Сущность и параметры рабочего процесса поршневого двигателя внутреннего сгорания

Карбюраторные системы питания обеспечивают величины a, приближенно приемлемые для большинства эксплуатационных режимов работы двигателя. В частности, главная дозирующая система автоматически обедняет горючую смесь (увеличивает a) по мере возрастания нагрузки двигателя. Однако такие системы, в отличие от инжекторных, не имеют обратных связей между величиной a и выходными параметрами работы двига

теля, например, эти системы не реагируют на токсичность отработавших газов, детонацию в цилиндрах, прогрев двигателя и многие другие факторы, что существенно ухудшает эксплуатационные его параметры, особенно на частичных, неоптимальных режимах.

Для распространенных типов карбюраторных и инжекторных двигателей на полных нагрузках a»0,85–1,0; на частных режимах a»0,8¸1,05; при запуске двигателей в неблагоприятных условиях a»0,4–0,8. У дизелей в зависимости от способа смесеобразования в камере сгорания на полных нагрузках a»1,3¸1,8; на частичных – до 2 и более.

Работа двигателей с искровой системой зажигания топливовоздушной смеси на полных нагрузках при a»0,85¸0,95 имеет свои преимущества и недостатки. При a<1 скорость сгорания горючей смеси и ее теплотворность относительно высоки, что позволяет своевременно сжигать топливо у ВМТ и развивать максимальные удельные индикаторные и эффективные параметры рi и рe и соответствующие им мощности Ni и Ne.

Однако из-за недостатка кислорода воздуха при a<1 неизбежно неполное сгорание топлива в цилиндре и, как следствие, ухудшение удельных экономических и экологических показателей работы ДВС. Поэтому в современных двигателях данного типа стремятся находить технические средства для сжигания горючих смесей при a»0,95¸0,98, близких к 1, в том числе на полных нагрузках. Выбор коэффициента a проектируемого двигателя целесообразно делать с учетом базового значения a прототипа и величин a лучших по топливной экономичности ge и экологичности аналогов. Например, если у прототипа a=0,90, то для проектируемого двигателя целесообразно принять значение a>0,90 , допустим, a=0,95. При этом вносятся усовершенствования в конструкции систем питания двигателя топливом и воздухом, зажигания и других узлов.

Можно установить связь между коэффициентом a и концентрациями топлива (kт) и воздуха (kв) в топливовоздушной смеси при kт+ kв=1 или kт+kв=100 %:

kт,

где 1+aL0 – количество топливовоздушной смеси, приходящейся на 1 кг топлива.

.

Пример: a=1; Lд = L0=15 ; kт=6,25 %; kв=93,75 %.

Массовое содержание кислорода в воздухе может значительно изменяться, например, из-за поглощения кислорода на магистралях с интенсивным движением автотранспорта или в зонах стихийных бедствий (пожаров и т.д.). В этих случаях величину a необходимо определять в соответствии с выражением

,

где и – фактическая и нормальная массовые концентрации кислорода в воздухе.

8.2 Коэффициент наполнения

Этот коэффициент hv для двигателей без наддува равен отношению количества свежего заряда Gвд в цилиндре двигателя (в кг или м3) к количеству такого заряда Gвт, который разместился бы в рабочем объеме при давлении p0 и температуре Т0 окружающей среды, а для двигателей с наддувом при давлении pk и температуре Тk воздуха за воздушным компрессором и охладителем (воздуха), т.е. при параметрах воздуха рk и Тk во впускном коллекторе

. (7)

Экспериментальное определение расхода Gвд описано выше. Величину Gвт для четырехкратных двигателей подсчитывают как произведение известных величин

, кг/ч,

где – рабочий объем двигателя в м3; и – соответственно число впусков за мин и за ч; rв – плотность воздуха (кг/м3).

или ,

где = 29,3 – газовая постоянная воздуха.

Величина hv количественно характеризует совершенство наполнения цилиндров двигателя свежим зарядом. Чем выше hv при прочих одинаковых условиях, тем большее количество топлива можно подать в цилиндры с обеспечением нормальных скоростей и полноты его сгорания у ВМТ и тем, соответственно, большую номинальную мощность можно получить на коленчатом валу. Допустим, за счет применения в цилиндре двух впускных клапанов вместо одного удалось повысить hv в 1,15 раза; таким образом, появилась реальная возможность увеличить эффективную мощность Nен примерно во столько же раз.

Можно показать, что при величине a=const и расчете коэффициента hv как по расходу воздуха, так и по расходу топливовоздушной смеси

.

При экспериментальном определении hv используют выражение (7).

Для полных нагрузок автомобильных двигателей hv»0,7–0,95. Меньшие значения hv»0,70–0,75 относятся к карбюраторным двигателям устаревших моделей, в частности, с нижним расположением клапанов газораспределения. Большие величины hv»0,9–0,95 – преимущественно к двигателям, особенностями которых являются: отсутствие во впускной системе устройств внешнего смесеобразования (карбюратора, смесителя и др.) и относительно меньшая скорость движения воздуха по впускному тракту.

8.3 Коэффициент остаточных газов

Данный коэффициент gг количественно характеризует загрязненность свежего заряда остаточными ОГ; gr = (gr / gвд), где gr и gвд – количества остаточных газов и воздуха, находящихся в цилиндре перед сгоранием топлива. Размерность gr и gвд – г/цикл.

Для распространенных четырехтактных двигателей без наддува величину gr количественно можно оценить по упрощенной зависимости в предположении, что остаточные газы занимают надпоршневый объем Vmin=Vr при положении поршня в ВМТ с известными их физическими параметрами: давлением рг=(1,05–1,1) ро, температурой Тr=Тог+(20÷30 К), газовой постоянной Rr ≈ Rв; здесь Tог, Rr, Rв – соответственно температура ОГ, определяемая с помощью термопары в выпускном коллекторе, газовые постоянные ОГ и воздуха. Плотность остаточных газов

, , ,

 Скачать реферат