Аннотация (русский):
Необходимость поисковых работ по совершенствованию организации рабочего процесса двигателей внутреннего сгорания приводит к потребности в анализе показателей рабочего цикла. Целью исследования является создание обобщённой методики расчёта показателей рабочего цикла высокооборотных дизелей при различных способах организации рабочего процесса на базе хорошо изученных и достоверных методик, основанных на использовании зависимостей, которые содержат общие показатели работы двигателя. С развитием техники, в частности двигателестроения, и эволюцией инженерной мысли, в результате сочетания и дополнения методик расчёта рабочего процесса двигателей внутреннего сгорания была получена достаточно надёжная в инженерных расчётах методика Гриневецкого - Мазинга как единая общая система. Профессор В. И. Гриневецкий в своём тепловом расчёте предлагал предварительно задавать температуру остаточных газов Т г и коэффициент наполнения цилиндра ηн и предложил формулы для вычисления температуры начала сжатия Та и коэффициента остаточных газов γг. Последователь В. И. Гриневецкого Е. К. Мазинг предложил принимать по оценке температуру остаточных газов Т г и коэффициент остаточных газов γг, а температуру начала сжатия Та и коэффициент наполнения ηн вычислять, введя в систему уравнений Гриневецкого температуру Т′ 0 (воздуха, нагретого стенками цилиндра). В настоящее время существует большое количество разнообразных программно-аналитических комплексов, различающихся мощностью (количеством заложенных в них функций), назначением (анализ, диагностика, поверочный расчёт, проектирование и т. д.), а также базовой методикой расчёта, являющейся основой всего логического комплекса. Методика Гриневецкого - Мазинга, прошедшая эволюцию уточнений и дополнений в течение века, положена в основу методики расчёта показателей рабочего цикла судовых дизелей.

Ключевые слова:
высокооборотные дизели, рабочий цикл двигателя внутреннего сгорания, давление, температура, методика Гриневецкого - Мазинга, экспериментальное исследование

