Дьяченко В.Г. Теория двигателей внутреннего сгорания

Подождите немного. Документ загружается.

218

TCST(I–1) = TCST = const;

DMSCTI =

     





DT1PSPI1TCSTA4FSIPSPITCSTRTPS

KT2KT1

 ;

FCI =





0,5



{1– cos(FI)+S/(8



[1– cos2(FI)]};

LTI = 128D

–0,2

(6,18CM)

0,8

(10

–5

PI)

0,8

(TI)

–0,53

;

DQTI = LTI[FП(TI–TП)+FГ(TI–TГ)+FСI(TI–TC)]DT1

V(I+1) = VC+0,5



{1– cos(FI+DF)+S/(8



[1– cos2(FI+DF)]};

DVI = V(I+1) –VI

DPI =

















DVIPIDQTI2KTDMSCTI

TIRT

PIKT

;

F(I+1) = FI + DF; P(I+1) = PI + DPI;

M(I+1) = MI + DMSCTI; T(I+1) = P(I+1)V(I+1)/[M(I+1)RT];

TCST(I+1) = TCST; MCST(I+1) = MCST(I) – DMSCTI;

QT(I+1) = QTI + DQTI; LS(I+1) = LSI + (PI+0,5DPI)DVI

MSCT(I+1)

> FB2



> 0

XXIII

XXIV

XXV

XXVI

XXVII

Рисунок 6.13 – Блок-схема алгоритма расчета процесса впуска при M

sцт(i+1)

> 0

FSI = 0,5



FSM



[1– cos((FI–FS1)/(FSП+DFПS)



180)];



FB2

219

M(I–1) = MG; QT(I–1) = QTB = const;

DMSCI =

     





1DTPSPI1TSASFSIPSPITSRSPS

2KS1KS

 ;

FCI =





0,5



{1– cos(FI)+S/(8



[1– cos2(FI)]};

LTI = 128D

–0,2

(6,18CM)

0,8

(10

–5

PI)

0,8

(TI)

–0,53

;

DQTI = LTI[FП(TI–TП)+FГ(TI–TГ)+FСI(TI–TC)]DT1

V(I+1) = VC+0,5



{1– cos(FI+DF)+S/(8



[1– cos2(FI+DF)]};

DVI = V(I+1) –VI

DPI =

















DVIPIDQTI2KS

DMSCI

TIRS

PIKS

;

F(I+1) = FI + DF; P(I+1) = PI + DPI;

M(I+1) = MI + DMSCI; T(I+1) = P(I+1)V(I+1)/[M(I+1)RS];

MSC(I+1) = MSCI + DMSCI; QT(I+1) = QTI + DQTI;

LS(I+1) = LSI + (PI+0,5DPI)DVI

P(I+1)

< PS

Рисунок 6.13 – Продолжение

FSI = 0,5



FSM



[1– cos((FI-FS1)/(FSП+DFПS)



180)];



< PS



F(I+1)

LS(I+1) = LS = const



900



> 900



XXVIII

XXIX

XXX

XXXI

XXXII

220

DMCSI =

     





DT1PIPS1TSASFSIPIPSTIRSPI

KS2KS1

 ;

FCI =





0,5



{1– cos(FI)+S/(8



[1– cos2(FI)]};

LTI = 128D

–0,2

(6,18CM)

0,8

(10

–5

PI)

0,8

(TI)

–0,53

;

DQTI = LTI[FП(TI–TП)+FГ(TI–TГ)+FСI(TI–TC)]DT1

V(I+1) = VC+0,5



{1– cos(FI+DF)+S/(8



[1– cos2(FI+DF)]};

DVI = V(I+1) –VI

DPI =

 





















DVI

DQTI

1KS

DMCSI

TIRS

PIKS

;

F(I+1) = FI + DF; P(I+1) = PI + DPI;

M(I+1) = MI – DMCSI; T(I+1) = P(I+1)V(I+1)/[RSM(I+1)];

MSC(I+1) = MSCI – DMSCI; MCS(I+1) = MCSI + DMCSI;

QT(I+1) = QTI + DQTI; QTS(I+1) = QTB – QT(I+1);



FS2

Рисунок 6.13

–

Продолжение

FSI = 0,5



FSM



[1– cos((FI-FS1)/(FSП+DFПS)



180)];

< FS2



FS2

F(I+1)

> FS2

VS1 = VC+0,5



{1– cosFS1+S/(8



[1– cos2(FS1)]};

