Бесплатный автореферат и диссертация по географии на тему

Научные основы повышения технико-экономических, экологических и ресурсосберегающих характеристик силовых агрегатов транспортно-технологических машин

ВАК РФ 11.00.11, Охрана окружающей среды и рациональное использование природных ресурсов

Содержание диссертации, доктора технических наук, Чеповский, Михаил Федорович

6. Впервые предложенный комплекс разработок, реализуемых как в заводских условиях, так и в реальной эксплуатации, при незначительных затратах на реализацию и ощутимой топливной экономичности, является высокорентабельным в отличие от традиционно затратных (убыточных) способов решения экологической проблемы.

7. Реализация предложенных разработок в промышленных масштабах позволяет осуществить переход отечественного автопарка на низкооктановые сорта топлива не выше А-76 с соответственным экономическим эффектом. При этом представляются потенциальные возможности за счет ресурсосбережения, упрощения технологического процесса, получить ощутимый дополнительный экономический эффект также и в нефтеперерабатывающей отрасли.

8. Разработанные математические модели как в области теории ДВС, так и методического плана позволяют не только существенно сократить затраты доводочного цикла, но также (в отличие от известных классических) даже на стадии проектирования прогнозировать и избегать таких нежелательных явлений, как момент появления калильного зажигания, возникновения детонации и дизелинга и, соответственно, предотвращать проявление этих нежелательных явлений.

Реализация разработок

Разработки по применению газоконденсатов и их некондиционных фракций в качестве моторных топлив внедрены в 1981-82г. в автохозяйствах треста Автомобильного и Водного транспорта министерства строительства нефтяной и газовой промышленности СССР.

Представленные в диссертации разработки были использованы как основополагающие в процессе модернизации силовых установок транс-портно-технологического парка ПО «ТюменьтраНсгаз». Весь наличный парк силовых агрегатов в количестве 68 единиц в 1985 году модернизировали по разработкам автора.

Экспонат «Высокоэффективная форкамера» награжден дипломом Лауреата НТТМ на ВДНХ СССР в 1982г.

Экспонат «Форкамера газового двигателя» в 1988г. отмечен сереб-рянной медалью ВДНХ СССР.

За модернизацию и перевод наличного парка стационарных двигателей 6ГЧН36/45 /Г68/, установленных на компрессорных станциях газопроводов ПО «Тюменьтрансгаз», по разделу экологии автор награжден медалью «За освоение недр и развитие нефтегазового комплекса Западной Сибири», 1988г.

За проект по модернизации транспортных средств с целью охраны воздушного бассейна городов и других населенных пунктов награжден грамотой Лауреата Всесоюзного экологического конкурса ГАИ+ИР (2-ое место), 1988г.

По заключению научного Совета ГКНТ СССР и АН СССР в 1989г. проект «Двигатель с бездетонационным механизмом сгорания» отмечен как наиболее значимый в конкурсе «Экологически чистых транспортных средств».

Представленные к защите разработки являются фундаментальной основой действующего учебного стандарта для Вузов РФ по курсу ДВС специальности 23010004 «Сервис и техническая эксплуатация транспортных и технологических машин и оборудования (нефтегазодобыча)».

По результатам выполненных разработок подготовлено и издано 7 учебно-методических указаний и учебное пособие объемом 7,5 п.л. для обучения студентов очной и заочной форм обучения в ТюмГНГУ и его филиалах.

Апробация работы.

Основные положения работы доложены и обсуждены на:

• Межвузовских научно-технических конференциях СибАДИ /Омск, 1971-1985 гг./;

• В цикле «Нефть и газ Западной Сибири» Тюмень НИИГипрогаз /Тюмень, 1974-1984 гг./;

• Республиканской межвузовской конференции «Проблемы освоения нефтегазовых ресурсов Западной Сибири», /Тюмень 1979 г./;

• Научно-практических семинарах «Город и окружающая среда», /Тюмень 1980 г., Челябинск, 1981г./;

• VI-й Зональной научно-технической конференции НИИСХ Северного Зауралья,/Тюмень, 1980 г./;

• Республиканской научной конференции «Актуальные вопросы совершенствования технической эксплуатации подвижного состава автомобильного транспорта», /Киев, 1980 г./;

Всесоюзной научной конференции «Рабочие процессы в двигателях внутреннего сгорания», /Москва, МАДИ, 1982 г./; Всесоюзной научной конференции «Современный уровень и пути совершенствования экономических и экологических показателей ДВС», /Ворошиловград, 1983 г./;

Всесоюзной научной конференции «Нефть и газ Западной Сибири. Проблемы добычи и транспортировки», /Тюмень, 1985 г./; Всесоюзной научной конференции «Проблемы совершенствования рабочих процессов ДВС», /Москва, МАДИ, 1986 г./; 45-й Научно-методической и научно-исследовательской конференции, /Москва, МАДИ, 1987 г./;

Всесоюзной научно-технической конференции «Альтернативные топлива в двигателях внутреннего сгорания», /Киров, 1988 г./; П-й Всесоюзной научной конференции «Нефть и газ Западной Сибири», /Тюмень, 1989г./;

Региональной научно-технической конференции «Эксплуатация машин в суровых условиях», /Тюмень, 1989 г./;

Межгосударственной научно-технической конференции «Нефть и газ Западной Сибири»,/Тюмень, 1993 г./;

Международной научно-технической конференции «Повышение эффективности проектирования, испытаний и эксплуатации двигателей автомобилей, вездеходных, специальных строительных и дорожных машин»,/Нижний Новгород, 1994 г./;

1-ой Тюменской областной экологической конференции, /Тюмень, 1995 г./;

Международной научно-технической конференции «Экология автотранспортного комплекса», /Москва, МАДИ, 1996 г./;

• Всероссийской научно-технической конференции «Эксплуатация технологического транспорта и специальной автомобильной и тракТорной техники в отраслях топливно-энергетического комплекса», /Тюмень, 1997 г./;

• Международной научно-практической конференции «Проблемы развития автомобилестроения в России», /Тольятти, 1997 г./;

• Международной научно-практической конференции «Проблемы адаптации техники к суровым условиям», /Тюмень, 17. 18 ноября 1999 г./;

• Научно-технической конференции «Научные проблемы ЗападноСибирского нефтегазового региона». /Тюмень, 14. 17 декабря 1999 г./;

• Академическом Собрании Тюменской области /доклады в 1999, 2000 г./.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

С учетом результатов приведенного выше анализа и поставленных на этой основе задач исследований решение этой комплексной и весьма актуальной научно-технической проблемы выполнялось в следующих направлениях: а) разработка математической модели теплового расчета ДВС в соответствии с особенностями протекания его реального рабочего цикла, на основе которой получение критериев эффективности в организации рабочих процессов, обеспечивающих существенное снижение токсических выбросов в атмосферу; б) на основе анализа традиционных технических решений - выбор прогрессивных элементов устройства, совершенствования конструкции ДВС и их систем для решения названной проблемы; в) изготовление опытных образцов, их конструктивная доводка и отбор наиболее эффективных из них с целью выдачи рекомендации для промышленной реализации; г) определение наиболее перспективных направлений в использовании альтернативных топлив для ДВС автотракторной размерности для целей усиления экологического эффекта в сочетании с ресурсосбережением.

Теоретические разработки

В соответствии с задачами исследования для описания особенностей протекания рабочих процессов на теоретическом уровне разрабатывался комплекс математических моделей.