Введение Для высокооборотных дизелей эффективность организации рабочего процесса играет существенную роль, поскольку время, отведённое на смесеобразование, очень мало. В современных двигателях внутреннего сгорания (ДВС) применяются различные способы интенсификации смесеобразования [1-5] с целью снизить период задержки самовоспламенения, который является основной по продолжительности фазой смесеобразования. Предлагаемые нетрадиционные способы организации рабочего процесса [6-9] не получают распространения ввиду того, что все они имеют принципиально одинаковые соотношения между мощностью, литражом и другими технико-экономическими показателями, по сравнению с традиционными ДВС. Довольно давно отрабатывается и организация традиционных рабочих процессов в ДВС на водородном топливе [10-12] или на топливах растительного происхождения [13-15], но она ещё далека от промышленного применения. В связи с высокими экологическими и экономическими качествами производители начинают активно применять газовое топливо - газодизель по всем параметрам превосходит дизель, за исключением мощности, т. к. теплота сгорания газа ниже, чем теплота сгорания дизельного топлива [16-18]. Предлагается также возобновить работы по применению в ДВС генераторного газа [19]. Перспективными считаются работы по применению водотопливных эмульсий [20]. Однако в ближайшее время метан или водород вряд ли полностью вытеснят бензин и дизельное топливо. Значит, современные ДВС, совершенствуясь, пока сохранят своё положение. В этой связи является актуальной необходимость поисковых работ по совершенствованию организации рабочего процесса ДВС, которые должны быть направлены на увеличение степени использования химической энергии топлива и тепловой энергии рабочего тела с целью повышения энергетической эффективности, экономичности и снижения степени загрязнения окружающей среды опасными для неё элементами в отработавших продуктах сгорания. В ходе экспериментальных исследований в данном направлении, проведённых в лаборатории кафедры «Судостроение и энергетические комплексы морской техники» при Астраханском государственном техническом университете (АГТУ), был получен ряд экспериментальных индикаторных диаграмм дизеля 2Ч9,5/11 при организации в нём запатентованных способов организации рабочего процесса (комбинированное смесеобразование с принудительным воспламенением и с воспламенением от сжатия) [21, 22]. Организация данных рабочих процессов направлена на достижение сформулированной выше цели. Для анализа экспериментальных данных была применена классическая методика Гриневецкого - Мазинга, зарекомендовавшая себя как достаточно надёжная в инженерных расчётах. Однако анализ экспериментальных данных показал, что классическая методика Гриневецкого - Мазинга не учитывает опережение начала подачи топлива; теплоотвод от сжимаемого заряда к стенкам и головке цилиндра; диапазоны рекомендуемых значений исходных данных носят условный характер, что приводит к значительному расхождению между экспериментальными и получаемыми расчётными данными. В работах [21, 22] предложен ряд дополнений и корректировок, направленных на преодоление указанных недостатков и позволяющих получать удовлетворительную сходимость расчётных и экспериментальных данных. Однако предложенные дополнения и корректировки следует считать узконаправленными и призванными корректировать методику Гриневецкого - Мазинга для этих частных случаев [23]. Основной научной идеей работы является необходимость исследований по совершенствованию организации рабочего процесса ДВС, что приводит к необходимости анализа показателей рабочего цикла. Таким образом, целью исследования является создание обобщённой методики расчёта показателей рабочего цикла высокооборотных дизелей при различных способах организации рабочего процесса на основе хорошо изученных и достоверных методик, базирующихся на использовании зависимостей, содержащих общие показатели работы двигателя. Современные методы расчёта показателей рабочего цикла ДВС На первых ступенях развития ДВС, т. е. в конце XIX и в самом начале XX в., расчёт рабочего цикла ДВС производился весьма примитивно. Рассчитывали идеальный процесс по одному из известных термодинамических циклов (с изохорным подводом тепла - цикл Отто - или с изобарным - цикл Дизеля), а затем делали пересчёт полученных результатов на действительные условия при помощи двух общих поправочных коэффициентов: первого - для перехода от теоретического среднего индикаторного давления к действительному - и второго - для перехода от теоретического КПД к действительному. Подобный расчёт был чисто формальным и не мог обеспечить надёжных результатов. Такое положение продолжалось до 1907 г., когда профессор МВТУ В. И. Гриневецкий опубликовал разработанный им метод теплового расчёта рабочего процесса ДВС. Сущность этого метода заключается в том, что вместо двух общих поправочных коэффициентов он ввёл целый ряд частных параметров для всех отдельных элементов теплового расчёта. Эти параметры были найдены Гриневецким путём анализа и последующего обобщения результатов экспериментального исследования нескольких двигателей. Расчёт Гриневецкого, изложенный вместе с примерами в объёме 26 страниц, полностью удовлетворял потребностям своего времени. Однако Гриневецкий не использовал цикл со смешанным подводом теплоты (разработанный впервые М. Зейлигером в 1910 г. и развитый далее Е. К. Мазингом и В. В. Синеуцким в 1927 г.); не касался особенностей теплового процесса двухтактных дизелей (в частности газообмена). Также в предложенном методе не рассматривались газовые двигатели с высокой степенью сжатия; особенности рабочего процесса быстроходных двигателей, а также двигатели, работающие с наддувом, которые имеют наибольшее значение для современных судовых энергетических установок. Решение всех этих новых для того времени задач, возникших в тепловом расчёте, после Гриневецкого взяла на себя плеяда его учеников и последователей, в том числе