой формирования фронта пламени. В этот период времени очаг горения, формирующийся в зоне высоких температур между электродами свечи, постепенно превращается в развитый фронт турбулентного пламени. Развитие сгорания в течение этой фазы в основном определяют закономерности мелкомасштабного турбулентного горения. Доля топлива, сгорающего в период θI меньше 2...3%, поэтому индикатор не регистрирует увеличение давления относительно давления сжатия. На длительность θI в градусах ПКВ влияют следующие факторы:

Состав смеси. Наименьшее значение θI соответствует составу смеси, при котором скорость сгорания имеет наибольшее значение (α = 0,8...0,9). При сильном обеднении смеси не только заметно увеличивается θI, но и резко ухудшается стабильность воспламенения, вплоть до появления пропусков в отдельных циклах.

Вихревое движение заряда. Применение винтовых или тангенциальных впускных каналов позволяет создать интенсивное вихревое движение заряда в цилиндре, что способствует увеличению мелкомасштабной турбулентности, а это в свою очередь приводит к сокращению длительности θI.

Степень сжатия. С ростом степени сжатия ε увеличиваются температура и давление рабочей смеси, а это способствует повышению нормальной скорости сгорания и соответствующему сокращению длительности θ1. По этим же причинам уменьшение угла опережения зажигания приводит к некоторому уменьшению θI.

Частота вращения. Опыты показывают, что θI ~ nm, где m = 0,5...1,0. Чем сильнее возрастают мелкомасштабные пульсации при увеличении частоты вращения п, тем меньше значение показателя т.

Нагрузка двигателя. По мере закрытия дроссельной заслонки увеличивается относительное количество отработавших газов (ОГ) и уменьшается давление рабочей смеси. Все это приводит к увеличению длительности θI , а также к ухудшению стабильности воспламенения.

Характеристики искрового разряда. Чем выше пробивное напряжение, длительность и стабильность разряда, тем меньше θI, поэтому электронные (транзисторные) системы зажигания несколько улучшают по сравнению с классическими контактными системами воспламенение и сгорание, особенно на режимах разгона или при значительном обеднений смеси.

Вторая фаза θII называется основной фазой сгорания, ее длительность отсчитывается от конца первой фазы до момента достижения максимального давления в цикле. Длительность θII определяется закономерностями крупномасштабного турбулентного горения. Максимальная скорость распространения пламени в этой фазе сгорания может достигать 60...80 м/с, а доля сгоревшего топлива 80...85%. Как показывают эксперименты, θII слабо зависит от физико-химических свойств рабочей смеси и только при очень сильном дросселировании наблюдается некоторое увеличение θII. Интенсивность турбулентности заряда в цилиндре пропорциональна частоте вращения, поэтому с ростом и длительность второй фазы во времени уменьшается пропорционально изменению длительности всего цикла, т. е. фаза θII в градусах поворота коленчатого вала (ПКВ) практически не изменяется. Уменьшению длительности θII способствует расположение свечи зажигания ближе к центру камеры сгорания, а также усиление турбулизации заряда.

К моменту окончания второй фазы сгорание не заканчивается, поэтому средняя температура газов продолжает возрастать, достигая максимума.

Третья фаза θIII, или фаза догорания, начинается в момент достижения максимального давления цикла. В этой фазе смесь горит в пристеночных слоях, где масштабы турбулентных пульсаций заметно меньше, чем в основном объеме камеры сгорания. Отдельные объемы смеси догорают за фронтом пламени, особенно когда зона турбулентного горения имеет большую глубину. Идет выделение теплоты и от рекомбинации молекул. Скорость тепловыделения в этой фазе уменьшается, а расширение газов из-за движения поршня к нижней мертвой точке (НМТ) увеличивается, что одновременно с увеличением теплоотдачи в стенки определяет падение давления в цилиндре. На длительность θIII влияют те же факторы, которые воздействуют на θI, т. е. от которых зависит скорость мелкомасштабного турбулентного горения. С ростом ε увеличивается доля смеси, догорающей в пристеночных слоях и в зазорах между головкой и днищем поршня (в вытеснителях), что оказывает решающее влияние на затягивание третьей фазы. Определить момент окончания этой фазы, характеризующийся концом тепловыделения, без специальных расчетов и обработки индикаторной диаграммы нельзя.

Опытные показатели показывают, что двигатель с искровым зажиганием работает с максимальным ηс, когда вторая фаза сгорания располагается примерно симметрично относительно верхней мертвой точки (ВМТ). При работе на полном дросселе ηс max достигается, когда основная фаза сгорания заканчивается через 12...15° после ВМТ, при этом θ2 = 25...30°.

Основным средством изменения расположения фаз процесса сгорания в цикле является управление углом опережения зажигания φоз.

Скорость тепловыделения в основной фазе определяет интенсивность нарастания давления dp/dφ, от которой зависит так называемая жесткость работы двигателя.

Выгорание топлива по времени характеризует показанная на рис. 2.1.1 кривая х = Qx/Qтц.

Рис. 2.1.1 Индикаторная диаграмма двигателя с принудительным воспламенением (φоз. - угол опережения зажигания, θI, θII, θIII - фазы процесса сгорания, χх - коэффициент выделения теплоты)

Коэффициент выделения теплоты χх равен отношению количества теплоты, выделившейся к текущему моменту (Qx), к теплоте, введенной в цикл с топливом (Qтц). Часть теплоты Qx путем теплопередачи отдается окружающей среде, а основная часть Qа (активное тепловыделение) расходуется на совершение рабочим телом работы (L =) и увеличение его внутренней энергии (ΔU c-φ).

Коэффициент активного тепловыделения

                                                             (2.1.2)

Таким образом, функция ξa = f(φ) характеризует связь между процессом сгорания и использованием в цикле выделившейся теплоты. Коэффициент ξa определяют путем термодинамических расчетов по индикаторной диаграмме.

На рис. 2.1.2 показаны результаты определения ΔU, L и ξa.

Рис. 2.1.2 Изменение р, Т, ζa,ΔU и L в зависимости от угла поворота коленчатого вала (ε = 9,0; n = 3000 мин-1; α = 1,0; полный

К моменту окончания второй фазы сгорания (точка z) выделилось 75% активной теплоты (ξa = 0,75). Максимальная средняя температура (точка Tтах) достигается через 12° после точки z и к этому моменту ξa = ξa max = 0,915, остальные 8,5% теплоты Qцт теряются на теплопередачу через стенки и на неполноту сгорания. По мере уменьшения нагрузки ξa max снижается и достигается дальше от ВМТ.

2.2 Методы расчета основных параметров процесса сгорания

Процесс сгорания сопровождается чрезвычайно сложными физико-химическими явлениями, которые развиваются в зависимости от большого числа трудно учитываемых факторов. Это обстоятельство очень усложняет математическое описание процесса, поэтому в настоящее время нет практически приемлемого метода точного расчета не только текущих, но и конечных его параметров. Необходимые при расчете рабочего цикла параметры конца сгорания обычно получают в результате простого термодинамического расчета, выполняемого по идеализированной схеме и дающего только общее приближение к действительным условиям. Основной недостаток этого метода состоит в том, что он не учитывает действительного закона тепловыделения, подменяя его подводом теплоты при простых термодинамических процессах (изохорном и изобарном) с введением эмпирических поправочных коэффициентов.