Согласно канонам классической термодинамики в изначально тихоходных модификациях циклы ДВС поршневого типа подразделялись (отличались) способом подвода теплоты на линии теплоподвода. Причем цикл с подводом теплоты при постоянном объеме (V =. idem) приписывают к двигателям с принудительным воспламенением заряда (бензиновые, газовые, калоризаторные), а с подводом теплоты при постоянном давлении (р = idem) и смешанным подводом теплоты в начале при (V = idem), затем при (р = idem) - с воспламенением от сжатия, т.е. дизельными модификациями, соответственно. Исходя из таких исходных посылок концептуального характера формировалась первичная (классическая) модель (как в графической, так и в математической интерпретации) индикаторных диаграмм соответственных рабочих циклов. На этой же концептуальной основе разрабатывались классические (ныне действующие) инварианты теплового расчета ДВС поршневого ¡типа.

Однако, в процессе своего развития и форсирования по частоте вращения накапливающиеся отклонения приводили к нивелированию последних. При этом, не претерпевая значительных изменений математическая модель вошла в противоречие е реальностью и явилась источником погрешностей и даже недоразумений.

Так, многолетняя практика тепловых расчетов показывает, что несмотря на двукратное превышение степени сжатия расчетная температура сгорания в дизельных модификациях на 15.20 % оказывается ниже, чем в бензиновых. Этот парадокс заметил в свое время академик Б.С.Стечкин, обратив внимание на необъяснимый в то время факт наиболее частого прогорания днищ поршневой группы именно дизелей, несмотря на существенно большую толщину стенки последних в сравнении с бензиновыми. Он высказал прогноз на возможное реальное превышение температуры сгорания в дизелях в сравнении с бензиновыми. Изначально предполагалось, что первопричиной таких расхождений является погрешность при линейной аппроксимации теплоемкости в сочетании со значительными интервалами в выборе недостающих коэффициентов. Однако, предпринятые нами любые уточнения в выборе коэффициентов по разработанным аппроксимирующим функциям, а так же использование истинных значений теплоемкостей оказывались практически бесполезными. Проведенные исследования показали, что реальной причиной такой ситуации является тот факт, что расхождение между идеальными и реальными циклами оказались существенно большими, чем это предполагалось изначально. Фактическая же картина раскрылась после наложенного совмещения зон, иллюстрирующих отличительные признаки цикла, т.е. отражающие закон теп-лоподвода диаграмм бензиновой и дизельной модификации в сопоставимых масштабах р - ф координатах, как это представлено на рис. 1.

Анализ этих диаграмм позволяет однозначно утверждать, что других индикаторных диаграмм, отождествляемых с этими типами (модификациями) двигателей в действительности не существует. Реализуется единый цикл ДВС поршневого типа, который является реальным. Его прототипом служит цикл со смешанным подводом теплоты в чистом виде, исключающим участки подвода теплоты как при V = idem, так и последовательно при V = idem и р = idem в классическом понимании. вмт ф°

Рис. 1. Наложенные индикаторные диаграммы реальных циклов в р -Ф координатах: а) цикл бензинового ДВС; б) цикл дизеля (схематично).

Дизельные модификации от бензиновых отличаются лишь абсолютной величиной приращения давления АР на градус поворота коленвала (п.к.в.) ДР / Дф°, п.к.в., а так же величин давления сжатия Рс и сгорания Рг, зависящих от уровня степени сжатия. В конечном счете, рт способа организацйи рабочего цикла. Таким образом, анализ этих диаграмм реального цикла, убеждая в их идентичности, снимает сомнения в справедливости и достоверности новой, описываемой в дальнейшем изложении концепции.

Основной причиной возникшей тупиковой ситуации, несмотря на более чем столетнее существование и развитие двигателестроения, являлось отсутствие математической интерпретации универсального выражения теплоемкости Сх в функции закона теплоподвода АР / Д<р, характерной для цикла реального двигателя. Мною восполнен этот пробел. Найденная закономерность Сх = f (АР / Д<р) записывается в виде

Сх - Cv + R х cos Р, (1) где Cv - теплоемкость рабочего тела при постоянном объеме;

R - газовая постоянная рабочего тела-сов р - косинус угла наклона линии теплоподвода к оси V(<p). Вполне логично, что в связи с переходом на новые концептуальные основы возникла необходимость термодинамического обоснования принципа работы (реализации) цикла реального двигателя, с учетом ограничительных критериев при его реализации, т.е. начала проявления детонационного характера сгорания и недопустимо «жесткой» работы для дизельных модификаций. При этом в основу разрабатываемой концепции положена универсальная константа - температура самовоспламенения Тсв топлива.

Применительно к бензиновым двигателям традиционного конструктивного исполнения температура сжатия ТСб и температура самовоспламенения Тсв соотносятся в виде Тс6 < Тсв, что позволяет представить принцип работы семейства двигателей с принудительным воспламенением, исключающий проявление детонационного характера сгорания, на режиме перегрузки (п = 800. 1000 мин ), т.е.

Тсб = Тсв-ДТс, (2) где ДТС = Тса - Тс = 140 . 170 К, в среднем АТС = 146 К.

Аналогично, для надежного запуска и «мягкой» работы дизельных ДВС температура сжатия Тсд вычисляется по зависимости

ТСД=ТСВ + ЛТС, (3) где ДТС = Тс - Тсв = 250 . 350 К, в среднем ДТС = 300 К.

Температура Тсв (бензиновых, газовых топлив) определяется уровнем октанового числа (ОЧ), по предложенной автором формуле:

Тсв= 1,2(ОЧ)+ 1,02(04)2х ю-2 + 645К, (4) для дизельных топлив ОЧ вычисляется через известную зависимость

ОЧ = 120 - 2ЦЧ, гдеЦЧ - цетановое число дизельного топлива.

С другой стороны, при наличии информации о температуре самовоспламенения любого топлива (бензин, дизтопливо, газоконденсат и др.) его октановое число возможно вычислить по формуле

ОЧ = 0,67 (Тс8 - 645) - 9,35 х 10"4 (ТС8 - 645). , (5)

На основе выработанных критериев для оценки антидетонационных качеств двигателей различной размерности и частоты вращения коленвала получена полуэмпирическая зависимость определения степени сжатия (е) на стадии проектирования для бензиновых двигателей в интервале ОЧ = 50 . 120 пунктов и диаметра цилиндра Дц = 40 . 150 мм в виде:

6 = --- (6)

130-ОЧ +0,125 Дц

Также на основе статической обработки 150 данных серийных ДВС для дизельных модификаций в интервале Д„ = 72 . 160 мм получено соотношение:

8 = 23+--. (7)

4,2-0,95 Д.

Ключевыми моментами в решении проблемы повышения точности расчетов и достоверности получаемых результатов явилось снятие неопределенности в выборе недостающих коэффициентов путем разработки аппроксимирующих зависимостей:

В реальных циклах ДВС с принудительным воспламенением заряда и воспламенении от сжатия можно сделать вывод о наличии ряда устойчивых закономерностей. Так, несмотря на существенные различия в физико-химических свойствах топлив, способов организации процессов смесеобразования и сгорания, наблюдается значительное сходство в протекании процессов сгорания (тепловыделения) и расширения.