VB2 = VC+0,5VH{1– cosFB2+S/(8L)[1– cos2(FB2)]};

MSC(I+1) = MSC; MG(I–1) = MG;

MHS = PSVH/[RSTS]; KIVS = MSC/MHS;

MSZ = M(I+1) – MG; KVS = MSZ/MHS;

G = MG/MSZ; PBC = LВ/(VC+VH–VS1);

PSC = LS/(VC+VH–VB2); DPBK = PBC – PT;

DPSK = PS – PSC; PHП = PВС – PSС ; QTS(I+1) = QTS

XXXVII

XXXVIII

XXXVI

XXXV

XXXIV

XXXIII

221

Последовательность вычислений представлена на блок-схеме ал-

горитма расчета (рис. 6.13, б) и в методических указаниях 4. В

конце каждого расчетного участка вычисляют:

 значения параметров рабочего тела в надпоршневой по-

лости к началу следующего расчетного шага (p

i+1

, T

i+1

, M

i+1

);

 количество свежего заряда M

sц (i+1)

, поступившего в над-

поршневую полость;

 количество теплоты Q

тs (i+1)

= Q

тв

– Q

т (i+1)

, которое сооб-

щено смеси газов в надпоршневой полости с момента начала по-

ступления свежего заряда в надпоршневую полость.

Затем проверяют соотношение давления газов в надпоршне-

вой полости и свежего заряда во впускном канале (p

< p

i+1

 p

При p

i+1

 p

расчет повторяют (рис. 6.13, б), а при p

< p

i+1

(рис. 6.12, а и 6.12, б) переходят к следующему циклу вычисле-

ний (рис. 6.13, в), соответствующему участку диаграммы к–V

(рис. 6.12, б), когда из надпоршневой полости во впускной канал

начинает уходить смесь газов, состоящая из воздуха и продуктов

сгорания.

Изменение давления смеси газов в надпоршневой полости

двигателя (без наддува и с наддувом) за расчетный промежуток

времени на участке от точки к до точки V (рис. 6.12, p

< p

)

 

















pк

, (6.45)

где

 

sisi

isi

ср

















 – масса смеси, уходящей

из надпоршневой полости во впускной канал в течение расчетно-

го промежутка времени;

 – плотность смеси газов в

надпоршневой полости к началу расчетного промежутка време-

ни;































– скорость смеси газов в рас-

четном сечении впускного клапана.

222

С изменением направления потока смеси газов через впуск-

ной клапан (из цилиндра начинает перетекать во впускной канал

газовоздушная смесь), состав которой до закрытия впускного

клапана изменяться не будет. Учитывая, что содержание продук-

тов сгорания в смеси составляет несколько процентов, а утечка

смеси из надпоршневой полости на участке к–V (рис. 6.12) незна-

чительна, примем, что потеря свежего заряда из надпоршневой

полости на участке к–V равна потере смеси.

Последовательность вычислений на данном участке газооб-

мена (к–V, рис. 6.12) представлена на блок-схеме алгоритма рас-

чета процесса впуска (рис.6.13, в). В конце каждого расчетного

участка времени вычисляют:

 значения параметров рабочего тела в надпоршневой по-

лости к началу следующего расчетного шага (p

i+1

, T

i+1

, M

i+1

);

 количество смеси M

цsi

(свежего заряда), теряемого на

расчетном участке и к началу следующего расчетного шага с мо-

мента начала утечки (M

цsi

);

 потери теплоты Q

т(i+1)

от газов в стенки надпоршневой

полости или передаваемой теплоты от поверхностей стенок к ра-

бочему телу.

Затем проверяют соотношение значений углов поворота

кривошипа, соответствующих началу следующего расчетного

шага и моменту закрытия впускного клапана (

 

i+1

 

) и при



i+1

 

(рис. 6.13, в) расчет повторяют на следующем расчетном

шаге. Если в конце расчетного участка окажется, что 

i+1

 

расчет газообмена при принятых исходных данных заканчи-

вают и переходят к блоку вычислений показателей газообмена

(рис. 6.13, в). На печать желательно вывести не только показатели

газообмена, но и другие величины последних блоков алгоритмов

расчетов процессов в надпоршневой полости от момента откры-

тия выпускных клапанов и до момента закрытия впускных кла-

панов.