Расчет процесса сгорания состоит из двух разделов - термохимического и термодинамического.

2.2.1 Термохимические соотношения при сгорании

Количество воздуха, необходимое для сгорания топлива, можно установить из стехиометрических уравнений химических реакций.

В итоге, сгорание углеводородного топлива описывается следующими уравнениями:

С + О2 = СО2                                                                       (2.2.1)

2С + О2 = 2СО                                                                     (2.2.2)

2Н2 + О2 = 2Н2О                                                                (2.2.3)

Принимая во внимание атомные и молекулярные веса элементов и выражая газообразные компоненты в молях, можно получить соответственно

кг С + 1 моль О2 = 1 моль СО2                                          (2.2.4)

24 кг С+ 1 моль О2 = 2 моль СО                                        (2.2.5)

4 кг Н2+ 1 моль О2 = 2 моля Н2О                                               (2.2.6)

Из уравнений (2.2.4…2.2.6) определяется количество молей воздуха Мо, теоретически необходимое для полного сгорания 1 кг топлива:

, моль/кг топлива                               (2.2.7)

где 0,21 - объемное содержание кислорода в воздухе;

С, Н, О - весовая доля углерода, водорода и кислорода в элементарном составе топлива.

Элементарный состав топлива можно принять для бензина - С = 0,855 и Н = 0,145.

Действительное количество воздуха М, участвующее в сгорании, обычно не равно теоретическому Мо и составляет

 = αMo, (моль/кг топлива)                                                   (2,2,8)

где α - коэффициент избытка воздуха при сгорании.

Для карбюраторных двигателей α = 0,8-1,15 в зависимости от режима работы. При расчете рабочего процесса обычно принимается α = 0,85…0,9.

Число молей свежего заряда, поступившего в цилиндр за время впуска в двигателях с внешним смесеобразованием

, (моль/кг топлива)                                            (2,2,9)

где μТ - молекулярный вес паров топлива (μТ = 114 кг/моль);

в двигателях с внутренним смесеобразованием

М3 = М = α М0 (моль/кг топлива)                                      (2.2.10)

Число молей продуктов сгорания, образующихся при сгорании 1 кг топлива, также определяется из уравнений (2.2.4…2.2.6).

Если сгорание происходит при α > 1, то число молей продуктов сгорания равно

МГ = МСОг + МНг0 + МN2 + МОг (моль/кг топлива)     (2.2.11)

Из уравнений (2.2.4) и (2.2.6) следует, что

Число молей азота при сгорании не изменяется, поэтому

MN2=0,79M = 0,79α M0 .

Число молей избыточного кислорода равно

МОг=0,21 (M - Мo) = O,21 Мо (a- 1).

Подставляя найденные количества компонентов продуктов сгорания в уравнение (2.2.11), получим

Мг =                                     (2.2.12)

или, учитывая уравнение (2.2.7), получим окончательно число молей продуктов сгорания при α > 1

Мг =  (моль/кг топлива)                                 (2.2.13)

В случае сгорания с недостатком воздуха (α < 1) часть углерода и водорода окисляется не полностью и в продуктах сгорания присутствуют окись углерода и свободный водород:

МГ = МСО2 + МCO + МН20 + МН2+ МN2 (моль/кг топлива). (2.2.14)

Предполагая, что неполному окислению подвергаются доли углерода и водорода, оцениваемые коэффициентами φ и φ1 можно записать

 и .

Тогда число молей продуктов полного окисления будет равно

 и

Число молей азота остается равным

MN2 = 0,79αM0.

Общее количество продуктов сгорания в этом случае будет равно

                         (2.2.15)

или после преобразования

 (моль/кг топлива)                              (2.2.16)

Как видно из уравнений (2.2.2) и (2.2.3), в реакциях неполного окисления углерода и частичного сгорания водорода происходит удвоение числа молей газов. Поэтому число молей продуктов сгорания в этом случае оказывается больше числа молей свежего заряда. Это увеличение тем больше, чем больше продуктов неполного окисления углерода, т.е. чем меньше коэффициент избытка воздуха α.

Отношение числа молей МГ к М3 называется коэффициентом молекулярного изменения горючей смеси

                                                                                (2.2.17)

Действительное изменение числа молей будет несколько меньшим из-за наличия в цилиндре остаточных газов, определяемых величиной γг.

Поэтому коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси равен

                                                                          (2.2.18)

Учитывая, что  получим

                                                                           (2.2.19)

Увеличение числа молей, а следовательно, и объема продуктов сгорания способствует дополнительному повышению давления при выделении теплоты и увеличивает работу расширения газов. Обычно для двигателей с принудительным воспламенением β = 1,07 - 1,1.

2.2.2 Термодинамический расчет процесса сгорания

Целью термодинамического расчета процесса сгорания является определение конечных температуры и давления при заданном количестве подведенной теплоты, Эта задача решается путем применения уравнения первого закона термодинамики:

 = ΔU + AL (ккал)                                                                (2.2.20)

где Q - количество теплоты, подведенное в данном процессе;

ΔU - изменение внутренней энергии в том же процессе;

А - тепловой эквивалент работы, равный (1/|427 ккал/кГ*м);

L - совершенная газом или подведенная к нему внешняя механическая работа, (кГ*м).

Расчет процесса сгорания обычно ведется для 1 кг топлива. Из-за невозможности учета действительного закона тепловыделения принимается, что теплота в расчетном цикле подводится по изохоре в двигателях с принудительным воспламенением.

Концом теплоподвода в любом случае считается точка z. Однако действительный процесс тепловыделения, развивающийся с конечной скоростью, не заканчивается в точке z, поэтому в термодинамическом расчете учитывают незавершившееся сгорание специальным поправочным коэффициентом полезного тепловыделения ξ. Кроме отличия действительной скорости сгорания от закона теплоподвода, принятого в расчетном цикле, коэффициент ξ учитывает потерю части выделившейся теплоты вследствие теплоотдачи в стенки, утечки газа и диссоциации.

Таким образом, условное количество активной теплоты, выделившееся в процессах cz или cz'z, считается равным

 = ξQT (ккал/кг топлива)                                                     (2.2.21)

где QT -полное количество теплоты, выделяющееся к концу реального процесса сгорания.

Обычно для двигателей с принудительным воспламенением ξ = 0,82 - 0,9.

Количество теплоты QT может быть определено по формуле

 = Qh - AQh. cr (ккал/кг топлива)                                       (2.2.22)

Где QH - низшая теплота сгорания топлива, ккал/кг;

AQн cr. - потеря части теплоты вследствие физической и химической неполноты сгорания, ккал/кг.