Вместе с тем, значительно отличающиеся по абсолютным значениям параметров сжатия и расширения, процессы объединяет сходство в переменных по ходу поршня, значениях показателей политроп сжатия гц и расширения П2- Процесс сжатия в цикле реального двигателя поршневого типа является в своей основе политропным с переменным показателем политропы. Значительные трудности представляет математическое описание, определяющее характеристики этого процесса. Для реального цикла двигателя, с учетом выше обоснованного принципа работы, автором восполнен, также, и этот пробел.

Обозначая п, - 1 = К,, с учетом усредненного значения температуры на впуске Та = 335 К и на сжатии АТС= 146° для детонационно опасного режима перегрузки (800. 1000 мин ) в бензиновых модификациях, для показателя адиабаты lgTc6-lgTa lg(TCB-ATc)-lgTa

К,=- --:-• (8)

Ige Ige

Найденная соискателем величина показателя политропы сжатия для бензиновых двигателей на мощностном номинале, т.е. в диапазоне п =

3000 . 6000 мин имеет вид: п, = 1,497-590/п, (9) а для дизельных в интервале п = 700 . 3000 мин п, = 1,41 - 100/п. (10)

То же для политропы расширения для бензиновых двигателей при п = 3000 . 6000мин* п =1,14+ 145/п, (11) а для дизельных в интервале п = 700 . 3000 мин п2= 1,15 +450/п. (12)

Источником погрешности на такте впуска являются, также, и колебательные процессы, вносящие погрешности в выборе ряда параметров и ко-» эффициентов. Фактор неопределенности способен вносить суммарные погрешности не меньшего порядка, чем в предыдущем случае. Так величина, представляющая собой эквивалент коэффициента сопротивления впускной системы и являющаяся функцией частоты вращения (п) коленвала, выбиралась раньше произвольно. Во избежание заметных погрешностей на основании обработки опытных данных получены следующие эмпирические зависимости для определения этой величины: для дизельных в интервале частот вращения коленвала п= 1000 . 3000 мин

Ад= 0,525-125/п, . (13) и соответственно для бензиновых двигателей в интервале п =

А =0,598 -5957 п . (14)

Для вычисления температуры на выпуске Тг , найдены уточненные эмпирические закономерности. Для бензиновых ДВС при коэффициенте избытка воздуха а < 1,

Тг= 1430/е - 810/а +0,09 х п+ 1290, (15) и для дизелей при а 2 1,

Тг = 1470 / е + 1150 / а + 0,09 х п

В тепловом расчете ДВС заметную погрешность (2.5%) вносит линеаризация Б - образной по своей природе закономерности теплоемкости в функций температуры. Попытки различными способами повысить точность аппроксимации приводили лишь к повышению показателя степени расчетного уравнения, усложнению вычислительного процесса без повышения точности.

Из этой сложной ситуации также найден выход через решение обратной задачи из выражения внутренней энергии свежего заряда и рабочего тела.

Графическая интерпретация и = с использованием табличных данных с истинной теплоемкостью показывает, что в рабочем интервале Ь = 1200. .2800°С эта зависимость без учета закона теплоподвода линеали-зируется, т.е. приводится к виду где Л и В - коэффициенты линейного уравнения; и" - внутренняя энергия рабочего тела.

И в свою очередь, начальный участок, характерный для свежей смеси в температурном интервале I = 200.700°С с учетом небольшой кривизны и заранее вычисленной температуре в процессе сжатия, позволяет найти внутреннюю энергию последнего по зависимости

1 = Аи" + В, ис = а + Ы:, где а и Ь - коэффициенты уравнения.

Для удобства расчетов и обеспечения необходимой точности в интервале а = 0,7 . 2,6 рассчитаны коэффициенты А, В и а, Ь с малым интервалом Да = 0,05 и сведены в таблицы.

Процесс сгорания является основным процессом в рабочем цикле двигателя внутреннего сгорания. Он отличается многостадийностью и большой сложностью в физико-химическом, кинетическом и других аспектах. Однако в математической интерпретации для целей инженерной практики подвергается значительной формализации. Первоочередной целью расчета процесса сгорания является определение температуры Та давления Р2 и объема Уг в конце видимого сгорания. Уравнение сгорания, линеаризируемое, удовлетворяющее практическим потребностям, было получено на основе существовайия единого (универсального) цикла, реализуемого в ДВС поршневого типа и'с уг х и"с

--- + -:-= и»2 = о2) (19) мх (1 + уг) 1 +уг где 0« = Ни - ДН„ - теплотворность 1 кг топлива;

Н„ - низшая теплотворность;

ДН„ - теплопотеря от химического недогорания при работе с недостатком воздуха а < 1; М| - мольное количество свежего заряда; уг - коэффициент остаточных газов; и'» и"с, и"г - внутренняя энергия свежего заряда, в конце сжатия, рабочего тела в точке г; Д | - действительный коэффициент молекулярного изменения;

Зг - суммарное теплосодержание в точке г. Для вычисления температуры сгорания из уравнения (19) вначале находят абсолютную величину внутренней энергии рабочего тела

1]"г = Ое / Ца, кДж / кмоль.

В свою очередь согласно разрабатываемой концепций с учетом, закона теплоподвода И"2 является функцией (АР / Аф). С тех же позиций, что (хСх также является функцией (АР / Аф), внутреннюю энергию рабочего тела можно представить в виде

При неизвестной на этой стадии температуре Т2 и зависящей от нее величины цСх вычисление \]"г содержит элемент неопределенности. Более практичным является способ, состоящий в вычислении доли температурного компонента К„ в суммарной энергетической характеристике 15"г рабочего тела. На участке активного тепловыделения выражается через функцию угла Р наклона линии теплоподвода, т.е.

С учетом этого, температурная составляющая внутренней энергии рабочего тела выражается зависимостью и"2 = цСххТ2.

К» = ап Р. и"ет = Ку X и"г = и"2 X эт Р, кДж/кмоль

На этой основе температура теплоподвода (сгорания) вычисляется по линейной зависимости

Т2 = Ахи"я + в; °С и Т2 = 1г+ 273, К . (24)

При известных значениях е и |3 степень предварительного расширения р определяется формулой: р=1+(е-1)х(1-япр), (25) а величина давления сгорания - универсальным выражением

Цд Т2 1+уг рг = рс - х - х——-(26)

Р Тс 1+Ца><Уг

Учитывая, что по опытным данным величина среднего показателя политропы расширения п2 незначительно отличается от адиабаты К2 и, как правило, в меньшую сторону, то величину п2 можно оценить по К2. Эмпирическое уравнение для промежуточных точек кривой расширения в дизельных модификациях (при неполном тепловыделении)

К2 = 1,259 + 76,7 / Т7 - (0,005 + 0,03721 а)хХ. (27)

Аналогично, для бензиновых модификаций

К2 = 1,259 + (76,7 + 0,6 х) х - (0,012 + 0,03 /а)х%, (28) где % = sin (3 - усредненное значение коэффициента тепловыделения при сгорании топлива. Для конечных продуктов сгорания дизельного топлива при % = 1,

К2 = 1,254 - 0,0372/<х + 76,2/Т где величина Т „ - усредненной по статистическим данным температуры в точке в составляет: для дизелей 1,84 Тс, а для бензиновых -2,17 Тс.

И для конечных продуктов сгорания бензиновых модификаций при х = 1,0, соответственно

Разработан, также, способ построения индикаторной диаграммы, пригодный для расчета на ЭВМ, по точкам теплового расчета.

