Анализ динамического наддува и повышение экономичности дизелей Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

ВШЗЕХЭШШ] выкшшех ©аведжшй

Транспортное и энергетическое машиностроение

УДК 621.436.052

Анализ динамического наддува и повышение экономичности дизелей

Ю.А. Гришин

В результате проведения расчетно-экспериментальных исследований явления динамического наддува четырехтактных поршневых двигателей и соответствующих моторных испытаний показана возможность не только их форсирования по мощности, но и снижения удельного эффективного расхода топлива.

Ключевые слова: поршневой двигатель; динамический наддув; коэффициент наполнения; мощность; экономичность.

As a result of the carried out calculations and experimental investigations of the inertia supercharging phenomenon for four-cycle reciprocating motors and corresponding motor tests there has been demonstrated a possibility to augment the engine's power and to decrease the specific effective fuel consumption.

Keywords: reciprocating motor, inertia supercharging, delivery ratio, power, cost-effectiveness.

Улучшение показателей качества газообмена поршневых двигателей, в частности, повышение коэффициента наполнения nv путем специальной организации волновых явлений в трубопроводах называется динамическим наддувом (ДН). Принцип ДН состоит в следующем. При открытии органов впуска, т. е. клапанов или окон, вследствие всасывания свежего заряда в цилиндр во впускном канале на входе в цилиндр генерируется волна разрежения. Распространяясь по отдельному для каждого цилиндра впускному трубопроводу и дойдя до его начала, волна разрежения отражается волной сжатия. Задача

ГРИШИН Юрий Аркадьевич

доктор технических наук,

профессор кафедры «Поршневые двигатели» (МГТУ им. Н.Э. Баумана)

конструктора состоит в подборе таких геометрических параметров трубы, в первую очередь длины, чтобы отраженная волна подошла к закрывающемуся органу впуска ближе к моменту его закрытия, произведя таким образом интенсификацию процесса впуска [1—5]. ДН позволяет не только увеличить п„ (и, следовательно, мощность двигателя), что известно уже давно, но и снизить удельный эффективный расход топлива ge. Экспериментальный факт улучшения топливной экономичности отмечен в работах [6, 7]. Очевидно, это требует физического обоснования.

Объектом исследований в данной работе являлся двигатель Д-120 (2410,5/12) производства ОАО «Владимирский моторно-тракторный завод» (ВМТЗ). В экспериментах с ДН исследовалось влияние на коэффициент наполнения геометрии впускных труб, а именно их длины Ь и диаметра й проходного сечения при частоте вращения п = 1 800 об/мин. Минимальная длина получается при отсутствии труб. В этом случае впускные каналы длиной Ь = 0,08 м в головках двигателя были соединены непосредственно с гасящим колебания ресивером объемом 200 л с расходомером на входе.

Соответствующие численные расчеты проводились методом характеристик с плавающей сеткой как наиболее точного [8]. При этом использовались также продувочные характеристики клапанов, а для рабочего цикла в цилиндре — однозонная термодинамическая модель [9] и программный комплекс «Дизель РК» [10]. Рассматривались трубы диаметром й проходных сечений 32, 36, 40, 42 и 44 мм и длиной Ь до 1,9 м. Соответствующие графики п = ЛЬ) приведены на рис. 1. Как и экспериментальные кривые, представленные в работах [2—6], они показывают с увеличением Ь постепенное нарастание от исходного ц„ затем снижение. На этот фон накладывается «модуляция более высокой частоты», в результате имеет место чередование локальных максимумом и минимумов При всех исследованных диаметрах й отмечаются два достаточно близко расположенных самых больших пг тах, между которыми существует значительная впадина.

Наиболее высокие значения коэффициента наполнения для рассматриваемого дизеля получились при Ь, равных примерно 1,3 и 1,70 м, для « 0,96. Расчеты показали также, что при й = 40, 42 и 44 мм получаются близкие результаты, увеличение й > 44 мм приводит к снижению Пг Заметное снижение наполнения отмечается и при й <36 мм.

Со стандартными трубами с внутренним диаметром й = 36 и 42 мм в диапазоне изменения Ь до 1,9 м были проведены экспериментальные исследования. Соответствующие результаты по ц„ в частности, при й =42 мм, приведенные на рис. 2, показывают хорошее согласование с расчетами. Максимальные ~ « 0,97 получены на Ь = 1,2 и 1,6 м при й =36 мм и на Ь = 1,26 и 1,7 м при й =42 мм. Как и в расчетах, отмеченные тах разделены впадиной, т. е. имеется локальный минимум на длине Ь « 1,4 м. Поскольку два практически равных

тах получены на существенно различных Ь, для реального применения на двигателях, очевидно, целесообразно выбирать меньшую, так называемую первую длину настройки.

