Тема 3. Вдосконалення процесів сумішоутворення і наповнення в ДВЗ

Ціль: опанувати поняття про загальні тенденції і напрямки вдосконалення процесів сумішоутворення і наповнення в ДВЗ.

Завдання: відпрацювати навички прогнозування і визначення можливих напрямків вдосконалення процесів сумішоутворення і наповнення в ДВЗ.

 

Лекція №4

 

1. Вплив на якість сумішоутворення і наповнення конструкції впускного трубопроводу.

2. Вплив на якість сумішоутворення і наповнення кількості клапанів

на циліндр.

 

На думку багатьох спеціалістів, та як показує практика, якість термодинамічного циклу в ДВЗ суттєво залежить від досконалості процесів сумішоутворення і згоряння. Цим питанням надається першочергова увага. То ж доцільно почати висвітлення матеріалу з розгляду цих питань. Причому, слід обмовитись: так як питання, пов’язані з роботою паливної апаратури, розглядаються у вигляді окремої дисципліни, то на них не буде загострено особливої уваги.

При розробці конструкції впускних (і випускних) трубопроводів особлива увага приділяється їх простоті, технологічності, матеріалоємкості та малому опорові. У двигунах сучасних конструкцій, крім того, намагаються ще й широко застосувати різноманітні аеродинамічні явища. Так, зокрема, всі впускні трубопроводи сучасних ДВЗ виконуються тангенціальними або гвинтовими. Така конструкція трубопроводів забезпечує цілеспрямований, інтенсивний рух заряду в циліндрі та його турбулізацію.

Закручення напрямку повітря, або горючої суміші, тангенціальним трубопроводом забезпечується у горизонтальній площині (рис.4.1). При цьому заряд заповнює циліндр своєрідними шарами.

 

Тангенціальні трубопроводи сприяють розшаруванню горючої суміші із збагаченням її в зовні свічки запалювання (форсунки). Це дає змогу забезпечувати ефективне спалювання бідних сумішей з α →1,15 (1,4), залежно від форми камери згоряння.

Тангенціальні трубопроводи порівняно прості за конструкцією і технологічні. Це спричинило їх широке розповсюдження як на вантажних, так і на легкових автомобілях.

Закручення напрямку повітря гвинтовим трубопроводом (рис.4.2) забезпечується у вертикальній площині. При цьому краплини палива весь час, не зважаючи на збільшення надпоршневого об’єму, підносяться до верхньої частини камери згоряння. Тут вони інтенсивно зтикаються між собою, що викликає їх додаткове подрібнення, хороше перемішування з шарами повітря та збагачення в зоні свічки (форсунки). Застосування гвинтових трубопроводів дало змогу підняти верхню границю a®1,18¸1,25 (1,4¸1,5) і збільшити ступінь стиску до e=12, без небезпеки виникнення детонації.

 

Недоліком гвинтових трубопроводів є складність конструкції, особливо за рахунок внутрішніх направляючих ребер, що спричинило їх розповсюдження переважно на легкових автомобілях.

Подальшим розвитком гвинтових трубопроводів є так звані  комбіновані трубо-проводи, що поєднують в собі властивості тангенціальних і гвинтових. Застосування таких трубопроводів спричинює закручення заряду в обох площинах: вертикальній і горизонтальній. При цьому, заряд заповнює циліндр горизонтальними шарами, в яких, крім того, відбувається ще й інтенсивний

спіральний рух часточок палива у вертикальній площині. Організація руху заряду таким чином, спричинила ще більшу, у порівнянні з попередніми схемами, його турбулізацію, ступінь подрібнення крапель палива і локальне збагачення в зоні свічки (форсунки). Це дало змогу підняти a®2,0 (1,6¸1,8), але за ступеня стиску близько e=16. Однак такий високий ступінь стиску для двигунів Отто породив ряд інших проблем. Зменшення ж ступеня стиску, не дало очікуваного ефекту у порівнянні з вищезгаданими схемами. Тому такі комбіновані трубопроводи (рис.4.3) знайшли незначне розповсюдження на спеціальних спортивних і псевдоспортивних автомобілях.

Рис.4.3

Фірма Даймлер-Бенц проводила дослідження по застосуванню комбінованих трубопроводів для дизелів. Однак дані про результати цих досліджень широко не публікувались.