Для этого после традиционной разметки характерных точек промежуточные координаты политропы сжатия находят из соотношений к2 = 1,247-0,03/ос +77,3/Т

Рсх ^ е-1) f(ax) + f(S„) f(ax)= — 2R

Величина f(S„) = Sn / R x (1 - cos a) + X / 4 x (1 - cos2a) может быть взята из таблиц, либо вычислена при известном значении X = R / Ьш , где R - радиус кривошипа; Ьш - длина шатуна, Р„ - давление в точке а индикаторной диаграммы.

Для построения политропы расширения координаты промежуточных точек вычисляются с учетом А. и функции перемещения f(S„). Давление в произвольной точке на линии расширения где текущее значение степени последующего расширения

5х = (8„-1) fK)+l функция угла последующего расширения f(an) =f(ax) -f(ap); функция угла предварительного расширения и аналогично, функция последующего расширения

5п-1)=- = - . (38).

Для контроля при расчетах в табл. 3 приведены практические значения основных параметров, характеризующих процесс в бензиновых и дизельных модификациях ДВС.

Таблица

Основные параметры цикла ДВС

Тип двигателя т2,к Рг,Мн/м2 а. Р

Бензиновые 2400 -5- 3200 3,0 + 7,0 2,0 -г 4,0 1,1 + 1,

Дизельные 1800 + 2500 5,0+12,0 1,2 + 3,0 1,1 + 2,

Для повышения точности замеров при газовом анализе в случае неконтролируемого подсоса воздуха из атмосферы, возникающие погрешности систематического и случайного характера исключаются при использовании выявленной взаимосвязи долевых концентрации гс0 и г«^, и состава смеси а

0,217(1-а)

Гсо=—-—, (39)

0,146 + 0,408 а

0,217а-0,

002=-г-Г—:-• (40)

0,146+ 0,408 а

Эффективный КПД реального двигателя определяется известной зависимостью

Т1е = Л1><Т1о><11т, где Т|о - относительный КПД. Для вычисления термического КПД r|t и механического КПД r]m предложены следующие зависимости:

ТП= 1--, (42)

Т1т= — , (43) где P¡ ~ величина среднего индикаторного давления;

Рм = 4,2 х10 х е + 0,02 . (44)

Анализ показывает, что в интервале е = 2,0 . 28 оптимум эффективности лежит в пределах б - 12 . 16 с экстремумом при 8 = 14, достигая г|е = 0,52, что на 2% выше в сравнении с длинноходными модификациями.

В исследовательском цикле автором установлены критерии организаций процесса сгорания, обеспечивающие снижение выбросов наиболее токсичного компонента N0*. Ими являются: мягкое протекание процесса сгорания в дизелях, бездетонационная и на грани жесткости работа бензиновых модификаций. Этим критериям не удовлетворяют все однокамерные ДВС традиционного исполнения.

В то же самое время в дизельных модификациях двухкамерного исполнения (предкамерные и вихрекамерные) процесс сгорания протекает мягче и с 2.3-х кратным снижением выбросов Ж)х по отношению к однокамерным и, в особенности со струйным способом смесеобразования.

Для раскрытия этого феномена, автором проведен теоретический анализ процессов наполнения-сжатия на основе исходных уравнений межкамерного тепло- и массообмена. Ниже приведены использованные для этих целей расчетные соотношения.

Температура в цилиндровой полости произвольной точки процесса наполнения определяется по соотношению

То +ЛТ + уЦга хТг т"«- -'- , (45)

Тоже найдено и для процесса сжатия

Ц 14

Тс=Тахвх . (46)

Коэффициент остаточных газов для цилиндровой полости находится еху, -а

-. , (47)

Значение коэффициента остаточных газов для форкамерной полости в произвольной точке процесса сжатия находятся по более сложным зависимостям е х уг - а в (1 - уг)

Г, = -х-— , (48)

8 - а 8* (е - а) гдеЕх вычисляется по (32).

Температура в форкамерной полости произвольной точки процесса сжатия ск - --хКех-ОхТ^ + Т,,] , (49) где температура остаточных газов

Тг= - , (50)

Рг/Ра)(П2",/П и, аналогично в точке г индикаторной диаграммы к к (П2~1)/П

Т^ТЯХСР(Г/РЬ)(2 . (51)

На рис.2 представлены результаты вычислений по этим аналитическим зависимостям. Как видно из графика, наблюдается своеобразный характер изменения коэффициента остаточных газов в форкамерной плоскости у* и связанной с ним температуры в процессе сжатия Т в последней.

Так,;в момент топливоподачи* (за 20 . 30° до ВМТ) в дизельных, и поджигания электроискровым разрядом в бензиновых модификациях, форкамерный коэффициент остаточных газов имеет двойное превышение и около АТ = 200° по температурному фактору по отношению к цилиндровой полости и не менее АТ = 100° по отношению к однокамерному исполнению. Вполне очевидно, что столь значительное (в 2.3 раза) снижение выбросов компонента N0* обусловлено именно температурным и материальным расслоением. Ведь снижению жесткости протекания процесса сгорания благоприятствует не только факт прямого повышения температуры, но и эквивалент РОГ за счет повышения коэффициента остаточных газов. \ тф

А. \ -— тф /Тг , «•*

I I * \

II * А ч \ / п п 1 \ \ / / Г?

Гг Та \ > Ч \ V 4 ■ У ./

I \ I \ \ Л / /' (

I ^ \ \ V /

Л \\ V у У \ \ ч Ч. х, X. То / * к.'- > \ >< .-. ч ■С. Ч.

У?' г—

0,9 0,8 0,7 0,6 0,5 0,4 0,3 0,2 0,1 0,

150 п.к.в.

О 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 Т|у Рис.2 Характеристика параметров впуска-сжатия в двухкамерном двигателе.

Последние в процессе высокотемпературного сжатия более глубоко диссоциируют, а активные продукты диссоциации создают дополнительные очаги воспламенения, своим присутствием внося дополнительное смягчение в протекании процесса сгорания и подавляя тем самым механизм образования наиболее токсичного компонента >ТОХ.

Новый концептуальный подход к совершенствованию конструкции ДВС, в основе которого лежат активные способы управления процессами смесеобразования и сгорания (взамен применяемых ныне пассивных), позволил решить актуальные проблемы определения качественного состава рабочей смеси в полостях камеры сгорания и закона разделения цикловой дозы топлива как в момент топливоподачи, так и в процессе межкамерного материального обмена при работе как на жидких, так и газообразных топ-ливах. В результате решения дифференциального уравнения

Ук х ёР = Ш х сЮ + ОЯ хАТ, (52) для случая топливоподачи в произвольной точке через форкамерную полость и разделением цикловой дозы в момент топливоподачи на такте сжатия, результирующий состав заряда сий форкамерной полости в момент подачи электрического заряда в точке I находится по соотношению:

Ов х а [е х С(0')-1] ---—-х--— , (53) а[((6')-ф(ф')] ^ е х ь0от I хк + хц ~—^--- !

I 1 — а/ех [е ((ф')~ I]] а для топливоподачи по той же однотрактовой схеме питания на такте наполнения имеет более простую зависимость

G„xa[sx f(e')-l] ай~ -1-:-, (54)

8 X L0GT (XK + Хц X а/г [e f( ф') - .1]) где GB и GT - соответственно, часовые расходы воздуха и топлива на мощ-ностном номинале; а = VK / Vc - относительный объем форкамерной полости; Хц = GT„ / ZGT и Хк = GTK / ZGT, причем Х„ + Хк = 1,0; t'(Q') = 1 / [(е -1) х ((8) + 1] - функция, определяющая момент воспламенения смеси, где {(в) = 'Л (1 - cos9 +'Л X* sin 6); G - угол поворота кривошипа, отсчитанный от ВМТ при котором происходит воспламенение заряда форкамерной полости; ((ф') = 1 / [(е - 1) х f(cp) +1] - функция, определяющая момент топливоподачи;

L0 - теоретически необходимое количество воздуха для окисления 1 кг топлива.