Для анализа явления ДН важным является осциллографирование колебаний давления в трубах перед впускным клапаном, представ-

0,96

0,94

0,92

0.90

0,88

(г 1 / Л

у! ч\ Л

/> ■ \\ А // И \ \

V А V V* //

' г / ъ Л г >\ V &

/ 1 / ( ' / 1 > \ \

/ 9 / I / * ч ч Г

/ / / \ *

/ \

0,8

1,0

1,2

1,4

!,6

1,8 ¿, м

Рис. 1. Влияние геометрии впускных труб на коэффициент наполнения п„ при п = 1 800 об/мин:

результаты расчетов----й =32 мм;

--й = 36 мм;-----й = 40 мм;

---— й = 42 мм;----й = 44 мм

ВШзехэшш] выкшшпх ©аведжшй

ленное в работах [4, 5]. На осциллограммах весь цикл 720° УПКВ можно представить состоящим из двух частей. Первая, Лфв — это область вынуждающего воздействия, когда клапан открыт и где накладываются три процесса: всасывающее действие поршня, приход отраженной волны сжатия и свободные затухающие колебания, которые были бы записаны, если бы клапан не открылся. Вторая, Лфк — это область свободных затухающих (остаточных) колебаний, когда клапан закрыт. Было показано, что в основе ДН лежат не резонансные явления и дозарядка цилиндра, а особенности взаимодействия остаточных колебаний с началом всасывания. Так при всех Ь, обеспечивающих локальные птах, на осциллограммах, в том числе и полученных другими авторами [2, 3], отмечается наличие г целых и еще У4 периода остаточных колебаний. В результате перед открытием клапана в трубе имеется положительная полуволна давления. Это уменьшает заброс отработавших газов во впускной трубопровод и, самое главное, получается фазовое соответствие заднего фронта последней волны свободных колебаний и начала всасывающего действия поршня. Согласованное сложение этих двух факторов образует наиболее мощную волну разрежения, которая подходит к открытому концу трубы и отражается назад волной сжа-

Рис. 2. Сравнение результатов расчета

и эксперимента при 1 =42 мм: --расчетные результаты; о — результаты

тия, значительно улучшающей наполнение. Таким образом отмеченное условие по числу периодов I + 0,25 и создает периодически повторяющийся с увеличением Ь эффект динамической форсировки двигателя. Этот анализ позволил предложить формулу [4, 5] для оценки длины труб при настройке локальные п тах, многократно проверенную для большого числа двигателей:

Ь =

2п.

720( г + 0,25) 540 - 0,5Лфз

2 Б V1

+ 0,22 —I

и) \

(1)

где а — скорость звука; Б — диаметр цилиндра.

Два наибольших максимума (п тах тах) получаются при г = 2 и 3, и лучший вариант для практического применения — когда г =3 (труба короче).

Использование индивидуальных впускных труб позволяет решить еще одну важную практическую задачу — повышение топливной экономичности двигателя. Из результатов исследований (рис. 3), проведенных в ЦНИДИ [6] видно, что в среднем расход топлива с увеличением Ь от 0 постепенно снижается до зоны максимальной форсировки динамическим наддувом, за тем нарастает. Кривая ge = ДЬ), имея волнообразный характер, в области практически реальных длин трубопроводов своими экстремумами совпадает по фазе с п = ЛЬ). Ха-

Рис. 3. Влияние длины впускной трубы на коэффициент наполнения п„ удельный эффективный расход топлива ge, температуру выпускных газов и среднее давление трения р в дизеле 1Ч 8,5/11 при п = 1 500 об/мин, ре = 0,673

а

2

V тах

рактерно, что главный ge тЬ находится между двумя главными п тах, если смотреть по аргументу L. Таким образом, настройка на максимальную экономичность должна соответствовать условию по числу периодов свободных колебаний (3,25 + 2,25)/2 = 2,75. Тогда для расчета длины соответствующих впускных труб будем иметь [7]:

Lg . =

о e min

2n.

720 • 2,75 540 - 0,5Афз

2 D V1

+ 0,22 — I

U1 _

(2)

Эксперименты с такой длиной (для Д-120 L = 1,4 м) показали следующее. С точки зрения П эта длина не является одной из самых благоприятных. Последняя полуволна свободных колебаний по фазе окончания как раз оказывается противоположной всасывающему действию поршня и интенсивность отраженной волны сжатия уменьшается, что приводит к некоторому снижению п по сравнению с n max. Однако при этом затраты на газообмен будут ниже, чем при L = 1,26 м. Это подтверждается экспериментами ЦНИДИ (см. рис. 3), в которых показано, что в этот момент кривая среднего давления механических потерь рт вследствие снижения затрат на насосные хода имеет локальный минимум.