Неполнота сгорания обычно учитывается только для двигателей с принудительным воспламенением при работе на обогащенной смеси и может быть подсчитана по формуле

. cr = 14 700 (1 - α) (ккал/кг)                                                (2.2.32)

Низшая теплота сгорания топлива QH для бензина принимается в пределах: 10100-10500 ккал/кг.

Термодинамический расчет цикла двигателя с принудительным воспламенением характеризуется тем, что подвод теплоты считается изохорным и поэтому работа L при сгорании отсутствует.

В этом случае

 (ккал/кг)                                             (2.2.33)

или с учетом уравнений

 (ккал/кг топлива)                                        (2.2.34)

 (ккал/кг топлива)                               (2.2.35)

имеем

                                      (2.2.36)

Среднюю мольную теплоемкость продуктов сгорания при α < 1 можно определить по формуле

 = (4,4 + 0,62α) + (3,7 + 3,Зα)10-4Тz (ккал\молъ-град)         (2.2.37)

Решение квадратного уравнения (2.2.36) дает расчетную температуру Тг продуктов сгорания двигателя с принудительным воспламенением, которая обычно равна 2500-2700° К.

По найденной температуре Тг определяется расчетное максимальное давление цикла:

Рг =  (кг/см2)                                          (2.2.38)

                                            (2.2.39)

где λ - степень повышения давления при сгорании.

Обычно для современных бензиновых двигателей расчетная величина pz = 40 -70 кГ/см2, что значительно превышает реальные давления газов в цилиндре.

Поэтому при построении расчетной индикаторной диаграммы найденное давление уменьшают, умножая на поправочный коэффициент 0,85. Необходимость такого корректирования результатов расчета вызвана тем, что реальный процесс сгорания протекает не по изохоре и принятая часть теплоты топлива выделяется, когда объем камеры сгорания уже существенно больше минимального объема Vc , а давление снизилось в результате расширения.

2.3 Требования, предъявляемые к математической модели

Под математической моделью понимают процесс установления соответствия данному реальному объекту некоторого математического объекта, достаточно адекватно описывающего происходящий реальный процесс [ 9, 10 ].

Математическая модель, прежде всего, должна соответствовать двум основным требованиям:

быть вполне адекватной реальному процессу, описываемому моделью;

быть достаточно простой для того, чтобы можно было получить конкретные количественные показатели на выходе.

В представляемой математической модели процесса тепловыделения в цикле сгорания инжекторного двигателя основной упор сделан именно на адекватность процесса и на соответствие основному требованию модели - обеспечить оптимальное тепловыделение в процессе сгорания, а значит и на максимальное использование энергии топлива, а значит - оптимального использования количества горючей смеси.

Таким образом, обеспечение оптимального состава горючей смеси при впрыскивании бензина и оптимизация тепловыделения являются основными задачами моделирования.

Математическая модель позволяет делать определенные допущения и характеризуется некоторыми ограничениями.

В этом плане, основными допущениями и ограничениями, принятыми при разработке математической модели процесса тепловыделения в цикле сгорания и оптимизации расхода топлива инжекторного двигателя являются следующие:

рассматривается четырехтактный двигатель внутреннего сгорания;

количество цилиндров принимаем i = 4;

впрыск топлива осуществляется через форсунку во впускной коллектор, при этом используется схема одновременного впрыска топлива в цилиндры;

коэффициент избытка воздуха α изменяется от 0,9 до 1,1 в зависимости от частоты вращения коленчатого вала n по определенному закону - α = f (n);

массовый часовой расход воздуха Gв принимаем постоянным для различных режимов работы двигателя;

степень сжатия ε не изменяется;

атмосферное давление принимаем равным pа = 760 мм рт.ст. = 105 Па.;

температура окружающего воздуха tв = 20оС = 293 К;

давление впрыскивания через форсунку составляет pф = 0,2 МПа;

процесс подвода теплоты Q считаем изохорным;

время впрыскивания топлива через форсунку не превышает tвп =10 - 12 мс при частоте вращения коленчатого вала n = 5000…6000 мин-1;

при режиме холостого хода время впрыскивания составляет tвп = 2 - 3 мс;

объемный расход воздуха Vвц регулируется изменением положения дроссельной заслонки;

смесь воздуха и топлива считаем гомогенной или близкой к гомогенной.

Осуществление точечного принудительного воспламенения чрезвычайно критично по отношению к составу и гомогенизации горючей смеси.

Наиболее надежное воспламенение и быстрое распространение фронта пламени может происходить только при обогащении смеси до коэффициента избытка воздуха α равного 0,85.. .0,95, а минимум удельного расхода топлива требует ее обеднения до α = 1,1...1,2. Для поддержания необходимого состава смеси во всем диапазоне нагрузок применяется количественное регулирование, при котором с уменьшением нагрузки уменьшается общее количество горючей смеси, подаваемой в цилиндры двигателя.

При использовании систем подачи эжекционного типа дозирование топлива происходит автоматически в зависимости от разрежения в диффузоре пропорционально квадрату объемного расхода воздуха, который регулируется изменением положения дроссельной заслонки.

В системах впрыскивания топлива его цикловая подача и расход воздуха непосредственно не связаны друг с другом. Отсюда требуется введение специального устройства, согласующего эти факторы и обеспечивающего требуемую программу изменения состава горючей смеси во всем поле эксплуатационных режимов.

В системах впрыскивания топлива применяют следующие два принципа управления дозированием смеси.

Первый состоит в программном управлении цикловой подачей топлива, при котором в памяти электронного блока управления содержится определенная программа, связывающая выходной сигнал, управляющий подачей топлива форсунками, с входными параметрами, называемыми командными. Каждому сочетанию командных параметров соответствует определенное значение параметра, управляющего цикловой подачей топлива. Причем состав горючей смеси, задаваемый электронным блоком управления, приближается к оптимальному во всем поле эксплуатационных режимов.

Во втором случае используется программно-адаптивное управление с использованием принципа обратной связи. В адаптивном варианте система самонастраивается на поддержание постоянного (или предельно допустимого) значения одного командного параметра. Этот параметр подлежит прямому или косвенному измерению и его отклонение используется для корректирования выходной величины.

Адаптивные системы используются для управления топливоподачей, обеспечивающего поддержание состава горючей смеси, близкой с стехиометрической (при коэффициенте избытка воздуха α, равном 0,98... 0,99, что требуется для эффективной работы трехкомпонентных нейтрализаторов отработавших газов.

Обычно адаптивное управление сочетается с программным, причем для каждого из них выделяется определенная область эксплуатационных режимов.

Коэффициент избытка воздуха (α), характеризующий состав горючей смеси, может исчисляться в зависимости от массовых часового (GВ, кг/ч) или циклового (GВЦ , кг/цикл) расходов воздуха, т.е.

 или =                                                   (2.3.1)

где GТ - часовой расход топлива, кг/ч; gЦ - цикловая подача топлива, кг/цикл; l0 - количество воздуха, теоретически необходимое для полного сгорания одного килограмма топлива.