Следует при этом особо отметить, что в варианте впрыска на такте сжатии при определенных условиях двигатель приобретает качество мно-готопливности с чрезвычайно «мягким» протеканием процесса сгорания. При этом состав цилиндрового заряда с учетом первичного разделения цикловой дозы топлива при впрыске в произвольной точке U процесса сжатия находится по формуле

G„x(l -а/ех [вх f(q>')- 1]) ацц = --—-—■--, (55)

Lo GT и, соответствен но, при впрыске на такте наполнения, с учетом факта поступления всего воздушного заряда в цилиндровую полость, по зависимости ац =С.ц/Ь0Оц = Ов/Ь0Х,От.

В процессе практической реализации этого рабочего цикла, задаваясь величинами моментов начала топливоподачи ((ср') и электроискрового заряда ((б')> а так же качественного состава форкамерного заряда аи в момент зажигания в пределах воспламеняемости ак, = 0,7 . 0,9 аналитическим путем получаем искомую величину форкамерной доли топлива теля без риска переобогащения на мощностном номинале, при известных расходных параметрах вв и От.

При постоянном угле опережения зажигания 03 = 15°, относительном объеме форкамерной полости а = 0,165 в интервале угла топливоподачи Ф = 18 * 180° на такте сжатия оптимальная величина форкамерной цикловой дозы Хк изменяется в интервале Хк = 0,025 + 0,15.

Критерий бездетонационности состоит в том, что образующиеся в процессе сжатия и начальных фаз сгорания пероксиды выжигают прежде, чем их концентрация в заряде достигнет взрывоопасного уровня. В совокупности со смягчением процесса сгорания и падением концентрации N0* создаются предпосылки к выжиганию углеводородов СпНт. В качестве элемента организации процесса сгорания математически можно представить как предельный уровень сгорания в виде АТСЖ = 0, т.е. Тсж = Тсв, где уровень температуры самовоспламенения находится по соотношению (4).

Хк в момент топливоподачи, обеспечивающую эффективную работу двига

Степень сжатия двигателя, пересжатого на грань самовоспламенения с бездетонационным механизмом сгорания, рассчитывается по зависимости еп = (Тсв/Та) ,/(п,~'К (58) и, соответственно, уровень пересжатия по отношению к образцам серийного исполнения Кп = е„/е , (59) где е для серийных образцов рассчитывается по формуле (6).

Эти теоретические разработки с незначительной коррекцией могут быть применимы также и для газовых модификаций ДВС в широком диапазоне размерностей (Дц), включая и тепловозную.

Так, для двигателей 6ГНЧ-36/45 с воспламенением от сжатия, конвертированных в газовую форкамерно-факельную модификацию с межкамерным перетоком в длинном дросселирующем соединительном канале, рабочая формула для вычисления результирующего состава форкамерно-го заряда заметно упрощается и принимает вид

0,0205 х Хц х (хц Хф + 0,0205 хХц

V —-— • (60)

В бензиновых ДВС традиционного конструктивного исполнения на холостом ходу и прилегающих к нему нагрузочных режимах смесь обогащают, что неизменно приводит к химическому недогоранию и повышенным выбросам токсичного компонента СО и выделению С„Нтв отработавших газах. Эти недостатки устраняются эффектом сверхобеднения.

Эффект сверхобеднения достигается введением в дополнение к традиционным круговой вытеснительноЙ и нормальной составляющих также двух симметричных переносных вихревых составляющих в механизме распространения фронта пламени, ориентированных в периферийные (застойные) зоны камеры сгорания Накладываясь на вытеснительную составляющую. Это придает пристеночно-объемный характер процессу сгорания что и обеспечивает беспрецедентное расширение воспламеняемости и эффективности работы на переобедненных смесях, названное автором эффектом сверхобеднения. Вместе с более полным выжиганием СО, С„Нт подавляется механизм образования компонента Ж)х за счет сокращения длительности температурно-временного воздействия на рабочее тело.

Описанные эффекты раздельно и в комплексе, в том числе и с применением, оригинальных схем РОГ, используются для эффективной и бездетонационной работы на низкооктановых газоконденсатах и их светлых фракциях с предварительной стабилизацией с ОЧ = 56 . 67 до уровня ОЧ = 70 . 72 строго регламентированным способом смешения. Заметное облегчение фракционного состава также стимулирует снижение токсических выбросов в условиях реальной эксплуатации.

Методические разработки

Методические основы экспериментально-доводочного цикла технических решений базируются на высокоточной методике электротормозных испытаний, регламентированных ГОСТ 14846-69, его последующих изданиях и разработках автора. В то же время, для конструктивной доводки в ДВС двухкамерного исполнения с однотрактовой системой топливопо-дачи как в жидкотопливном, так и в газовых вариантах потребовались принципиально новые, специализированные методики.

Существующие системы топливоподачи налагают жесткие требования к дозировкам для обеспечения работоспособности ДВС. Так, отклонение от экстремальных дозировок, задаваемого по результатам фундаментального исследовательского цикла, в интервале ± 2.3% выводят систему в зоны неустойчивой работы, потери мощностного номинала и повышенных токсических выбросов. Это приводит к необходимости комплектации испытательной установки высокоточными измерительными приборами и аппаратурой, а при их отсутствии, к созданию таких приборов, разработке методов их тарировки, применительно к обеспечению желаемого закона разделения цикловой дозы топлива в момент топливоподачи и др.

Для решения ряда проблем методологического порядка, например, по исследованию разделения цикловой дозы топлива, стробоскопического отбора проб и др., разрабатывались специальные методики и безмоторные установки.

Так, для бензиновых и газовых ДВС двухкамерного исполнения с од-нотрактовой системой питания разработана оригинальная конструктивная схема для определения долей циклового заряда, поступающих в основную Хц и форкамерную Хф полости при топливоподаче на такте впуска, т.е. когда отсутствует противоток цилиндрового заряда в форкамерную полость.

В качестве физической модели использован экспериментальный образец цилиндровой головки двигателя, при этом в свечное отверстие форка-меры и в цилиндровой полости устанавливались штуцеры для отвода топлива из полостей камеры сгорания. В торце форкамеры устанавливалась форсунка. Топливный насос, приводимый от пендельдинамо, подавал заданное количество топлива.

Для разделения цикловой дозы топлива между полостями камеры сгорания были установлены соотношения геометрических параметров топливного факела и камеры сгорания. Так, при заданном значении относительного объема а = Ук/Ус форкамерной полости цилиндрической формы ее диаметр равен

Замер расхода воздуха в пульсирующем потоке производился оригинальной схемой - по перепадам давлений во впускном тракте. Измерительная система при определенных условиях и тарировке в пульсирующем потоке обеспечила надежные замеры без необходимости предварительного сглаживания последнего в успокоительных емкостях большого размера.

Применительно к карбюратору ЗИД - 12 двигателя ЗИД - 4,5 найденная рабочая формула для определения расхода воздуха записывается в виде где АР - перепад давлений в дифманометре в мм. в. ст.