Причиной всему этому является согласование по фазе «старого» колебательного процесса и «новых» свободных колебаний. Таким образом на каждом из циклов работы двигателя затраты на организацию «нового» колебательного процесса будут минимальными, что и обеспечивает ge min.

Учитывая, что «старые» и «новые» свободные колебания при настройке на экономичность практически совпадают по фазе, и на всем цикле в 720° УПКВ в этом случае условно размещаются примерно четыре полных периода свободных колебаний. Вместо формулы (2) можно получить и более простую формулу:

L

2пд/ 16 + 0,05(7) / d)4 '

(3)

Получение выражений (1)—(3) для расчета длины настроенных впускных труб имеет важное практическое значение. Что же касается определения конкретных значений увеличения мощности или экономичности при ДН, то необходимо использовать специальный расчетный комплекс, куда кроме МХПС или других численных методов газовой динамики должны входить модели высокого уровня, описывающие реальные особенности рабочего процесса и теплообмена в цилиндрах и системе выпуска. Однако определенные результаты можно получить и аналитическим путем, если кроме коэффициентов наполнения иметь данные по затратам на насосные хода.

Поскольку в экспериментах на первой длине настройки при ( =42 мм, L = 1,26 м (вар. 1) и ( =36 мм, L = 1,2 м (вар. 2) были получены близкие результаты по встал вопрос практического выбора варианта. И на следующем этапе с помощью индицирования периода газообмена были записаны соответствующие кривые изменения давления. Для сравнения были проиндицированы также вар. 3 с ( =42 мм, L = 1,4 м (локальный минимум пУ) и при всасывании непосредственно из атмосферы (вар. 0). Индицирование показало значительные отличия по затратам на газообмен. Среднее давление насосных ходов рнх1 в вар. 1 оказалось на 61% больше, чем в исходном. Обозначим кН1 = рНх1 / р Нх0 = 1,61; для вар. 2. кн2 = Рнх2 / Рнх0 =1,78. Как и следовало ожидать прирост затрат на газообмен в вар. 3 оказался наименьшим: кн3 = рЖ3 / Рнхо =1,28.

Для аналитической оценки форсирования воспользуемся формулой

Ne =

H^iVn al0 30т

Pk П П Пт ,

(4)

где применяются общепринятые обозначения [9].

a

a

2

ВШзехэшш] выкшшпх ©аведжшй

При форсировании двигателя с помощью ДН большее количество заряда, попавшего в цилиндр, позволяет увеличить цикловую подачу топлива. Коэффициент избытка воздуха а поддерживается постоянным, например, на пределе дымления. Тогда можно принять допущение о постоянстве индикаторного КПД п как функции а. В результате возможности форсирования будут определяться соотношением значений комплекса

Для соответствующих приростов коэффициента наполнения в рассмотренных вариантах обозначим:

К1 = п 1 / П0 = К2 = П2 / П0 = 0,97/0,82 = 1,183; К 3 = П 3/ П 0 = 0,94/0,82 = 1,146.

Механический КПД цт = Ие / N { = ре / р{ = = (Р — Рн х — Рт) / Р I отражает работу механических потерь, складывающуюся из работы насосных ходов, оцениваемой соответствующим рнх, и из работ трения движущихся деталей и привода агрегатов, которые в сумме оцениваются средним давлением трения рт Предварительный термодинамический расчет базового, дизеля без ДН, проведенный с помощью программного комплекса «Дизель РК» [10], дал следующие результаты: р(0 = 0,800 МПа, рнх0 = = 0,0269 МПа, рт0 = 0,1593 МПа. При ДН, очевидно, р 1 = kvp;.0; и, поскольку число оборотов остается постоянным, рт = рт0. Теперь для оценки возможности форсирования дизеля с помощью ДН можно записать

Ne П Пт

Nе0 nv 0 Пт 0

= К

Р, — Р н

Р

т0

Р 0

РI Р Ю Р н.х0 Р т 0

КРЮ — Кн Рн.х0 — Рт 0

= (5)

Р0 Р н.х0 Р

т0

Подставляя соответствующие значения для вар. 1, получим:

Ne1 1,18-0,800 — 1,61-0,027 — 0,159

N

e 0

0,800 — 0,027 — 0,159

= 1,21.