Е. К. Мазинг, Н. Р. Брилинг, В. Г. Цветков, А. С. Орлин, Б. С. Стечкин, С. Е. Лебедев и др. На базе метода Гриневецкого было разработано несколько вариантов теплового расчёта применительно к различным типам двигателей. С развитием техники, в частности двигателестроения, и эволюцией инженерной мысли, путём сочетания и дополнения методик расчёта рабочего процесса ДВС была получена достаточно надёжная в инженерных расчётах методика Гриневецкого - Мазинга как единая общая система. Гриневецкий в своём тепловом расчёте предлагал предварительно задаваться температурой остаточных газов Тг и коэффициентом наполнения цилиндра ηн и дал формулы для вычисления температуры начала сжатия Та и коэффициента остаточных газов γг. Мазинг, в свою очередь, предложил принимать по оценке температуру остаточных газов Тг и коэффициент остаточных газов γг, а вычислять температуру начала сжатия Та и коэффициент наполнения ηн, введя в систему уравнений Гриневецкого температуру Т′0 (воздуха, нагретого стенками цилиндра). Достоинством классической методики расчёта явилась её универсальность как для двухтактных двигателей, так и для четырёхтактных, с наддувом и без него. В системе уравнений Лебедева появляются три новых поправочных коэффициента. Эти уточняющие коэффициенты усложняют все уравнения системы расчёта: - коэффициент очистки (ζr < 1), который учитывает частичную продувку камеры сжатия и, соответственно, снижение давления выталкивания рr до меньшей величины в начале обратного хода (эти определения даются применительно к четырёхтактному процессу); - коэффициент дозарядки (ζ1 > 1), который учитывает дополнительное поступление воздуха (горючей смеси) и, соответственно, повышение давления всасывания ра по инерции в конце такта всасывания до большей величины в начале сжатия; - коэффициент неравенства теплоёмкостей (ζС > 1), который появляется в уравнении смешения; ζС = 1,05÷1,1. Кроме того, в методике теплового расчёта двигателя с внешним смесеобразованием по Лебедеву при расчёте процесса наполнения разрежение dа на такте всасывания и избыточное давление dr на такте выпуска вычисляются, исходя из значений скоростей потока через всасывающий ωвс и выхлопной ωвых клапаны. Это применимо и вполне целесообразно и для расчёта процесса наполнения дизельного двигателя, поскольку рекомендуемые значения разрежения на такте всасывания имеют незначительный диапазон лишь для двух- и четырёхтактных двигателей, при этом не указывается никаких различий в зависимости от размеров цилиндра, быстроходности, степени форсирования, конструкции системы газораспределения и т. д. В целом методика Гриневецкого - Мазинга приближена к реальному процессу, протекающему в цилиндре двигателя, и при инженерных расчётах даёт неплохую точность результатов. Чаще всего расчёт показателей рабочего цикла производится как поверочный применительно к конкретному типу двигателя, имеющему определённые показатели рабочего процесса и условия работы. Однако рекомендуемые диапазоны исходных данных довольно условны, не привязываются к какому-либо конкретному двигателю и отличаются в зависимости от тактности двигателя, его оборотности, наличия или отсутствия наддува, а также от способа смесеобразования. Но этой градации явно недостаточно, поскольку за жизненный цикл двигателя его характеристики претерпевают изменения, и реальный рабочий процесс существенно отличается от его математической модели расчёта. Другие источники предлагают методики расчёта, в которых, кроме исходных данных, общих с моделью Гриневецкого - Мазинга, задаются показателями политропы сжатия n1 и расширения n2. Этот подход принципиально неверен, поскольку предусматривает большой процент допущения. Основными факторами, влияющими на показатель политропы сжатия, являются интенсивность охлаждения цилиндра, его размеры, частота вращения коленчатого вала и интенсивность движения заряда. В связи с тем, что эти показатели непрерывно изменяются на протяжении всего процесса сжатия и расширения, непрерывно изменяются и показатели политроп. Однако Мазинг доказал, что вполне приемлемо с малой погрешностью (<< 5 %) использовать средние показатели политроп сжатия и расширения. Кроме того, в некоторых методиках осуществляется расчёт состава продуктов сгорания (СО2, Н2О, О2, N2). Этот пункт нетрудоёмок и вполне рационален, поскольку напрямую связан с экологическими проблемами двигателестроения. Проверку данных по составу продуктов сгорания экспериментальным методом можно осуществить при помощи газоанализаторов различных конструкций. В ходе экспериментальных исследований, проведённых в лаборатории тепловых двигателей кафедры «Судостроение и энергетические комплексы морской техники» АГТУ, начатых в 2000 г., был получен ряд экспериментальных индикаторных диаграмм: - дизеля 2Ч 9,5/11 с вихрекамерным смесеобразованием (степень сжатия e = 17) [21]; - дизеля 2Ч 9,5/11 с объёмно-пленочным смесеобразованием (степень сжатия e = 17) [21, 22]. В [21] для анализа экспериментальных данных дизеля 2Ч 9,5/11 с вихрекамерным смесеобразованием была применена классическая методика Гриневецкого - Мазинга, зарекомендовавшая себя как достаточно надёжная в инженерных расчётах. Исходные данные для расчёта по методике Гриневецкого - Мазинга в большинстве случаев выбираются из диапазона рекомендуемых значений, однако основные исходные данные, такие как р0, Т0, n, ge, были взяты по результатам эксперимента. Применение экспериментальных значений исходных данных было вызвано необходимостью наиболее тесного приближения экспериментальных данных к теоретическим для закономерного их сравнения. По известным методикам [23] значение степени повышения давления при сгорании для высокооборотных дизелей составляет λ = 1,4¸1,6, в то время как по данным эксперимента λ = 1,79. Необходимость применения экспериментального значения степени повышения давления при сгорании вызвана тем, что двигатель работал на режиме, отличном от номинального, в то время как методика Гриневецкого - Мазинга разработана