Для плавности (бесступенчатости) регулирования крутящего момента, как при прокрутке двигателя, так и торможении в испытательном цикле, исключения дрейфа крутящего момента в процессе испытаний от тепловой инерции нагружателя в оригинальной электрической схеме использован ламповый Нагружатель, а в цепи возбуждения пендель-динамо установлен автотрансформатор, плавно и бесступенчато изменяющий крутящий момент.

Для оперативного снятия характеристики изменения угла опережения зажигания двигателей УД-15 и УД-25 разработано устройство, позволяющее

Ув = Сл/АР = 1,63л/АР, м3/час, плавно и с точностью до 1 п.к.в. изменять и измерять момент новообразования на работающем двигателе.

Ряд оригинальных методических разработок выполнен в процессе конструктивной доводки модернизируемого в эксплуатационных условиях двигателя тепловозной размерности 6ГНЧ - 36/45, работающего на природном газе. Так, для сокращения затрат на изготовление полного комплекта приставных форкамер при соблюдении полной идентичности, многократной замены для достижения заданных характеристик, весь доводочный экспериментальный цикл проводился на одном цилиндре, оборудованном автономной системой питания и замеров. Это позволило осуществить исследовательско-доводочный цикл на серийном двигателе.

Для дополнительных замеров расходных параметров компонентов газ зового топлива разработан малодебитный мерник (Уфг = 3,0 м /час) форка-мерного газа на экспериментальный цилиндр и нетрадиционный метод его тарировки. Принцип действия тарировочного устройства основан на эффекте вытеснения атмосферного воздуха из мерного сосуда (У^ = 50 л).

Для контроля динамики состава смеси в форкамерной полости и характера расслоения заряда в ней разработан упрощенный аналог стробоскопического отбора проб небольшими порциями (не более 2 5% от объема форкамерной полости) газовой смеси.

Если в цилиндровом заряде с составом смеси при а >1,68 ведутся прямые замеры, то при а < 1,6 форкамерный заряд должен подвергаться предварительному разбавлению смеси К1 для обеспечения максимальной точности замеров, которая определяется по формуле к, Кг = К (63) у +у +¥ 1 + п' ТГ ^ . В ' ' РВ * где Утг, Ув - объемы топливного газа и воздуха;

УРВ - объем воздуха, участвующего в разбавлении анализируемой смеси.

Объемная концентрация топливного газа при прямых измерениях

X = (64) тг 'в и коэффициент разбавления п - ™

V +У (65-> тг '' в

Разработаны соотношения для перехода от «холодного» к «горячему» циклу, но в связи с громоздкостью математического аппарата не приводятся.

Значительные проблемы методик газового анализа заключаются в необходимости сочетания достаточно высокой точности и оперативности. Отсутствие такого сочетания ограничивает применение этих методов при испытании ДВС. Предложенная методика позволила устранить названные недостатки, превратив ее в экспрессную, с замером высоты окрашенного столба Ь, (мм) простой мерной линейкой без необходимости предварительного разбавления анализируемой пробы.

На основе принципа интегрального воздействия измеряемого токсического компонента найдены формулы по. объемному компоненту СО с привязкой к первичной шкале прибора УГ-2 в двух диапазонах 0 . 120мг/м3 (малые концентрации), и 0 . 400 мг/м3: с = 0,0176-^, % (объемные) (66) с =4,8-10^^-,% (67)

УфЛКГ где Ршк = 2,2 Ь, (мм); УФАКт- фактический объем анализируемой пробы.

Унификация замеров для всех токсичных компонентов при максимально возможной точности обеспечивается, в первую очередь, выбором объема неразбавленной анализируемой пробы (УФАКТ), а также условиями замеров с таким расчетом, чтобы высота Ь окрашенного столбика реактива, выраженного в (мм), находилась, по возможности, у верхнего обреза трубки.

Окислы азота, N0*, = 73-^Цч.н.м., (68) где Рщк = Ь +0,05Ь2 с учетом нелинейности шкалы.

Р%" = 158,5^-, ч. н. м„ (69) где Рщк = 0,3 +0,014Ь

Углеводороды нефти

С, = 78 |®-,н.н,м., (70) ФАКТ ''•"•■ где Рад = 25,0*1).

Конструктивные разработки Результаты испытаний

В разделе описана часть патентозащищенных разработок и результатов их испытаний, наиболее апробированных в производственных условиях и претендующих на привязку к типоразмеру двигателей и подготовку к промышленной реализации.

Приоритетной задачей и содержанием связанного с ними экспериментально-доводочного цикла, являлось уточнение меры эффективности и потенциальных резервов снижения токсических выбросов в разрабатываемом методе активного управления процессами смесеобразования и сгорания как порознь, так и в их взаимном сочетании. Управляющими элементами на базе изобретений и открытий являются;. аномальное протекание температурного фактора в процессах наполнения - сжатия в форкамерной полости, энергетическая характеристика последней, место установки воспламенителя (запальной свечи), форма вытеснителя, совмещенного с РОГ температурного воздействия в процессе смесеобразования, их различные сочетания и др.

Наглядным примером управляющего воздействия в рабочем цикле может служить реализованный промышленностью в конце 50-х годов элемент активного управления процессом сгорания за счет одномерной вы-теснительной турбулизации смещения осей симметрии цилиндра и камеры сгорания и введения несимметричного вытеснителя, который решил проблему по преодолению возникшего барьера по частоте вращения коленвала свыше п = 4500 мин , однако это привело к более интенсивному проявлению эффекта пневматического поршня, играющего определяющую роль в механизме возникновения детонации на мощностном номинале и пониженное выжигание компонента ОД,, на долевых нагрузочных режимах.

Согласно теории ДВС пределы воспламеняемости топливовоздушных смесей являются характеристикой процесса сгорания при разработке дозирующих систем топливной аппаратуры (карбюраторов, топливовпрыски-вающих систем). Новый концептуальный подход позволил установить, что эти пределы не являются фиксированными величинами и зависят от уровня интенсифицирующих свойств процесса сгорания, реализованного технического решения. Наглядным подтверждением этого являются результаты проведенных нами экспериментов на нескольких вариантах вытеснителей как с уклоном под различными углами в направлении периферийных зон, так и с профилем в плане, приближающимся к ю-образной форме.

При этом нами установлено, что каждый из пяти вариантов конструктивного исполнения обладает определенной мерой управляющего воздействия на процесс сгорания. Наиболее эффективный из них обеспечивает выход на холостой ход при полностью открытой дроссельной заслонке по регулировочной характеристике при а = 2,3, т. е. обеспечивает качественный способ регулирования мощности в бензиновых ДВС однокамерного исполнения.

При этом перегиб характеристики, т. е. экстремум удельного расхода топлива сместился в зону а = 1,4, а с применением рециркуляции отработавших газов даже до а = 1,6, т.е. оказался за пределами воспламенений, характерными для двигателей традиционного конструктивного исполнения. При этом выбросы СО снижаются до исчезающемалых величин и по компонентам С„Нт и Ж)х не менее чем в 1,5. .2,0 раза.

В связи с достижением нового качественного уровня работы двигателя по параметру обеднения в сочетании с заметным (не менее 8. 10%) улучшением топливоэкономических характеристик, в полноразмерном двигателе это явление получило название эффекта сверхобедненйя.