Если программой управления топливоподачей заданы значения α, то часовой расход и цикловая подача топлива соответственно будут равны

Т = α lo GВ                                                                           (2.3.2)

g Ц = α lo GВЦ                                                                     (2.3.3)

По выражению (2.3.2) строится управление в системах непрерывного впрыскивания. При импульсном впрыскивании цикловая подача должна определяться по массовому цикловому расходу воздуха (2.3.3). Следует отметить, что во втором случае можно добиться большей точности дозирования, так как диапазон изменения цикловых подач топлива в 4...5 раз меньше вариации его часового расхода, зависящего как от нагрузки (дросселирования), так и от частоты вращения коленчатого вала.

Таким образом, для формирования импульсов, управляющих работой форсунок, необходима информация о массовом цикловом расходе топлива. Однако непосредственное его измерение практически невозможно, поэтому в системах управления используется измерение расхода воздуха (GВЦ, кг/с) с последующим пересчетом его на цикловую подачу

GВЦ =  (кг/цикл)                                                     (2.3.4)

где i - число цилиндров;

п - частота вращения коленчатого вала двигателя, мин-1.

Таким образом, основной величиной, в соответствии с которой должна определяться и реализовываться цикловая подача или часовой расход топлива, является массовый расход воздуха.

Массовый цикловой расход воздуха физически определяется рабочим объемом двигателя (Vh), плотностью воздуха на впуске в двигатель (ρв) и коэффициентом наполнения (ηv), т.е.

GВЦ =( кг )                                                             (2.3.5)

Учитывая, что плотность воздуха на впуске определяется выражением

 ( кг/м3 )                                                                (2.3.6)

а коэффициент наполнения

                                                            (2.3.7)

где ε - степень сжатия;

р0, Та- давление и температура на впуске в двигатель, (Па, К);

ра, Та - давление и температура заряда в конце наполнения, (Па, К);

R - газовая постоянная воздуха, Дж/(кг*град);

ηvг - коэффициент остаточных газов, можно считать

ВЦ = ( кг )                                               (2.3.8)

Учитывая постоянство ε, Vh, R и незначительные значения γг, основной величиной, которая определяет цикловой расход воздуха, является давление в конце наполнения ( pa ). Оно в свою очередь определяется уравнением

 = po -Δpтр -Δpкл ( Па )                                                      (2.3.9)

где Δpтр ,Δpкл - соответственно потери давления вследствие гидравлического сопротивления впускной системы (с учетом падения давления на дроссельной заслонке) и клапана, Па.

Разность (ро - Δpтр) представляет собой абсолютное давление во впускном трубопроводе (ртр), а потери давления в клапане равны

Δpкл =  ( Па )                                                     (2.3.10)

где ξкл - коэффициент гидравлических потерь в клапанной щели;

Скл - скорость смеси в клапане, м/с.

Температура заряда в конце наполнения составляет

Та =( К)                                                              (2.3.11)

где ΔТ - подогрев заряда на впуске от нагретых деталей двигателя, К;

Тг - температура отработавших газов, К.

GВЦ =                      (2.3.12)

Таким образом, в качестве параметра, который может приниматься для косвенного определения циклового расхода воздуха допустимо использовать усредненное по времени абсолютное давление во впускном трубопроводе (ртр ). Однако в связи со сложностью измерения абсолютного давления в начальный период развития систем управления впрыскиванием, в том числе и механических, командным являлось разрежение во впускном трубопроводе (Δртр) [ 8 ].

Следует отметить, что и в первом и во втором вариантах требуется корректирование информации о ртр или Δртр в зависимости от атмосферного давления (р0) и температуры (То), скорости смеси в клапанной щели (Скл), значения коэффициента остаточных газов (γг) и т.п. При использовании в качестве основного параметра регулирования ртр отпадает необходимость корректирования по р0, что позволяет таким системам адаптироваться к изменению атмосферного давления. Управление цикловой подачей топлива по абсолютному давлению, равному (ро - Δpтр), используется в вариантах одноточечного впрыскивания.

Развитие систем управления топливоподачей, обусловленное необходимостью повышения точности дозирования, ведет к использованию в качестве основного параметра объемного расхода воздуха, равного

вц = Vh ηv = Gвц/ρв ( м3/с )                                                (2.3.13)

Для измерения объемного расхода воздуха используются устройства, основанные на преобразовании скоростного напора потока в механическое перемещение подпружиненных элементов, находящихся в набегающем потоке. Один из наиболее распространенных датчиков объемного расхода воздуха, который используется в системе Bosch L-Jetronic (рис. 2.3.1).

Датчик выполнен в виде легкой заслонки 2, вращающейся вместе со своей осью в специально спрофилированной камере впускного трубопровода и снабженной спиральной пружиной, стремящейся удержать заслонку в закрытом положении.

При открывании дроссельной заслонки или увеличения частоты вращения коленчатого вала потребление воздуха двигателем увеличивается и его поток отклоняет заслонку 2 датчика до такого положения, когда сила аэродинамического давления уравновесится моментом пружины заслонки. При этом за счет подбора конструктивных параметров обеспечивается прямая пропорциональная зависимость между объемным расходом воздуха и углом поворота заслонки от ее исходного положения.

Рис. 2.3.1 Схема расходомера воздуха пневмомеханического типа

- обводной канал; 2 - измерительная заслонка; 3 - демпферная камера; 4 - пластина демпфера; 5 - потенциометр; 6 - винт регулирования качества смеси; 7 - датчик температуры

Для регистрации этого угла, являющегося косвенным показателем расхода воздуха, с внешней стороны корпуса датчика размещен и соединен с осью заслонки потенциометр 5, изменяющий омическое сопротивление пропорционально углу поворота заслонки. Потенциометр подключен к входу блока управления.

С учетом специально спрофилированной воздушной камеры расходомер, описанного типа обеспечивает требуемую зависимость угла поворота подвижной заслонки, нагруженной спиральной пружиной, от проходного сечения, определяемого расход воздуха.

Однако использование информации подобного типа пневмоэлектромеханических датчиков, во-первых, не обеспечивает пропорциональность регистрируемого электрического сигнала массовому расходу воздуха, и, во-вторых, в системе имеют место недостаточно надежные механические элементы, а также потенциометр, имеющий ограниченный ресурс.

В связи с этим в последних вариантах систем управления применяют расходомеры термоанемометрического типа, не имеющие механических подвижных элементов и контактных пар потенциометрического датчика.

Принцип действия такого расходомера основан на существовании зависимости тепловой мощности, рассеиваемой нагретой электрическим током тонкой проволокой, обдуваемой потоком воздуха, от его массового расхода. При этом для более точного измерения температура проволоки, обтекаемой воздухом, поддерживается постоянной.

С целью исключения искажения результатов в схему вводится компенсационный резистор. Рассеиваемый тепловой поток, по значению которого судят о массовом расходе воздуха, измеряют по падению напряжения на эталонном резисторе, включенном последовательно с нагреваемой нитью.