для номинального режима работы. Геометрическая степень сжатия взята из паспорта двигателя (ε = 17). Такой нестабильный показатель, как коэффициент избытка воздуха α, определялся исходя из известного экспериментального значения расхода воздуха на двигатель. При расчёте оперировали средним составом дизельного топлива; исходя из этих же соображений, выбиралось значение низшей теплотворной способности топлива Qн. При расчёте процесса сжатия выявились расхождения между расчётными и экспериментальными данными. Давление в цилиндре в конце процесса сжатия рс = 4,26 МПа, в то время как экспериментальное значение давления в цилиндре в конце процесса сжатия рсэ = 3,213 МПа, Dрс = 32,6 %. Такое рассогласование между расчётными и экспериментальными данными происходит в связи с тем, что модель расчёта Гриневецкого - Мазинга подразумевает такую идеализацию реального процесса, протекающего в цилиндре двигателя, как подвод теплоты (впрыск топлива) при нахождении поршня в верхней мёртвой точке, т. е. методика не учитывает опережение начала подачи топлива и задержку самовоспламенения (индукцию). С момента начала подачи топлива в цилиндр процесс сжатия не может рассматриваться как политропный с показателем n1, поскольку неизвестен закон изменения давления: в первый момент после начала подачи топлива наблюдается снижение скорости нарастания давления (участок Сд-С на рис.), поскольку топливо начинает интенсивно испаряться, забирая часть теплоты от сжимаемого заряда, а затем появляются первые очаги воспламенения. Экспериментальная индикаторная диаграмма дизеля 2Ч9,5/11 Значит, политропный процесс с показателем n1 сжатия свежего заряда протекает до точки Сд (рис.) при некоторой действительной степени сжатия eд (геометрическая же степень сжатия e = 17). Значительное расхождение экспериментальных и расчётных данных выявилось при определении температуры в начале подачи топлива. При расчёте по методике Гриневецкого - Мазинга в точке Сд температура tCд @ 510 °C. При снятии значения с экспериментальной установки температура в конце процесса сжатия tc = 350¸370 °C, следовательно, в точке Сд температура ещё ниже. Температура tc снимается путём прямого термометрирования при помощи микротермопары. Толщина хромель-копелевых электродов микротермопары составляет 15 мкм, в связи с чем термопара обладает малой инерционностью. Значение температуры в конце процесса сжатия tc снимается без подачи топлива в цилиндр из-за риска разрушения термопары [21]. Этим подтверждается ещё одно расхождение между методикой Гриневецкого - Мазинга и полученными экспериментальными данными: не в полной мере учитывается теплоотдача от сжимаемого заряда к стенкам цилиндра, хотя и учитывается нагрев заряда от горячих стенок цилиндра величиной DТа = 10¸20 К. В начале сжатия температура заряда ниже температуры стенок цилиндра, и теплоотдача происходит от стенок к заряду. При равенстве температур теплоотдачи не происходит (этот процесс протекает в короткий промежуток времени, когда величина n1 достигает значения k = 1,4 - процесс адиабатный). Далее, при продолжающемся сжатии температура заряда растёт, и градиент температур меняет своё направление. С уменьшением объёма растёт температурный напор, а значит, становится интенсивней теплообмен между «горячим» зарядом и «холодными» стенками цилиндра. Таким образом, потери в стенки цилиндра снижают температуру сжимаемого заряда на 100¸120 К. Это, вероятно, учитывается в модели Гриневецкого - Мазинга, но явно недостаточно. Таким образом, авторы [21, 22] предлагают рассчитывать давление и температуру в конце процесса сжатия в точке Сд и получать удовлетворительную сходимость расчётных и экспериментальных данных по значениям рс, однако они не решили проблему с расхождением по Tc. Так как во времена появления методики Гриневецкого - Мазинга других типов смесеобразования, кроме объёмного, не существовало, то и сама методика разрабатывалась в расчёте на него. Наиболее вероятно, что обработка экспериментальных данных для двигателей с объёмным смесеобразованием даст удовлетворительную сходимость по значению температуры в конце процесса сжатия. При обработке же экспериментальных данных дизелей с другими типами смесеобразования, в частности с объёмно-пленочным и вихрекамерным, расчёт по методике Гриневецкого - Мазинга даёт завышенные значения температуры конца процесса сжатия, что подтверждено экспериментально. Вероятно, здесь играют роль большие значения относительной поверхности охлаждения у дизелей с указанными выше типами смесеобразования, что приводит к более интенсивному охлаждению сжимаемого заряда в конце процесса сжатия, т. е. к меньшим значениям температуры конца процесса сжатия, чем при расчёте без учёта относительной поверхности охлаждения. В методике Гриневецкого - Мазинга механическим КПД hмех задаётся. Однако диапазоны рекомендуемых значений hмех для четырёхтактных дизелей без наддува (hмех = 0,75¸0,8) довольно условные, например, для дизелей одной марки, но с различным временем наработки, механический КПД может отличаться на 2¸4 % [23]. Поскольку механический КПД конкретного экспериментального двигателя неизвестен, среднее эффективное давление определялось исходя из значений расчётного среднего индикаторного давления рi и среднего давления механических потерь pмех, определённого расчётным путём. В связи с доказанностью вышеуказанных недостатков классической методики расчёта Гриневецкого - Мазинга целесообразно производить более мелкое деление индикаторной диаграммы на участки (см. рис.) и вести расчёт рабочего процесса двигателя в соответствии с этим делением. Как то: процесс наполнения - участок r-a (на рис. не показан), реальный процесс сжатия свежего заряда - участок a-Cд, процесс сжатия топливовоздушной смеси - участок Сд-С, процесс сгорания - участок С-Z (в этой же области диаграммы происходит предварительное расширение горючей смеси со степенью предварительного расширения р), процесс расширения (рабочий ход) - участок Z-а, процесс