В этой конструктивной модификации применение рециркуляции'отработавших газов является желательным как для дополнительного 2.3х кратного снижения выбросов компонентов ЫОх и СпНт , так и заметного повышения мощностного номинала на (4.6%) вследствие увеличения оптимума угла опережения зажигания.

Результатами испытаний одного из промежуточных вариантов конструктивного исполнения двигателя ЗМЗ - 24Д на заводском оборудовании зарубежной комплектации установлено, что- при сохранении достигнутого уровня улучшения экологических характеристик резерв для повышения степени сжатия относительно прототипа составляет Ле = 0,5.0,7 единиц.

Не менее ценным качеством является тот факт, что в прототипах с плоскоовальными и близкими с ними по геометрическим характеристикам камерами сгорания при реализации этого технологического решения достаточно внести коррекцию в профиль вытеснителя в кокильном устройстве без последующей механической обработки. Этот конструкционный вариант предпочтителен к применению в сочетании также и с топливопрыски-вающими системами.

В научном направлении активизации процесса сгорания с использованием энергетической характеристики форкамерной полости представляется возможным усилить активную составляющую процессом управления сгоранием. Однако, активизация даст не однозначный результат и зависит от местонахождения источника первичного зажигания - электроискровой свечи которая может размещаться как в основной, так и в дополнительной полости камеры сгорания.

Общеизвестно, что при размещении электроискровой свечи в форкамерной полости процесс сгорания интенсифицируется в начальных его фазах, т.е. с положительным сдвигом основной его фазы, что по отношению к линии тепловыделения однокамерной модификации принято считать "выпуклым". '

И, наоборот, в варианте размещения запальной свечи в основной полости камеры сгорания в связи с повышенным значением коэффициента остаточных газов в форкамерной полости, либо при иных возможных способах управления процессом сгорания, например, за счет неоптимального (позднего) зажигания, развитие процесса сгорания в основной полости и в форкамере отстает по фазе, т. е. наблюдается отрицательный сдвиг по основной фазе тепловыделения в обеих полостях камеры сгорания. Такой характер закона тепловыделения принято называть "вогнутым".

При "вогнутом" законе максимально сокращается интегральное тем-пературно-временное воздействие на заряд и продукты сгорания в полостях камеры по фазам активного тепловыделения и догорания, что является тормозящим фактором в механизме образования окислов азота.

Для оценки результативности, т.е. меры управляющего воздействия форкамерной полости, проведен специальный сравнительный эксперимент на двигателе ЗИД - 4,5 с Двухполостной камерой при неизменной степени сжатия и внешнем способе смесеобразования. Результаты этого эксперимента на одном из скоростных режимов приведены на рис.3.

Из анализа показателей работы, отражающих закономерности «выпуклого» закона тепловыделения (1фивые 3, б, 10) видно, что при наиболее высоких параметрах мощности, топливной экономичности и наиболее раннем угле опережения зажигания наблюдается, также, и повышенная концентрация наиболее токсичного компонента N0* в отработавших газах, т.е. в среднем в 2 раза выше чем в однокамерном исполнении (кривые 2, 4, 8).

Сравнение этих параметров однокамерного варианта (кривые 1, 4, 8) с зажиганием в основной полости (кривые 2, 5,9), т.е. при "вогнутом" законе тепловыделения оказывается у последнего весьма выигрышно по экологическим показателям. Согласно графику в сравнении с вариантом однопо-лостного исполнения более чем в 2 раза и в 2.3 раза по двигателю в целом.

Рис.3. Сравнение показателей двигателя ЗИД-4,5 в различных вариантах конструктивного исполенения по нагрузочной характеристике. • - однокамерное исполнение; ■ - двухкамерное, с воспламенением в форкамере; а - двухкамерное, с воспламенением в основной полости камеры сгорания.

Конструктивный вариант ДВС двухкамерного исполнения размещением запальной свечи в основной полости камеры сгорания в сочетании с ю-образным профилем вытеснителя в плане необычайно большим понижением чувствительности к сорту (04) топлива и получил название двигателя с бездетонационным механизмом сгорания, что можно считать открытием в области двигателестроения.

При внешнем способе смесеобразовании достигается обеднение смеси в интервале не менее Да = 0,05.0,07, что почти полностью исключает выбросы компонента СО практически на всех рабочих режимах двигателя. В сочетании с 2.3Х кратным снижением выбросов С„НШ и NOx это дает ощутимые преимущества перед другими известными техническими решениями. Желательным является применение топливовпрыскивающих систем взамен карбюрации.

Общеизвестно, что концентрация компонента NOx растет вместе с повышением степени сжатия е. Как правило введение РОГ вместе со снижением выбросов NOx приводит к падению мощностного номинала у ДВС как однокамерного, так и двухкамерного исполнения.

Весьма ценным качеством бездетонационной конструктивной схемы является возможность компенсации потерь эффективности при введении РОГ, что проиллюстрировано на рис.4. Сравнительные эксперименты проводились на двигателе воздушного охлаждения ЗИД - 4,5 размерностью S/D = 90/86 мм на бензине А-72. При исходной е = 5,0 в экспериментальном исполнении s = 8,5. Кривые 1, 2 и 3 (рис. 4) отражают, соответственно, показатели удельного расхода топлива при е = 5,0 и экспериментального без рециркуляции и с применением РОГ; кривые 4, 5 и 6 -оптимум угла опережения зажигания; кривые 7 и 8 соответствуют оптимальному составу смеси по нагрузочной характеристике; кривые 9,10 и 11 отражают изменение концентраций N0* в том же порядке, измеренных по методу Грисса-Илосвая.

Рис. 4 Экспериментальные характеристики двигателя при рециркуляции ОГ.

Варьированием уровня энергетической характеристики форкамерной полости Ек = УкЯк, как это видно из графика, представляется возможным вместе с компенсацией потерь мощностного номинала на уровень форсированного по б однокамерного аналога, но также и получить заметный выигрыш по выбросам компонента N0*, притом без традиционно наблюдаемых потерь топливоэкономических показателей работы.

Вариант свечи приставной форкамеры, аналогично реализующий "вогнутый" закон тепловыделения, обеспечивает не меньше чем 2.3х кратное снижение выбросов компонента N0* в двигателях малого литража (микролитражных размерностей).

С целью выявления потенциальных возможностей бездётонационного механизма сгорания в сфере ресурсосбережения также проведена специальная серия экспериментальных исследований в сравнении с дизельными аналогами ДВС традиционного исполнения, струйным способом смесеобразования. Эксперимент проводился в широком диапазоне размерностей (Дц) на бензине А-76 при е■ = 11 (близком к обобщенному минимуму) с карбюраторной системой питания. Показатели этого цикла представлены на рис. 5.

Как видно из графика, в диапазоне диаметров цилиндра Дц = 90.72 мм по эффективному удельному расходу топлива бензиновые модификации на 10.20 г/кВтч превосходят дизельные.

Такой кажущийся парадокс объясняется тем обстоятельством, что при этом устранены дополнительные потери на трение пересжатия в диапазоне Аз = 12.8 единиц, прогрессивно увеличивающиеся по нелинейному закону и возвращены в рабочий цикл в виде эквивалентного прироста топливной экономичности.

Весьма примечательным при этом является тот факт, что в конструктивном варианте с впрыском через форкамерную полость в процессе топ-ливоподачи за счет аномально высокой температуры в последней как на такте впуска, так и на сжатии, что проиллюстрировано выше, в форка-мерной полости достигнут предел обеднения аф =1,63 и основной ац = 2,18 при суммарном составе «сум=2,1.