На выходе термоанемометрического расходомера, включающего в себя электронную схему преобразования тока, проходящего через измерительный элемент, возникает напряжение, которое изменяется от нуля при отсутствии расхода воздуха до 4... 5 В при его максимальном значении (рис. 2.3.2). При этом, как видно из рис. 2.3.2, в значительном диапазоне расходов воздуха напряжение практически линейно зависит от его массового значения, что является важным достоинством такого прибора.

Рис. 2.3 Характеристики выходного сигнала расходомера

Однако расход воздуха, в том числе и массовый, являясь главным командным параметром, не обеспечивает оптимального управления на всех режимах и при изменяющихся условиях работы двигателей. В основном диапазоне средних нагрузок двигателей без нейтрализаторов (средних расходов воздуха) необходимо получение смеси, обеспечивающей наилучшую топливную экономичность. С этой целью коэффициент избытка воздуха α должен обедняться с ростом нагрузки от 1,0 до 1,2. Однако при работе на холостом ходу и для достижения максимальной мощности горючая смесь должна обогащаться до α = 0,90 -. 0,95. Обогащению подлежит смесь при пуске и прогреве двигателя, в случае резкого открывания дроссельной заслонки. С учетом этих корректировок главный командный параметр - расход воздуха должен дополняться другими параметрами, которые корректируют базовую программу.

Система управления топливоподачей в наиболее полном варианте представлена рис. 1.2.1, a.

На схеме видно, что сигналы датчика массового расхода воздуха дополняются информацией о частоте вращения коленчатого вала (n), положении дроссельной заслонки (φдр) и ее ускорении (dφдр/dτ), температуре охлаждающей жидкости (Тож). Если в качестве главного командного параметра принят объемный расход воздуха Vвц или абсолютное давление во впускном трубопроводе ртр, то в число дополнительных параметров должна входить и температура воздуха на впуске в двигатель.

ГЛАВА 3. Разработка математической и компьютерных моделей

.1 Математическая модель процесса тепловыделения в цикле сгорания

Математическая модель процесса тепловыделения в цикле сгорания строится на основе оптимального потребления топлива в каждом цикле подачи топлива.

Математическая модель использует следующий алгоритм расчета:

Программа расчета оптимальной подачи топлива в цилиндры инжекторного двигателя и определения теплоотдачи при сгорании топлива включает в себя несколько блоков (подпрограмм) расчета.

Данные блоки содержат:

) подпрограмму предварительного расчета основных параметров работы двигателя;

) подпрограмму расчета параметров впуска;

) подпрограмму расчета параметров процесса впуска;

) подпрограмму расчета процесса сжатия;

) подпрограмму расчета параметров процесса сгорания;

) подпрограмму определения основных параметров управления оптимальной подачей топлива и параметров теплоотдачи

3.1.1 Блок (подпрограмма) предварительного расчета основных параметров работы двигателя

1. Объявляются переменные:

Ne - мощность двигателя (в л.с. или кВт, например, 76,2)

z - коэффициент тактности (для четырехтактных двигателей z = 2)

pe - среднее эффективное давление (pe = 8,5-9,5)

D - диаметр поршня, мм (перевести в м - умножить на 10-3, например,)

S - ход поршня, мм (перевести в м - умножить на 10-3)

ψ - отношение хода поршня к диаметру цилиндра (безразмерная величина, для бензиновых двигателей - ψ = 0,70 - 1,0)

ε - степень сжатия (отношение объема цилиндра камеры сгорания в нижней мертной точке к объему в верхней мертвой точке)

α - коэффициент избытка воздуха (α = 1,0 - для стехиометрической смеси, для расчета выбираем из диапазона (α = 0,9 - 1,1) - коэффициент αk = f(nj) - закон изменения определяем сами)

i - количество цилиндров (для нашего расчета принимаем четырехцилиндровый двигатель, т.е. i = 4)

j - количество итераций (циклов) при расчете числа оборотов двигателя с шагом 200 мин-1 (от 400 до 6000 мин-1)

k - количество итераций (циклов) при расчете коэффициента α

nj - число оборотов коленчатого вала для j-ой итерации(мин-1)

Vh - рабочий объем двигателя (в л или м3)

Vц - рабочий объем одного цилиндра (в л или м3)

L0 - теоретически необходимое количество воздуха, необходимое для сгорания 1 кг топлива

М1 - массовое количество горючей смеси, кг

М2 - общее количество продуктов сгорания

. Присваиваем переменным значения (ввод исходных данных для расчетов по формулам)

Ne = 150 л.с.= 4= 100 мм

ψ = 0,95

ε = 9,1

nj = 400 мин-1 (+ 100 для каждого следующего j)

pe = 9

αк = 0,9

. Даем количество итераций (циклов расчета)

j = j +100

k = k + 0,1

. Производим расчеты по формулам

- определяем Vh =

определяем Vц = Vh/i

определяем S = ψD

. Тепловой расчет

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива

где mв = 28,96 кг/моль - молекулярная масса воздуха при нормальных атмосферных условиях.

Количество горючей смеси

Количество отдельных компонентов продуктов

Общее количество продуктов сгорания:

М2 = МСО+ = 0,0072 + 0,064 + 0,0036 + 0,0689 + 0,389 = 0,533 кмоль пр.сг/кг топлива

Коэффициент молекулярного изменения горючей смеси

m0 = М2/М1 = 0,533/0,499 = 1,07

. Вывод полученных результатов на экран или в таблицу

рабочий объем двигателя Vh

рабочий объем цилиндра Vц

ход поршня S

3.1.2 Блок (подпрограмма) расчета параметров процесса впуска

1. Объявляются переменные

ΔТ сз - температура подогрева свежего заряда, К

ρ0 - плотность заряда на впуске, кг/м3

р0, Т0 - параметры окружающей среды (давление и температура)

Δpa - потери давления на впуске

(b2 + zвп) - коэффициент сопротивления при впуске

wкл - средняя скорость заряда в клапане, м/с

ра - давление в конце впуска;

γг - коэффициент остаточных газов

jоч - коэффициент очистки;

jдоз - коэффициент дозарядки

Ta - температура в конце впуска

ηv - коэффициент наполнения.

nц - количество циклов

. Присваиваем переменным значения (ввод исходных данных для расчетов по формулам)

ΔТ сз = 4.

р0 = 0,1 МПа

Т0 = 288 К

RB = 287  - удельная газовая постоянная для воздуха.

b2 + zвп = 2,3

wк = 100

jоч = 1

jдоз = 1,1

. Производим расчеты по формулам

Плотность заряда на впуске

ρ0 =

Потери давления на впуске в двигателе за счет сопротивления впускного канала

Давление в конце впуска:

ра = р0-Δра

Коэффициент остаточных газов (характеризует качество очистки цилиндра от продуктов сгорания)

Температура в конце впуска:

Та = (Т0+ΔТ+γr*Тr)/(1+γr)=(288+4+0,041*1000)/(1+0,041) = 320 К.