газообмена с окружающей средой (выпуск отработавших газов) - участок a-r (на рис. не показан). В классической модели Гриневецкого - Мазинга расчёт процесса газообмена с окружающей средой не производится. Целесообразно включить этап расчёта участка a-r (процесса выпуска отработавших газов) для возвращения в исходную точку расчёта с целью сопоставления выбранных исходных и полученных расчётным путём данных. Особый интерес представляет участок Сд-С теоретической индикаторной диаграммы - от начала подачи топлива в цилиндр двигателя до конца процесса геометрического сжатия рабочей смеси. Как говорилось выше, закон изменения давления в цилиндре на этом участке неизвестен. Топливо подаётся не мгновенно, а на протяжении определённого угла поворота коленчатого вала двигателя, иногда превышающего угол опережения начала подачи топлива, поэтому рассчитать точное количество топлива в фиксированный момент времени на этом участке можно, используя закон подачи топлива форсункой, этот закон носит интегральный характер. Первые порции поданного в цилиндр топлива начинают интенсивно перемешиваться с воздухом и испаряются, к моменту окончания подачи топлива основная его часть уже активно горит либо успевает сгореть полностью. Поэтому уловить точно момент начала горения топлива невозможно. В данном случае поможет расчёт динамики тепловыделения в цилиндре. Используя эти умозаключения, а также учитывая указанные недостатки классической методики расчёта, можно произвести вполне оправданную попытку расчёта процесса сжатия на участке Сд-С (см. рис.) либо, по крайней мере, получить аналитическим путём закон изменения давления в цилиндре после начала подачи топлива в цилиндр двигателя. Кроме того, процесс действительного сжатия (участок диаграммы a-Cд) рассчитывается без надлежащего учёта теплоотдачи от сжимаемого заряда к стенкам и крышке цилиндра. Целесообразно, наряду с расчётом внутреннего и внешнего тепловых балансов, произвести оценку теплопередачи от сжимаемого свежего заряда через стенки цилиндра в охлаждающую воду и в блок, а также учесть относительную поверхность охлаждения. Этот расчёт позволит сопоставить ещё и значения температур в конце сжатия, наряду со значениями давлений. Учёт относительной поверхности охлаждения может быть осуществлён следующим образом. Если удастся измерить температуру в конце процесса сжатия у нескольких типов дизелей, имеющих различные относительные поверхности охлаждения, то из этих экспериментальных данных можно будет предложить некий поправочный коэффициент к расчётной температуре конца процесса сжатия. Этот коэффициент и будет учитывать относительную поверхность охлаждения. Наиболее заметные различия в значениях относительной поверхности охлаждения имеют дизели со смесеобразованием следующих типов: вихрекамерное, объёмно-пленочное (с камерой в поршне) и объёмное. Существуют модификации дизелей типа Ч 9,5/11 со смесеобразованием первых двух типов. Объёмное смесеобразование в дизелях этого типа не реализуется. В то же время для того, чтобы получить более достоверную картину зависимости температуры конца процесса сжатия от относительной поверхности охлаждения, необходимо получить значение температуры в конце процесса сжатия для таких дизелей. Наиболее близким по многим параметрам (частота вращения, отношение S/D), а также имеющим наименьшие размеры цилиндра, из российских дизелей с объёмным смесеобразованием является дизель 6Ч 15/18 с камерой сгорания типа Гессельман [24, 25]. Немаловажным фактом в выборе для экспериментальной проверки именно этого типа двигателя является его наличие в лаборатории тепловых двигателей АГТУ в составе экспериментальной установки, уже оснащённой всем необходимым: нагрузочным устройством и комплексом измерительных приборов. Как было отмечено выше, обработка экспериментальных данных такого типа дизелей с применением методики Гриневецкого - Мазинга должна давать наибольшую сходимость по значениям температуры конца процесса сжатия, т. к. дизели с объёмным смесеобразованием имеют наименьшее значение относительной поверхности охлаждения из рассматриваемых типов смесеобразования. Таким образом, для учёта относительной поверхности охлаждения необходимо обработать с применением методики Гриневецкого - Мазинга полученную экспериментальным путём индикаторную диаграмму для подтверждения предположения о наибольшей сходимости значений температуры конца процесса сжатия. Далее необходимо измерить температуру конца процесса сжатия для дизелей со всеми тремя типами смесеобразования. Это позволит выявить зависимость значения температуры конца процесса сжатия от относительной поверхности охлаждения и предложить поправочный коэффициент в методику Гриневецкого - Мазинга, учитывающий эту зависимость. Программные расчётно-аналитические комплексы В настоящее время существует большое количество разнообразных программно-аналитических комплексов, различающихся между собой мощностью (количеством заложенных в них функций), назначением (анализ, диагностика, поверочный расчёт, проектирование и т. д.), а также базовой методикой расчёта, являющейся основой всего логического комплекса. В качестве примера рассмотрим современный российский программный комплекс ДИЗЕЛЬ-РК. В программе реализована РК-модель: модель смесеобразования и сгорания в дизеле, в основе которой лежит расчётный метод, предложенный в начале 90-х гг. профессором Н. Ф. Разлейцевым и в дальнейшем доработанный А. С. Кулешовым. РК-модель позволяет учитывать: - форму камеры сгорания; - интенсивность вихря; - количество, диаметр и направленность сопловых отверстий; - форму характеристики впрыска, включая многофазный (многоразовый) впрыск и PCCI; - взаимодействие струй со стенками, воздушным вихрем и между собой; - биотопливо и смеси биотоплива с дизельным топливом в разных пропорциях; - системы рециркуляции отработавших газов; - мелкость распыливания топлива; - ориентацию струй в камере сгорания; - динамику развития топливных струй. Метод расчёта