Пример программы расчета газообмена четырёхтактного

двигателя на ЭВМ приведен в работе 3. Программа расчета га-

зообмена на ЭВМ рекомендуется использовать при выполнении

дипломных проектов бакалавра и специалиста. При выполнении

курсовой работы по дисциплине «Теория ДВС» для расчета про-

223

цессов газообмена рекомендуется использовать табличную фор-

му расчетов 4.

§7. Возможности использования численного моделирования

процессов газообмена четырёхтактных двигателей

для решения практических инженерных задач

Выбор фаз газораспределения. Одними из основных фак-

торов, определяющих показатели процессов газообмена, являют-

ся фазы газораспределения – моменты открытия и закрытия кла-

панов, проходные сечения клапанов (диаметры клапанов и их ко-

личество). Применительно к двигателю, работающему в условиях

эксплуатации в широком диапазоне нагрузок и частот вращения

коленчатого вала, выбор оптимальных фаз газораспределения оп-

ределяется достижением наилучших технико-экономических по-

казателей не только на номинальном режиме, но и на частичных

режимах.

На стадии проектирования и изготовления опытных образ-

цов двигателей фазы газораспределения, диаметры клапанов

(площади проходных сечений клапанов), обычно устанавливают-

ся по прототипу с последующей экспериментальной проверкой.

Однако выполнение экспериментальных работ по уточнению фаз

газораспределения, площади проходных сечений клапанов требу-

ет значительных затрат времени и материальных средств. Ис-

пользование численного моделирования процессов газообмена

на ЭВМ позволяет решать задачи оптимизации фаз газораспреде-

ления, выбора диаметра клапанов, при значительно меньших за-

тратах времени и материальных средств [1, 2, 3].

Изменение отдельных фаз газораспределения неодинаково

влияет на протекание процессов газообмена. Это позволяет про-

изводить последовательный подбор фаз газораспределения или

одновременно двух фаз газораспределения. Например, возможно

изменять одновременно опережение открытия выпускных клапа-

нов и запаздывание закрытия впускных клапанов, при значениях

  2 (для уменьшения зависимости индикаторного КПД от ко-

эффициента наполнения), опережение открытия впускных клапа-

нов и запаздывание закрытия выпускных клапанов.

224

Коэффициенты наполнения и остаточных газов практически

не зависят от опережения открытия выпускных клапанов. Опере-

жение открытия выпускного клапана влияет главным образом на

работу расширения и работу выталкивания из цилиндра продук-

тов сгорания. Так как часть газа выходит из цилиндра на такте

расширения, полезная работа расширения при наличии опереже-

ния открытия выпускного клапана уменьшается (рис. 6.14). Поте-

ри работы расширения L

от начала открытия выпускного клапа-

на до конца такта расширения (рис. 6.15)

 









 

iiiiii

VVppppL 







11п)1(п

, (6.46)

где р

, р

i+1

– давление в начале и конце расчетного интервала при

действительном процессе выпуска; р

iп

, р

(i+1)п

– давление в начале

и конце расчетного интервала при политропическом процессе

расширения (выпускной клапан открывается в НМТ).

Среднее давление по-

терь работы расширения на

такте расширения:

p  . (6.47)

С увеличением опе-

режения открытия выпуск-

ных клапанов все большая

часть газов будет выходить

из цилиндра на участке

расширения, тем ниже бу-

дет давление в цилиндре и

тем выше будет среднее

давление потерь работы

расширения на такте рас-

ширения (рис. 6.14; рис.

6.15; рис. 6.16). Сопротив-

ление выталкиванию про-

дуктов сгорания из цилин-

дра в начале такта выпуска

при этом будет уменьшаться, соответственно будет уменьшаться

Рисунок 6.14 –

Изменение давления в

цилиндре дизеля 4Ч12/14 (СМД-

14) в

зависимости от опережения открытия

выпускного клапана при n = 1700 мин

–1

1 – 

=68 ПКВ; 2 – 

=56 ПКВ;

3 – 

= 31 ПКВ; – – – выпускной

кл

пан открывается в НМТ

225

и среднее давление насосных

потерь (рис. 6.16). Среднее дав-

ление суммарных потерь вслед-

ствие противоположного харак-

тера изменения насосных потерь

и потерь работы расширения

(р

сум

= р

+ р

нп

) имеет для каж-

дой из частот вращения колен-

чатого вала минимальное значе-

ние, соответствующее опти-

мальному значению угла опере-

жения открытия выпускных

клапанов (рис. 6.17). Однако

значения суммарных потерь в

зоне оптимальных углов опере-

жения открытия выпускных

клапанов изменяются незначи-

тельно, т.е. допуск на выбор оп-

тимального значения угла опе-

режения открытия выпускных

клапанов может быть довольно

существенным (до 15–20 ПКВ).