Коэффициент наполнения

Коэффициент наполнения представляет собой отношение действительного количества свежего заряда, поступившего в цилиндр в процессе впуска, к тому количеству, которое могло бы поместиться в рабочем объёме цилиндра при условии, что температура и давление в нём равны температуре и давлению среды на впуске. Величина ηv может быть определена по формуле

. Вывод полученных результатов на экран или в таблицу

γг - коэффициент остаточных газов

ηv - коэффициент наполнения

Та - температура в конце впуска

ра - давление в конце впуска

М1 - количество горючей смеси

М2 -общее количество продуктов сгорания

3.1.3 Блок (подпрограмма) расчета параметров процесса сжатия

1. Объявляются переменные

k1 - показатель адиабаты сжатия

n1 - показатель политропы

pc - давление в конце сжатия

Та - температура в конце сжатия

. Присваиваем переменным значения (ввод исходных данных для расчетов по формулам)

k1 = 1,379 (по номограмме - ввод данных с экрана в зависимости от коэффициента сжатия e =9,1 и Та)

Присваиваем значение показателю политропы

n1 = k1 - 0,02 = 1,379 - 0,02 =1,359

. Производим расчеты по формулам

Давление в конце сжатия

МПа

Температура в конце сжатия:

 tc=Тс-2730С = 709 -273 = 436°С

. Вывод полученных результатов на экран или в таблицу

pc - давление в конце сжатия

Та - температура в конце сжатия

3.1.4 Блок (подпрограмма) расчета параметров процесса сгорания

1. Объявляются переменные

μ - коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси

μо - коэффициент

ΔНu - потери теплоты из-за химического недогорания

U’c - внутренняя энергия рабочей смеси при температуре Тс

U’’c - дополнительная внутренняя энергия рабочей смеси при температуре Тс

Uc - внутренняя энергия рабочей смеси при температуре Т = 20 оС

U"z - внутренняя энергия рабочей смеси при температуре Тz

Ас, Вс - поправочные коэффициенты при температуре Тс

Аz, Вz - поправочные коэффициенты при температуре Тz

Tz - температура газов после сгорания

рz - максимальное давление после сгорания

Qz -количество выделившегося тепла в процессе сгорания

λг - степень повышения давления

ζ - коэффициент сопротивления

. Присваиваем переменным значения (ввод исходных данных для расчетов по формулам)

Ас = 26,54

Вс = - 1011,38

Аz = 33,514

Вz = - 9380

μо = 1,07

ζ = 0,9

. Производим расчеты по формулам

Коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси

Потери теплоты из-за химического недогорания

DНu = 119950 * (1-ak) * L0 = 119950 * (1-0,95) * 0,517 = 3100 кДж/(кг топлива)

Внутренняя энергия рабочей смеси при температуре Tc

Где Uc = (20,6+2,638*10-3*tc)*tc = (20,6+2,638*10-3*436)*436 = 9483 кДж/кмоль

Ас, Вс - по табл. 3 [2].

Левая часть уравнения сгорания

Температура газов после сгорания

Из уравнения Q = U"z = Az*tz+Bz получим

Тz = tz + 273 = 2532 + 273 = 2805K

Максимальное давление сгорания

Степень повышения давления

lг = рz/pc = 8,02 / 1,9 = 4,23

. Вывод полученных результатов на экран или в таблицу

pc - давление в конце сгорания

Та - температура в конце сгорания

3.1.5 Блок (подпрограмма) определения основных параметров управления оптимальной подачей топлива и параметров теплоотдачи

1. Объявляются переменные

Gвц - цикловой расход воздуха, кг/цикл

R - газовая постоянная воздуха, Дж/(кг*град)

pтр - абсолютное давление во впускном трубопроводе

Δртр - потери давления вследствие гидравлического сопротивления впускной системы (с учетом падения давления на дроссельной заслонке) и клапана, Па.

Скл - скорость смеси в клапанной щели, м/с.

. Присваиваем значения (ввод исходных данных для расчетов по формулам)

αJ = f (ni)

 = 8314 Дж/(кг*град)

. Производим расчеты по формулам

тр = pо - Δртр.

Δртр = l

Gвц =

Vвц = Gвц / ρв

gц = αj lo Gвц

Gт = gц nц

. Вывод полученных результатов на экран или в таблицу

Компьютерная модель процесса оптимизации подачей топлива и тепловыделения реализована на языке VBA.

Заключение

. В первом разделе дипломной работы рассмотрены вопросы, касающиеся анализа существующих систем впрыскивания топлива двигателей с принудительным воспламенением и особенностей их конструкции Отмечено, что наиболее предпочтительным с точки зрения управления процессами впрыскивания и сгорания с использованием программных методов предпочтительным является использование системы впрыскивания топлива во впускной трубопровод. Рассмотрен характер оптимального управления в поле эксплуатационных режимов. Данное управление может быть как программным (заданным), так и адекватным.

. Во втором разделе дипломной работы рассмотрены особенности построения математической модели процесса тепловыделения в цикле сгорания инжекторного двигателя.

Оценен характер процессов смесеобразования и сгорания в двигателе с принудительным воспламенением, а также рассмотрены особенности смесеобразования и сгорания топлива, исследованы методы расчета основных параметров процесса сгорания (термохимические методы и термодинамический расчет), представлены требования к математической модели.

. В третьем разделе представлен алгоритм расчета параметров по математической модели, а также результаты расчетов и предложения по совершенствованию процесса управления впрыскиванием топлива.

На основании полученных данных сделан вывод о том, что программное управление подачей топлива является одним из перспективных направлений обеспечения оптимальной теплоотдачи и расхода топлива с учетом возросших требований к снижению токсичности отработавших газов двигателей внутреннего сгорания автомобильной техники.

. В Приложении даны блок-схема и коды описанной математической модели.

Список использованной литературы

1.   Автомобильные двигатели: Рабочие циклы. Показатели и характеристики. Методы повышения эффективности энергопреобразования / В.Р. Бурячко, А.В. Гук. [Текст] - СПб.: НПИКЦ, 2005. - 292 с.

2.      Как увеличить мощность двигателя. Методы увеличения мощности двигателя. Практическое руководство. / Под ред. С. Афонина [Текст]- Батайск Ростовской обл., «ПОНЧиК», 2004. - 130 с.

.        Луканин, В.Н. Двигатели внутреннего сгорания. В 3 кн. Кн.1. Теория рабочих процессов [Текст]: учебник для вузов / Под редакцией В.Н. Луканина. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Высшая школа, 2005. - 479 с.

.        Луканин, В.Н. Двигатели внутреннего сгорания. В 3 кн. Кн.2. Динамика и конструирование [Текст]: учебник для вузов / Под редакцией В.Н. Луканина. 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Высшая школа, 2005. - 450 с.