Аналогично получилось: N2 / N0 = 1,20;

/ N0 = 1,18. Последующие моторные испытания показали близкие результаты. Наибольший прирост N был отмечен в вар. 1 — 20 %; в вар. 2, как и в расчетных оценках, несколько меньше — 19 %. Наименьшее увеличение N отмечено в вар. 3 — 16 %.

Подобный анализ позволяет оценить и изменение топливной экономичности при ДН. Поскольку [9]

3600

3600

e ПеНи ППтНи и П = Па, то, учитывая (5), можно записать

ge 0 = Пт = Ne

g e Пт 0 kvNe 0'

(6)

Для соответствующих вариантов получилось: ge0 / ge1 = 1,025; ge0 / ge2 = 1,018; ge0 /geз = = 1,030. В экспериментах с замерами расхода топлива, как и при оценке форсирования по мощности, также были получены близкие результаты. Для вар. 1 снижение ge по сравнению с ненастроенной впускной системой составило около 5 г/кВтч, или «2 %. Вариант 2 с 1 =36 мм показал наихудший результат (2 г/кВт-ч) и не был рекомендован для практического использования. Наибольшее снижение расхода 10 г/кВт-ч («4 %) получилось в третьем случае, т. е. пришлось на седловину между двумя основными всплесками ц^ когда Ь = 1,4 м и число периодов свободных колебаний г = 2,75.

С использованием данных, приведенных в работе ЦНИДИ [6] также была выполнена оценка изменения удельного эффективного расхода топлива с применением ДН на дизеле 1Ч8,5/11 при п = 1 500 об/мин. Расчеты показали, что при настройке на первый основной пик п (длина впускного трубопровода 1,65 м, (см. рис. 3) снижение ge составило 1,6 %, что соответствует эксперименту. Если же приме-

нялся трубопровод 1,9 м, соответствующий на графике Пу = впадину между двумя ос-

новными пиками Пт, снижение ge достигло максимума и составило 3 %, в эксперименте 3,6 %. Это заметный выигрыш в экономичности по абсолютной величине — 9 г/кВтч.

Таким образом, в данной работе показаны реальные возможности и принципиальное физическое отличие настройки впуска четырехтактных двигателей на режимы форсирования по мощности и снижения расхода топлива.

Литература

1. Рудой Б.П. Теория газообмена ДВС. Уфа: Изд-во УАИ, 1978. 109 с.

2. Чер Дюла. Влияние впускного тракта на рабочие показатели дизелей с непосредственным смесеобразованием: Автореф. дисс...канд. техн. наук. М., 1968. 24 с.

3. Вихерт М.М., Грудский Ю.Г. Конструирование впускных систем быстроходных дизелей. М.: Машиностроение, 1982. 151 с.

4. Гришин Ю.А., Клименко С.А., Круглое М.Г. Динамический наддув дизелей. /Ъогтк ргеёпавок. Мо1ог-8утро-1984, Уувоке Та1гу, 1984.

5. Гришин Ю.А. Исследование физических основ динамического наддува // Математическое моделирование и исследование процессов в ДВС. Барнаул: Изд-во АлтГТУ, 1997. С. 116—126.

6. Семенов Б.Н., Комов А.П. Акустический наддув как средство снижения удельного эффективного расхода топлива. М.:НИИИНФОРМТЯЖ-МАШ, (4-71-13), 1972. С. 30-35.

7. Гришин Ю.А. Повышение топливной экономичности ДВС за счет динамического наддува // В сб. научн. тр. Совершенствование машин, дизелей и теплоэнергетических установок. Барнаул. Изд-во Алт ГТУ, 2000. С. 75—84.

8. Гришин Ю.А, Хазов Н.В. Использование метода характеристик при моделировании нестационарных течений в газовоздушных трактах поршневых двигателей // Вестник МГТУ им.Н.Э. Баумана. Сер. «Машиностроение». 2009. № 3. С. 28—37.

9. Двигатели внутреннего сгорания: Теория поршневых и комбинированных двигателей / Д.Н. Вырубов, Н.А. Ива-щенко, В.И. Ивин и др.; под ред. А.С. Орлина, М.Г. Кругло-ва. М.: Машиностроение, 1983. 372 с.

10. Kuleshov A.S. Multi-Zone DI Diesel Spray Combustion Model and its application for Matching the Injector Design with Piston Bowl Shape // Proc. Mechanical Engineers. Journal of Power and Energy. 2008. Vol. 222. Part A. P. 309-321.

Статья поступила в редакцию 04.10.2011