Рисунок 6.15 – Схема к расчету по

терь

работы на такте расширения:



действительный процесс расшире-

ния; – – – выпускной клапан откры-

вается в НМТ

0,01



, ПКВ



, ПКВ

0,01

0,02

0,03

0,04

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

0,6

н.п



–

Па

Рисунок 6.16 – Изменение среднего давления потерь работы расширения

и среднего давления насосных потерь в зависимости

от опережения открытия выпускных клапанов:

дизель 4Ч12/14; 1 – n = 2100; 2 – n = 1900;

3 – n = 1700; 4 – n = 1500; 5 – n = 1300 об/мин



–

Па

0,05

226

Это предположение подтверж-

дается и экспериментальными

данными (рис. 6.18). Эффек-

тивный КПД двигателя изме-

няется незначительно в широ-

ком интервале изменения 

тем в большем, чем ниже

среднее эффективное давле-

ние. С увеличением нагрузки

более четко определяется зна-

чение оптимального опереже-

ния открытия выпускных кла-

панов.

Значительное влияние на

оптимальное опережение от-

крытия выпускных клапанов

оказывает площадь проходных

сечений выпускных клапанов

и средняя скорость поршня. С уменьшением площади проходных

сечений выпускных клапанов

(отношения площади проходно-

го сечения выпускного клапана

к площади поршня F

), увели-

чением средней скорости порш-

ня С

оптимальные значения

опережения открытия выпуск-

ных клапанов возрастают (рис.

6.19). Увеличение площади про-

ходных сечений выпускных кла-

панов свыше значений

Ff = =

0,106 оказывает значительно

меньшее влияние на изменение

оптимального опережения от-

крытия выпускных клапанов 

в зависимости от средней ско-

рости поршня, чем уменьшение

площади проходных сечений

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

0,6

сум



–

Па



,ПКВ

Рисунок 6.17 – Изменение суммарных

потерь в зависимости от угла

опережения открытия выпускных

клапанов: дизель 4Ч12/14;

1 – n = 2100; 2 – n = 1900; 3 – n = 1700;

4 – n = 1500; 5 – n = 1300 об/мин



0,26

0,28

0,30

0,32

0,34





ПКВ

Рисунок 6.18 – Влияние угла опереже-

ния открытия выпускных клапанов

на эффективный КПД дизеля

Ч12/14 при n = 1700 об/мин:

1 – р

= 2,110

Па; 2 – р

= 4,210

Па;

3 – р

= 6,210

Па

227

выпускных клапанов до

Ff = 0,071.

Расчетные значения оп-

тимальных значений углов

опережения открытия вы-

пускных клапанов, опреде-

ленные по минимальным зна-

чениям суммарных потерь,

близки к экспериментальным

значениям 

, соответствую-

щим максимальному коэффи-

циенту полезного действия,

что подтверждает правомер-

ность принятой методики

расчетного определения оп-

тимального значения 

по

минимальным суммарным

потерям (рис. 6.20).

Перекрытие клапанов оказывает заметное влияние на коэф-

фициент остаточных газов, коэффициент наполнения. С умень-

шением перекрытия клапанов уменьшается время-сечение клапа-

нов, влияние изменения над-

поршневого объема становит-

ся больше, чем влияние выхо-

да газа через клапаны, давле-

ние в цилиндре возрастает

(рис. 6.21).

В начале процесса на-

полнения вследствие малых

проходных сечений впускных

клапанов давление в цилиндре

резко падает, что вызывает

повышение насосных потерь.

С увеличением перекрытия

клапанов или площади про-

ходных сечений клапанов

при неизменном перекрытии

, м/с



ПКВ

Рисунок 6.19 – Влияние площади проход-

ных сечений выпускных клапанов

на оптимальный угол опережения

их открытия: дизель 6Ч13/11,5;

1 –

Ff = 0,071; 2 –

Ff = 0,106;

3 –

Ff = 0,159



ПКВ

, м/с

6,5

7,5

8,5

9,5

Рисунок 6.20 – Сопоставление рас

четных

и экспериментальных значений

оптимальных углов опережения

открытия выпускных клапанов:

дизель 4Ч12/14;

Ff = 0,104;

1 – расчет; 2 – эксперимент