.        Колчин, А.И. Расчет автомобильных и тракторных двигателей [Текст]: уч. пособие для вузов / А.И. Колчин, В.П. Демидов. - 3 изд.; перераб. и доп. - М.: Высшая школа, 2003. - 496 с.

.        Двигатели армейских машин. В 2 кн. Кн. 1. Теория [Текст]: учебник / под ред. П.М. Белова. - М.: Воениздат, 1971. - 512 с.

7.   Двигатели армейских машин. В 2 кн. Кн. 2. Конструкция и расчет [Текст]: учебник / Под ред П.М.Белова. - М.: Воениздат, 1972. - 568 с.

8.      Электронное управление автомобильными двигателями / Под ред. Г.П. Покровского. [Текст] - М.: Машиностроение,1994. - 336 с.

.        Мышкис А.Д. Элементы теории математических моделей. [Текст] - М.: КомКнига, 2007. - 192 с.

.        Советов Б.Я., Яковлев С.А. Моделирование систем: учеб. для вузов - М.: Высш. шк., 2001. -343 с.

. Карасев В. А. Исследование процесса сгорания и образования токсичных веществ в двигателе с двухстадийным сгоранием: диссертация ... кандидата технических наук : 05.04.02 - Кострома: 1984. - 244 c.

. Смоленский В.В. Особенности процесса сгорания в бензиновых двигателях при добавке водорода в топливно-воздушную смесь: диссертация кандидата технических наук : 05.04.02 -Тольятти, 2007. - 185 с.

. Бунов В.М. Повышение эффективности процесса сгорания в тракторных дизелях совершенствованим элементов систем впуска и управления топливоподачей : диссертация ... доктора технических наук : 05.04.02 -Челябинск, 1999. - 308 с.

. Халед Фахед Салим Овейс Улучшение экологических качеств дизеля с разделенной камерой сгорания воздействием на кинетические параметры процесса сгорания топлива в его рабочих полостях: диссертация ... кандидата технических наук : 05.04.02 - М.:, 1996. - 160 с.

. Орехов С.Н. Математическая модель рабочего процесса ДВС и ее идентификация. - М.: МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2009. - 23 с.

. Иващенко Н. А., Ивин В. И. Термодинамическая оптимизация двигателя внутреннего сгорания в курсовых и дипломных работах и проектах. - М.: Издательство МГТУ им. Н. Э. Баумана, 1999. - 32 с.

. Ильина М.А. и др. Моделирование процессов горения и теплообмена в ДВС с искровым зажиганием с учетом формы камеры сгорания - М.: Инвест, 2009ю - 211 с.

. Шароглазов Б. А., Фарафонтов М. Ф., Клементьев В. В. Двигатели внутреннего сгорания: теория, моделирование и расчёт процессов: Учебник по курсу «Теория рабочих процессов и моделирование процессов в двигателях внутреннего сгорания». - Челябинск: Изд. ЮУрГУ, 2004. - 344 с.

. Найманова А.Ж. Математическое моделирование турбулентного горения в сложном канале. - Алма-Ата: Математический журнал, 2009. - Том 9, № 1. сс. 55 - 64.

. Математическое моделирование рабочих процессов ДВС: Учебное пособие / А.В. Васильев, Е.А.Григорьев; Волгоград. гос. техн. ун-т       . - Волгоград, 2002. - 67 с.

. Автомобильные двигатели: Курсовое проектирование: учеб. пособие / М.Г.Шатров, И.В.Алексеев, С.Н.Бощанов и др. ; под ред. М.Г.Шатрова - М.: Издательский центр «Академия», 2011. - 256 с.

ПриложениЕ

инжекторный топливо двигатель тепловыделение

«Открытый программный код»

Option ExplicitSub UserForm_Click()

'Объявляем переменные

Dim Ne As Double     'эффективная мощность двигателя

Dim Z As Integer        'коэффициент тактности

Dim Ре As Double     'среднее эффективное давление - для бензиновых двигателей Ре = 8,0 - 9,5

Dim D As Double      'диаметр цилиндраS As Double        'площадь поршня Fi As Double                                    'отношение хода поршня к диаметру цилиндра Fi = 0.70 - 1.0

Dim Epsilon As Double          'степень сжатия - отношение объема цилиндра камеры сгорания в НМТ к объему в ВМТ

Dim Alpha As Double  'коэффициент избытка воздуха (принимаем, что изменяется для инжекторного двигателя в пределах от 0.9 до 1.1)

Dim i As Integer         'количество цилиндров ДВС (принимаем i = 4)

Dim j 1 As Double     'количество итераций при расчете числа оборотов двигателя, шаг - 100 мин-1

Dim Kl As Double     'количество итераций (циклов)при расчете коэффициента Alpha, шаг 0.1

Dim n() As Double     'число оборотов коленчатого вала для для j-ой итерации

Dim nnom As Double   'число оборотов коленчатого вала при номинальой мощности

Dim Vh As Double    'рабочий объем двигателя

Dim Vc As Double     'рабочий объем одного цилиндра

Dim Lo As Double     'теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг то ива

Dim Ml As Double     'массовое количество горючей смеси

Dim M2 As Double    'общее количество продуктов сгорания

Dim Mco As Double  'количество СО

Dim Mco2 As Double   'количество С02

Dim Mh2 As Double  'количество Н2

Dim Mh2o As Double   'количество Н20

Dim Mn2 As Double  'количество N2mt As Double   'расход топливаKa As Double                                            'коэффициент Ка = 0.5 My As Double        'коэффициент молекулярного изменения смеси

' Присваиваем значения переменным

Ne = 150

Z = 2= 4= 0.1= 0.95=9.1

Ре = 9.2= 2600=0.9= 120= 0.5

'Блок 1 - Расчет первоначальных параметров

Vh = (450 * Ne * Z) / (Ре * nnom) Vc = Vh / i S = Fi * D

Do

Kl = 1

Alpha(Kl) =0.9

Вывод результатов расчета

' Рабочий объем двигателя

Label1.Caption = "Рабочий объем двигателя" + Str(Vh) + "л"

' Рабочий объем цилиндра

Label2.Caption = "Рабочий объем цилиндра" + Str(Vc) + "л"

' Площадь поршня

Label3.Caption = "Площадь поршня" + Str(S) + "мм"

'Блок 2 - Тепловой расчет

Lo =14.98 '(кг воздуха на кг топлива) Ml = Alpha * Lo + (1 / mt)

Мсо =0.416* (1- Alpha) * Lo / (1 + Ka)

Mco2 = (0.855 / 12) - Мсо

Mh2 = Ka * Мсо

Mh2o = (0.145) / 2 - Mh2

Mn2 = 0.7 92 * Alpha * Lo

M2 = Мсо + Мсо2 + Mh2 + Mh2o + Mn2 My = M2 / Ml

'Блок З - Расчет параметров процесса впуска ' Объявление переменных

Dim DTcz As Double       'температура подогрева свежего заряда

Dim Roo As Double         'плотность заряда на впуске

Dim Po As Double           'параметры окружающей среды (давление)