смесеобразования и сгорания, используемый в программе ДИЗЕЛЬ-РК (РК-модель), идеологически близок к широко известной модели профессора Хироясу (Hiroyasu) из университета Хиросимы, хотя и имеет существенные отличия. В таблице представлены общие черты и различия модели профессора Хироясу и РК-модели. Общие черты модели Хироясу и РК-модели Принцип Модель Хироясу РК-модель Конфигурация зон Рассматривается 250 и более зон, из которых состоит топливная струя. Место расположения и размер каждой зоны определяется: - текущим моментом времени; - характеристикой впрыска; - координатами зоны в начальной струе; - интенсивностью вихря; - близостью к стенке Рассматривается 10 характерных зон. Место расположения и размер каждой зоны определяется: - текущим моментом времени; - характеристикой впрыска; - характерными условиями испарения; - интенсивностью вихря; - формой камеры в поршне и надпоршневым зазором Параметры в зонах Рассматривается смешение паров топлива с поступающим в зону воздухом и продуктами сгорания. Скорость испарения, скорость тепловыделения и текущая температура вычисляются для каждой зоны В каждой зоне для расчёта скорости испарения используется своя характерная температура зоны. Скорость тепловыделения рассчитывается сразу для всего объёма как функция суммы скоростей испарения в каждой зоне Система уравнений, описывающих конфигурацию зон и скорость испарения Для каждой зоны используется единая система уравнений Для каждой зоны используется своя система уравнений Взаимодействие между зонами Предполагается, что массообмен между зонами отсутствует Рассчитывается массообмен между зонами Взаимодействие между струями Отсутствует Выделяется зона пересечения пристеночных потоков соседних струй В расчётной модели тепловыделения выделяют 4 периода, отличающиеся физико-химическими особенностями и факторами, лимитирующими скорость процесса: - период задержки воспламенения; - период начальной вспышки; - период управляемого сгорания на участке топливоподачи после вспышки; - период диффузионного горения после окончания топливоподачи. Рассматриваемые модели имеют следующие основные общие черты: - обе модели состоят из самостоятельных подмоделей тепловыделения и образования оксидов азота; - развитие струи описывается критериальными уравнениями, полученными на основании экспериментальных данных. Выделяются два периода развития струи: начальный и основной. Используемые уравнения очень похожи, хотя и имеют незначительные отличия; - используется допущение о том, что основное влияние на скорость тепловыделения оказывают скорость испарения капель и скорость проникновения воздуха в зону сгорания; - учитывается воздействие воздушного вихря на развитие топливных струй; - обе модели используют средний диаметр капли по Заутеру; - обе модели рассматривают струю как совокупность зон. Каждая зона имеет свою характерную температуру, объём, массу топлива и воздуха. Однако имеются и различия: - в процессе движения струи рассчитываются доли топлива, попавшего в характерные зоны с разными условиями испарения и горения, включая пристеночные зоны на стенке камеры сгорания, на гребне поршня, на зеркале и крышке цилиндра; - траектории движения свободных струй, а также движение образованных ими пристеночных потоков рассчитываются с учётом переносного воздействия тангенциального вихря, задаваемого вихревым числом Н, а также с учётом величины углов встречи свободных струй со стенками. Выводы Учитывая приведённый выше анализ методик расчёта рабочего процесса ДВС, можно сделать следующие выводы. 1. Классическая методика Гриневецкого - Мазинга не учитывает: - опережение начала подачи топлива; - теплоотвод от сжимаемого заряда к стенкам и головке цилиндра. 2. Диапазоны рекомендуемых значений исходных данных носят условный характер. 3. Предлагаются возможные пути учёта опережения начала подачи топлива и теплоотвода от заряда к стенкам и головке цилиндра. 4. Рассмотренные модели, заложенные в программные комплексы, базируются на моделировании процессов смесеобразования и сгорания. Расчёт этих процессов показывает особенности испарения топлива, позволяет определить скорость диффузии паров топлива в свежий заряд, скорость тепловыделения в зависимости от угла поворота коленчатого вала, а также температуры и давления в распределении по зонам камеры сгорания. 5. Подробное рассмотрение внутренних параметров работы ДВС, как в Дизель-РК, необходимо при детальном проектировании двигателя, в то время как на начальном этапе разработки новых способов организации рабочего процесса необходимо оперировать общими мощностными и экономическими рабочими показателями, как агрегатная мощность Nе, среднее эффективное давление ре, удельный эффективный расход топлива gе и др. То есть при проведении расчёта нового рабочего процесса затруднительно проводить подробное исследование процессов смесеобразования и сгорания в цилиндре двигателя. 6. Только подробный анализ экспериментальных данных по новому рабочему процессу позволит разработать методику его расчёта, учитывающую, по возможности, большинство реалий, присущих данному рабочему процессу. Основу такой методики составит достаточно точная в инженерных расчётах методика Гриневецкого - Мазинга, в течение века прошедшая эволюцию уточнений и дополнений. Таким образом, достижение поставленной цели требует решения следующих научно-технических задач: - анализ существующих методик расчёта показателей рабочего цикла; - разработка и изготовление конструкции устройства для индикации внутрицилиндровых процессов для двигателя 6Ч 15/18; - расчётно-экспериментальное исследование внутрицилиндровых процессов высокооборотного дизеля 6Ч 15/18 с объёмным смесеобразованием; - экспериментальное определение температуры конца процесса сжатия для дизелей с тремя типами смесеобразования; - разработка обобщённой методики расчёта показателей рабочего цикла; - выработка рекомендаций по области применения предложенной методики; - разработка предложений по использованию.

