Влияние смешанного регулирования мощности на показатели рабочего цикла бензинового двигателя

Повышение топливной экономичности двигателей внутреннего сгорания является важнейшим направлением совершенствования рабочего цикла. Одним из способов повышения топливной экономичности является применение смешанного регулирования мощности бензинового двигателя на режимах частичных нагрузок. Это достигается использованием рециркуляции охлажденных отработавших газов в совокупности с пониженным дросселированием свежего заряда и корректировкой угла опережения зажигания.

При синтезе и теоретическом исследовании рабочего цикла бензинового двигателя необходим комплекс исходных параметров, участвующих в численном моделировании. В их числе такие важнейшие кинетические константы, как продолжительность и показатель характера сгорания. Эти константы изменяются в зависимости от условий работы двигателя и его систем. При синтезе рабочего цикла необходимо учитывать взаимосвязь между рециркуляцией отработавших газов в условиях смешанного регулирования мощности бензинового двигателя и кинетическими кон- стантами процесса сгорания.

Горение углеводородного топлива происходит цепными реакциями, протекающими в сложных условиях. Цепные реакции сопровождаются разветвлением и обрывом цепей. Скорость реакции определяется изменением во времени количества активных центров. Закономерность такого изменения определяется разным путем. Применительно к двигателям с искровым зажиганием, широко используется уравнение выгорания И.И. Вибе [1]:

С \ m + 1

-6,908-| —| х = 1 - е ^Ф z ^ ,                                                                                       (1)

где х – доля выгоревшего топлива, φ, φ z – текущий момент и продолжительность процесса сгорания, соответственно, град ПКВ, m – показатель характера сгорания.

На основании анализа экспериментального материала, полученного при испытаниях, для оцен- ки продолжительности и показателя характера сгорания предложены следующие зависимости:

Ф z

3 n    4,5

38 +---+ — + 8 а ^1,2

1000 п

и

3,96 n + 1260

m =        1 + 10 - k poor ,                                                                                        ⁽³⁾

n -1,8 1-kpoor где α – коэффициент избытка воздуха; kРООГ – степень рециркуляции отработавших газов; ηv – коэффициент наполнения; n – частота вращения коленчатого вала, мин–1.

В результате численного моделирования рабочего цикла установлено, что уравнения (2) и (3) применимы при следующих ограничениях:

• •    k poor = 0^0,2;

• •    момент достижения максимального давления p max газа составляет 15^23 град ПКВ после ВМТ при частоте вращения коленчатого вала двигателя n = 2000…3000 мин^–1.

Сопоставление расчетных и экспериментальных данных приведены на рис. 1. Согласно приведенным данным, продолжительность сгорания отличается от эксперим е нта не более 2 град ПКВ, а показатель характера сгорания не более 0,05 (расхождение расчетных и экспе р иментальных значений не превышает 5 %).

а)

б)

Рис. 1. Сравнение продолжительности (а) и показателя характера (б) сгорания при смешанном регулировании мощности исследуемого двигателя с различной степенью рециркуляции отработавших газов: - - - расчет; ––– эксперимент

С учетом предложенных зависимостей проведено теоретическое исследование основных показателей рабочего цикла двигателя ВАЗ 21124, в том числе удельных эффективного ge и индика торного gi расходов топлива при различной степени рециркуляции предварительно охлажденных отработавших газов с сохранением значений среднего эффективного давления цикла ре. Сохранение значений ре обеспечивалось двумя способами: 1) изменением коэффициента наполнения пм цилиндра свежим зарядом; 2) изменением коэффициента наполнения цилиндра свежим зарядом и

угла опережения зажиг а ния 0 В . На рис. 2 приведены результаты расч е тного исследования.

При разбавлении топливовоздушной смеси рециркулируемыми охлажденными отработавшими газами и ко м пенсацией изменения среднего эффективного давления цикла только за счет коэффициен т а наполне н ия наблюдается небольшое снижение удельного эффективного расхода т о плива g e (составляет 3,3 г/кВтч при к _РООГ = 3 %). Дальнейшее увеличение к _РООГ приводит к ухудшению топливной экономичности.

Однако при корректировке среднего эффективного давления ц икла одно в ременным изменением коэффици е нта наполнения цилиндра и угла опережения зажигания характер изменения удельного эффективного расхода топлива иной. Происходит снижение g e во всем диапазоне изменения к _рООГ. Оптимальным можно считать к _РООГ = 8 % , в таких условиях удельный эффективный расход топлива составляет 274 г/кВт • ч, что на 9,3 % ниже по сравнению с количественным регулированием мощности.

Рис. 2. Изменение показателей рабочего цикла при различных способах сохранения среднего эффективного давления цикла: - - - первым способом (η v = var); ––– вторым способом (η v , θ В = var)

Мацулевич М.А., Лазарев Е.А . , Белозёров Г.М.

Дальнейшее увеличение степени рециркуляции отработавших газов с 8 до 12 % приводит к понижению g e на 4,9 г/кВт · ч, однако при этом значительно увеличивается максимальное давление газа в цилиндре двигателя. Механический коэффициент полезного действия η v повышается при увеличении степени рециркуляции охлажденных отработавших газов. Это объясняется увеличением коэффициента наполнения цилиндра свежим зарядом. Разница η м между исследуемыми способами осуществления смешанного регулирования мощности бензинового двигателя мала и составляет 0,8 %.

Максимальная температура газа внутри цилиндра двигателя при первом способе сохранения среднего эффективного давления цикла меньше, чем при втором. Объяснить это можно увеличением продолжительности сгорания при неизменном угле опережения зажигания. Разница максимальной температуры газа при различных способах сохранения р_е не превышает 90 °С в интервале k РООГ = 0…8 %.

Дальнейшее увеличение степени рециркуляции охлажденных отработавших газов от 8 до 12 % при втором способе сохранения среднего эффективного давления цикла приводит к изменению характера снижения Т max . Это связано с необходимостью использования больших значений углов опережения зажигания (θ В = 25…37 град ПКВ) с целью обеспечения высокой топливной экономичности.

При втором способе сохранения среднего эффективного давления цикла максимальное давление газа внутри цилиндра повышается. Это также связано с увеличением угла опережения зажигания и коэффициента наполнения. Для оптимального k РООГ максимальное давление газа внутри камеры сгорания соответствует 2,82 МПа, что на 32,4 % выше, чем при количественном регулировании мощности исследуемого двигателя.

Несмотря на то, что первый способ сохранения среднего эффективного давления цикла подразумевает увеличение коэффициента наполнения, максимальное давление газа в цилиндре двигателя незначительно снижается (на 0,2 МПа). Это связано с увеличением продолжительности сгорания при неизменном θ В , поскольку окисление топлива происходит в больших объемах надпоршневого пространства. Согласно рис. 2, продолжительность сгорания при втором способе сохранения среднего эффективного давления цикла больше на 1…2 град ПКВ, чем в первом. Это обусловлено разным коэффициентом наполнения вследствие турбулизации рабочего тела внутри камеры сгорания.

Таким образом, использование смешанного регулирования мощности изменением степеней рециркуляции охлажденных отработавших газов и дросселирования свежего заряда с корректировкой угла опережения зажигания позволяет повысить топливную экономичность бензинового двигателя на частичных нагрузках.