Dim Teo As Double          'параметры окружающей среды (температура)

Dim DPa As Double         'потери давления на впуске

Dim Rv As Double           'удельная газовая постоянная для воздуха - 287 Дж/(кг * град)

Dim Ksv As Double         'коэффициент сопротивления на впуске

Dim Wkl As Double         'средняя скорость заряда на клапане

Dim GammaG As Double 'коэффициент остаточных газов

Dim Fioch As Double       'коэффициент очисткиFidoz As Double         'коэффициент дозарядки Та As Double          'температура в конце впуска

Dim Nuv As Double         'коэффициент наполнения

Dim Nc As Double           'количество циклов

Dim Da As Double           'давление в конце впуска

Dim Pg As Double            'давление в точке г

Dim Tg As Double           'температура в точке г\

Dim Pa As Double            'давление в конце впуска (точка а)

Продолжение приложения 1

' Присваиваем значения переменным

DTcz = 4

Roo = 0.1 * 10 Л 5

Po = 10 л 5

Тео = 293

Rv = 287=2.3= 100= 1=1.1 = 0.106

Tg = 1000

Da = 9.1

Pg = 0.106

' Расчет параметров

Roo = Po / (Rv * Teo)= Ksv * Wkl л 2 * Roo / 2= Po - DPa= (Teo + DTcz) * Fidoz * Pg / Та * (Epsilon * Fidoz * Po) - (Fioch * Pg)

Та = (Teo + DTcz + GammaG * Tg) / (1 + GammaG)

'Коэффициент наполнения= (Teo * (Fidoz * Epsilon * Pa - Fioch * Pg)) / (Teo + DTsz) * (Epsilon - 1) * Po

' Вывод результатов расчета

'Температура в конце впуска

Label4.Caption = "Температура в конце такта впуска" + Str(Ta) + "К"

'Давление в конце такта впуска

Label5.Caption = "Давление в конце такта впуска" + Str(Da) + "Па"

'Коэффициент наполнения

Label6.Caption = "Коэффициент наполнения " + Str(Tuv)

Блок 4 - Расчет параметров процесса сжатия

' Объявление переменных

Dim Kl As Double        'показатель адиабаты сжатия

Dim Nul As Double      'показатель политропы

Dim Pc As Double        'давление в конце процесса сжатия

Dim Tc As Double        'температура в конце процесса сжати

' Присваиваем значения переменным

К1 = 1.379

Nul = Kl - 0.02

' Расчет параметров

' Давление в конце сжатия

Pc = Fidoz * Ра * Epsilon * Nul

' Температура в конце такта сжатия

Тс = Та * Epsilon * (Nul - 1)

' Вывод результатов расчета

' Температура в конце такта сжатия

'Давление в конце сжатия

Label8.Caption = "Давление в конце такта сжатия" + Str(Pc) + "Па"

Блок 5 - Расчет параметров процесса сгорания

'Объявление переменных

Dim mu As Double       'коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси

Dim muo As Double     'коэффициент молекулярного изменения в начальный период

Dim DHu As Double    'потери теплоты из-за химического недогорания

Dim Uc As Double        'внутренняя энергия рабочего тела

Dim Ulc As Double       'внутренняя энергия рабочей смеси при температуре Тс

Dim U2z As Double      'внутренняя энергия при температуре Tz

Dim Ac, Be As Double 'поправочные коэффициенты Ас и Be при температуре Тс

Dim Az, Bz As Double 'поправочные коэффициенты Az и Bz при температуре Tz

Dim Tz As Double        'температура газов после процесса сгорания

Dim Pz As Double        'давление газов после процесса сгорания

Dim Qz As Double        'количество выделившегося тепла после процесса сгорания

Dim LambdaG As Double      'степень повышения давления

Dim Ksi As Double       'коэффициент сопротивления

Dim Q As Double         'теплота

' Присваиваем значения переменным

Ac = 2 6.54= -1011.38= 33.514= -9380= 1.0 =0.9

Uc = 9483

' Расчет параметров

' Коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси

mu = (muo + GammaG) / (1 + GammaG)

' Потери теплоты из-за химического недогорания

DHu = 119950 * (1 - Alpha(Kl)) * Lo

Продолжение приложения 1

' Внутренняя энергия рабочей смеси при температуре Тс

U2c = Ас * Тс + Be= 1 * (Uc + GammaG + U2c) / (1 + GammaG)

' Температура газов после сгорания

Tz = (Q - Bz) / Az

' Максимальное давление сгорания

Pz = Pc * mu * Tz / Tc 1

' Степень повышения давления

LambdaG = Pz / Pc

' Вывод результатов расчета

' Температура в конце процесса сгорания

Label8.Caption = "Температура в конце процесса сгорания" + Str(Tz) + "К"

' Давление в конце сжатия

Label9.Caption = "Давление в конце такта сжатия" + Str(Pz) + "Па"

'Блок б - Определение основных параметров управления оптимальной подачей топлива и пара метров теплоотдачи

' Объявление переменных

Dim Gbc As Double                'цикловой расход воздуха, кг/цикл

Dim Gt As Double                   'часовой расход топлива, кг/ч

Dim R As Double                    'газовая постоянная воздуха, Дж/(кг*град)

Dim Ptr As Double                  'абсолютное давление во впускном трубопроводе

Dim DPtr As Double               'потери давления вследствие гидравлического сопротивления впускной системы (с учетом падения давления на

дроссельной заслонке и клапана)

Dim Ckl As DoubJe     'скорость смеси в клапанной щели

' Присваиваем значения переменным

DPtr = 0.3 * Ро

' Расчет параметров

Dojl = 1

Продолжение приложения 1

Nc(jl) = 500

' Абсолютное давление во впускном трубопроводе

Ptr = Ро - DPtr

' Массовый цикловой расход воздуха

Gbc = (Epsilon / Epsilon - 1) * (Vh / R) * (Ptr - Kvs * Wkl л 2 / 2) * (1 / (Tc + DT + GammaG * Tg))

' Объемный цикловой расход воздуха

Vbc = Gbc / Ро

' Цикловой расход топлива

Gbc = Alpha(Kl) * Lo * Gbc

' Часовой расход топлива

Gt = Gbc * Nc

Nc(jl) = 500 + 100

While n = 4000

(Kl) = Alpha(Kl) +0.1

While Alpha(Kl) =1.1

' Вывод результатов расчета

' Коэффициент избытка воздуха

Label10.Caption = " Коэффициент избытка воздуха Alpha = " + Str(Alpha(K1))

' Число оборотов коленчатого вала

Label11.Caption = " Число оборотов коленчатого вала п = " + Str(Alpha(Nc(j 1 )) + "мин -1")

' Часовой расход топлива

Label12.Caption = " Часовой расход топлива Gt = " + Str(Gt) + "кг/ч" ' Количество выделенного тепла при сгорании

Label13.Caption = " Количество выделенного тепла при сгорании Q = " + Str(Q ) + "Дж"

End Sub