1. Драганов Б. Х., Круглов М. Г., Обухова В. С. Конструирование впускных и выпускных каналов двигателей внутреннего сгорания. Киев: Высш. шк., 1987. 175 с.

2. Пат. РФ № 2044901. Способ интенсификации сгорания топлива в двигателе с воспламенением от сжатия при непосредственном смесеобразовании / Бургсдорф Э. И., Назаров О. А., Решетов В. И. Опубл. 27.09.1995.

3. Никитин Е., Улановский Э., Рыжов В., Миляев С. Многотопливный, перспективный и экологически чистый. URL: http://engine.aviaport.ru/issues/11&12/page50.html (дата обращения: 01.06.2018).

4. Гаврилов В. В. Методы повышения качества смесеобразования и сгорания в судовом дизеле на основе математического и физического моделирования локальных внутрицилиндровых процессов: дис. … д-ра техн. наук. СПб., 2004. 359 с.

5. Корогодский В. А. Новый способ организации внутреннего смесеобразования и сгорания расслоенного топливовоздушного заряда в двигателе с искровым зажиганием. URL: http://kirilyukmotors.ucoz.ru/publ/2 (дата обращения: 01.06.2018).

6. Антонов В. М. Двигатель с разделёнными тактами // Автомобильная промышленность. 2005. № 2. С. 25-27.