Применение внутреннего способа смесеобразования по предложенному методу в "сочетании с бездетонационным механизмом сгорания, кроме заметного усиления экологической составляющей, дает дополнительный не менее 15.20%-ный прирост эффективных показателей работы, что эквивалентно применению высокого наддува в дизелях.

70 80 90 100 110 120 130 140 150 Дц, ММ

Рис.5. Закономерность изменения степени сжатия и тотошвоэкономических показателей работы ДВС в функции диаметра цилиндра. ед - степень сжатия двигателя с воспламенением от сжатия;

Дц - диаметр цилиндра двигателя;

9ед - удельный расход топлива дизельных модификаций;

9еб - удельный расход топлива в бензиновых модификациях с бездето-на-ционным механизмом сгорания.

Особое значение, как в экологическом аспекте, так и для улучшения топливоэкономических характеристик бензиновых ДВС могут иметь разработанные и защищенные патентами конструкции рециркуляционно-испарительных приставок к карбюратору, пригодных также к использованию при впрыске топлива во впускную систему. Их отличительным признаком является по возможности наиболее полное испарение в первую очередь эмульсии, поступающей из системы холостого хода во впускной тракт посредством теплоты, содержащейся в рециркуляционных отработавших газах ДВС. Со встречной закруткой на выходе из смесительных камер и дополнительным распылом, испарением и гомогенизацией смеси это практически полностью исключает на начальном участке нагрузочной характеристики выбросы компонента СО, стимулирует более полное догорание СпНт в сочетании со значительным снижением выбросов наиболее токсичного компонента Ж)х. Предотвращается падение г|у, Н;,, и повышение чувствительности двигателя к детонации на мощно-стном номинале.

По результатам испытаний на различных типоразмерах двигателей установлено обеднение состава смеси на режимах холостого хода в интервале а = 1,2. 1,3, снижение выбросов компонента СО на порядок, компонентов СпНт и 1ЧОх на 40. .60.% в сочетании со снижением чувствительности к октановому числу топлива на 6.8 единиц. Ценное последнее качество позволяет использовать низкооктановые легкие фракции газоконденсатов с октановыми числами 04 = 68.70 единиц в качестве моторных топлив без дополнительной дорогостоящей переработки. Применение ре-циркуляционно-испарительных приставок в дизельных модификациях в виде разновидностей двухфазной подачи в 1,5.2 раза снижают выбросы №)х при 8. 10% прироста эффективности показателей работы.

На базе рабочего процесса с бездетонационным механизмом сгорания наиболее просто и рационально решается проблема использования природного газа в бензиновых ДВС автомобильного типа. Так, например, для обеспечения экстремальных показателей при использовании, высокооктанового природного газа в размерности ЗИЛ - 375 необходимо повысить степень сжатия с е = 6,5 до е = 10. При реализации бездетонационного механизма сгорания этот уровень степени сжатия обеспечивается На бензине А-76 с соответственным улучшением эффективности. Это открывает возможности снижения концентрации выбросов СО, С„Нти ЫОх от 5-ти до 8. 10-ти кратного значения по отношению к однокамерному аналогу, что позволяет избежать применения дорогостоящих и ненадежных нейтрализующих устройств.

На практике встречаются, также, легкие газоконденсаты и их светлые фракции, обладающие моторными качествами, далекими от кондиционных бензинов по фракционному составу и детонационным характеристикам, не превышающим ОЧ = 55.65 единиц. Для них на основе способа смешения разработаны технические условия, ограничивающие начало выкипания 60° и конец разгонки 1б0.180°С, с доведением октанового числа до уровня ОЧ = 70.72 с последующим использованием как в ДВС с бездетонационным механизмом сгорания, так и с системами РОГ. При этом в размерности ЗИЛ-375 при различных сочетаниях способов снижения чувствительности двигателя к детонации обеспечивается приемлемая работа ДВС при е = 7,0.7,3 единицы с улучшением топливной экономичности на 12. 14% и с 2.,.3-х кратным снижением концентрации компонентов С„Нт и N0* в отработавших газах, что в таком сочетании не достигается иными известными техническими средствами. Отпадает, также, необходимость в деструктивной переработке этих некондиционных газоконденсатов и их светлых фракций, и в особенности с применением ТЭС и высокомолекулярных присадок.

Описанные результаты широкомасштабного эксперимента позволили оценить серию технических решений, как с позиции экологии, так и энергосбережения в «чистом» виде. Применение каждой из систем РОГ требует проведения дополнительного доводочного цикла и, в особенности в ДВС полноразмерного исполнения. Применимость систем РОГ позволяет, однако, прогнозировать суммарный результирующий эффект. Его следует ожидать не ниже 6.8-ми кратного снижения эмиссии по компонентам С„Нт и N0* и по компоненту СО - На порядок.

Замена двухканальной системы питания газового двигателя тепловозной размерности 6ГЧН - 36/45 одноканальной позволила вдвое уменьшить межцилиндровый разброс состава цилиндрового заряда, на Аа » 0,02 увеличить запас результирующего форкамерного состава, (ар « 1,0), а за счет удаления ненадежного дозирующего узла на линии форкамерного питания на 94% повысить надежность системы питания за счет улучшения показателей воспроизводимости процесса сгорания в последовательных циклах, в 1,5 раза снизить выбросы по окислам азота, в 3 и более раза - по углеводородам и в два раза - по СО. При 8.5%-ном увеличении запаса мощности в два раза сократить пусковой период двигателя.

С учетом вышеприведенного можно констатировать, что все предлагаемые нами технические решения кроме экологического эффекта являются ресурсосберегающими. Усиливая также экологическую составляющую за счет экономии топливных ресурсов последние становятся экономически выгоднее вдвойне.

Решение экологической проблемы путем реализации активных способов управления процессами смесеобразования и сгорания в сочетании с приобретаемой при этом склонностью работы на обедненных смесях в значительной мере сглаживает влияние климатического воздействия применительно к весьма суровым Северным условиям эксплуатации.

На фоне высокой стоимости нейтрализирующего устройства затраты на модернизацию существующих ДВС путем коррекции геометрических форм конструктивных элементов камеры сгорания представляются чисто символическими.

Полное исключение разрушительного воздействия детонационного фактора стимулирует повышение характеристик надежности модернизируемых ДВС бензиновых модификаций.

Принимая во внимание заметно более высокую эффективность в экологическом аспекте в сочетании с экономически ощутимыми показателями ресурсосбережения, отсутствие зависимости от природно-климатического фактора данный путь решения этой актуальной комплексной проблемы можно обозначить в качестве генерального направления.

Выполненный цикл работ и их результативность следует считать очередным шагом в решении экологической проблемы, в том числе и в сочетании с другими известными техническими решениями в ситуации, периодического ужесточения действующих нормативов, конечной целью которых является достижение заветной мечты "зеро", т.е. нулевого загрязнения воздушного бассейна отработавшими газами автотранспорта.

Факт заметного снижения выбросов компонента С02 в связи с экономией топлива стимулирует снижение темпа усиления парникового эффекта, а снижение выбросов Ж)х по существующей гипотезе уменьшает вероятность расширения озоновых дыр в ионосфере.

Предлагаемые способы решения комплексной проблемы и достигаемые при этом результаты выходят за рамки, очерченные названием работы сферой применимости, и имеют универсальный характер, т.е. распространяются на транспорт общего назначения.