7. Корчагин В. А., Антонов В. М., Тонких В. М., Тонких А. В. Двигатель с разделёнными тактами // Луканинские чтения. Проблемы и перспективы развития автотранспортного комплекса: тез. докл. науч.-техн. конф. (Москва, 04 февраля 2003 г.). М.: МАДИ (ГТУ), 2003. С. 22-24.

8. Кушуль В. М. Знакомьтесь - двигатель нового типа. Л.: Судостроение, 1966. 120 с.

9. Тест-драйвы автомобилей. URL: http://www2.zr.ru/zr-online (дата обращения: 01.06.2018).

10. Каменев В. Ф., Хрипач Н. А. Конструкции «водородных» ДВС. Поиски и решения // Автомобильная промышленность. 2003. № 11. С. 20-22.

11. Пат. РФ № RU 98/00190. Электроводородный генератор (ЭВГ) / Кудымов Г. И., Студенников В. В. Опубл. 07.10.1997.

12. Афанасьев А. Н., Бортников Л. Н., Русаков М. М., Шайкин А. П. Водород и ДВС автомобиля // Луканинские чтения. Проблемы и перспективы развития автотранспортного комплекса: тез. докл. науч.-техн. конф. (Москва, 04 февраля 2003 г.). М.: МАДИ (ГТУ), 2003. С. 45-48.

13. Экологически чистый ДВС и необходимая для его эксплуатации инфраструктура. URL: http://www.inno.ru (дата обращения: 01.06.2018).

14. Лабецкас Г. С., Славинскас С. С., Дейкус Ю. Б. Исследование показателей работы дизеля на рапсовом масле // Луканинские чтения. Проблемы и перспективы развития автотранспортного комплекса: тез. докл. науч.-техн. конф. (Москва, 04 февраля 2003 г.). М.: МАДИ (ГТУ), 2003. С. 78-80.

15. Мальчук В. И., Трусов В. И., Дунин А. Ю., Никитин Р. В. Системы совместной подачи альтернативных топлив в камеру сгорания дизеля // Луканинские чтения. Проблемы и перспективы развития автотранспортного комплекса: тез. докл. науч.-техн. конф. (Москва, 04 февраля 2003 г.). М.: МАДИ (ГТУ), 2003. С. 81-83.

16. Карницкий В. В., Минкин И. М. Газодизель - силовая установка 21 века // Автомобильная промышленность. 2002. № 5. URL: http://www.mashin.ru/eshop/journals/avtomobilnaya_promyshlennost/2002/05/ (дата обращения: 01.06.2018).

17. Балабаева И. «Зажигательная» идея: первый дизель-газовый автобус // Автомобильный транспорт. 2005. № 3. С. 61-62.

18. Хачиян А. С., Шишлов И. Г., Хамидуллин Р. Х. Результаты разработки газового двигателя для городских автобусов // Луканинские чтения. Проблемы и перспективы развития автотранспортного комплекса: тез. докл. науч.-техн. конф. (Москва, 04 февраля 2003 г.). М.: МАДИ (ГТУ), 2003. С. 97-98.

19. Дмитриев Н. В., Марков Н. С. Использование генераторного газа на дизельных ДВС // Луканинские чтения. Проблемы и перспективы развития автотранспортного комплекса: тез. докл. науч.-техн. конф. (Москва, 04 февраля 2003 г.). М.: МАДИ (ГТУ), 2003. С. 40-42.

20. Исследования и опыт применения пожаробезопасных и экологически чистых воднотопливных эмульсий на транспорте. URL: http://www.savonin.chat/ru (дата обращения: 01.06.2018).

21. Каргин С. А. Теоретическое обоснование и экспериментальное исследование рабочего процесса судового ДВС с комбинированным смесеобразованием и принудительным воспламенением: дис. … канд. техн. наук. Астрахань, 2006. 152 с.

22. Исаев А. П. Рабочий процесс судового ДВС с комбинированным смесеобразованием и воспламенением от сжатия: дис. … канд. техн. наук. Астрахань, 2012. 183 с.

23. Тареев В. М. Справочник по тепловому расчёту рабочего процесса двигателей внутреннего сгорания. М.: Речной транспорт, 1959. 208 с.

24. Двигатели внутреннего сгорания. Конструирование и расчёт на прочность поршневых и комбинированных двигателей / под ред. А. С. Орлина, М. Г. Круглова. М.: Машиностроение, 1984. 384 с.

25. Дизели судовые Д6: руководство по эксплуатации 3Д6 РЭ. Барнаул: РИО Упрполиграфиздата, 1988. 211 с.