Подальше вдосконалення конструкції впускних трубопроводів стало відбуватись в напрямку використання різного роду аеродинамічних і резонан-сних явищ, для збільшення коефіцієнта наповнення (h_V) в зоні низьких і середніх частот.

Бажання отримати характеристики крутного моменту (Мк), що краще відповідали б потребам дорожньо-транспортних засобів (ДТЗ), викликало появу так званих “настроєних” впускних трубопроводів.

Ідея такого трубопроводу полягає в тому, що він складається з двох, або кількох окремих рукавів (рис.4.4), які мають різну довжину і конфігурацію. Рукави

трубопроводу розділені дросельною заслінкою (заслінками).

Застосування трубопроводів такої конструкції дає змогу направити потік свіжого заряду до впускного клапана по всіх, або по одному з рукавів, залежно від режиму двигуна. Направлення потоку довшим рукавом, забезпечує краще наповнення на низьких і середніх частотах за рахунок збільшення ступеня інерційності потоку.

Із збільшенням частоти вище середньої, відкривається дросельна заслінка-1 і в роботу вступає додатковий рукав. Це призводить до своєрідного “збільшення” площі поперечного перерізу впускного трубопроводу. Крім того, змінюються параметри аеродинамічних процесів.

Вперше трубопроводи такої конструкції почали серійно застосовувати на японських автомобілях у кінці 80х років ХХст. Так, зокрема, фірма Honda почала

встановлювати “настроєні” впускні трубопроводи на автомобілі Prelude 1988 модельного року.

Використання згаданих вище ефектів, дає можливість вирівняти і збільшити коефіцієнт наповнення в межах h_V=(0,85¸0,95)¸1,05. Більші значення стосуються режимів, близьких до номінального.

В якості конкретних прикладів, що характеризують покращення характеристик двигунів від застосування “настроєних” трубопроводів, можна навести наступні.

Рядний 6-цил. двигун для автомобілів “Senator” і “Vauxhall” “Carlton GSi 3000”,  обладнаний системою впуску “Dual-Ram” отримав 270Нм/3600хв^-1 (проти 240Нм/4400хв^-1 у попередній версії). Слід також відмітити, що при n=1500хв^-1 крутний момент вже становить Мк=204Нм.

Розвиваючи 150кВт(204к.с.)/6000хв^-1 двигун забезпечує названим автомобілям витрату палива 6,35; 7,77 і 11,8л/100км на швидкостях 90, 120км/год та у міському циклі.

Система “Dual Ram” забезпечує використання двох різних резонансних процесів при впуску заряду, залежно від частоти обертів. Дросельна заслінка “розщіплює” систему впуску на дві, ніби для двох окремих 3-цил. двигунів на частотах, нижчих 4000хв^-1. При збільшенні частоти, дросельна заслінка відкривається і  всі шість гілок підводу заряду об’єднуються.

Ідея створення двигуна із кількістю клапанів більше двох на один циліндр, вперше була реалізована у 20-х роках ХХст. Але застосовувалась такі двигуни лише на гоночних автомобілях. Причому, виключно в цілях зниження теплової і механічної напруженості випускних клапанів. Першою це зробила фірма “Buggatti”, застосувавши на своїх двигунах формулу 1і+2Е (один впускний (intake) і два випускні (exhaust) клапани). Пізніше, по мірі покращення матеріалів і вдосконалення технології, фірма застосувала вже формулу 2і+2Е.

Однак цей досвід не набув широкого застосування. І лише починаючи з другої половини 80-х ситуація різко змінилась, бо в якості основних вимог до автомобіля стали висуватись: економічність, екологічність та динамічність. Отже, постала необхідність у наявності компактного двигуна з високою питомою потужністю. Всі ці вимоги міг задовольнити лише багатоклапанний двигун.

Привабливість такого технічного рішення очевидна: 2 клапани замість 1-го покращують h_V, тому що сумарні площі прохідного січення клапанів збільшуються завдяки цьому на 30¸35%, а в окремих випадках — навіть до 50. В той же час, завдяки зменшенню діаметра сідла клапана, зростає і швидкість потоку. Якщо ж по два клапани встановити на випуску, то різко покращиться очищення циліндрів. Тому і виявляється, що 4-клапанні двигуни мають Ne і Мк на 15¸20, а при високих частотах обертання колінчастого валу (n) — на 20¸30% більші, ніж 2-клапанні.

Так, зокрема, двигуни “Audi5P20V”, з Vh=2л, мають на 30% більшу потужність, ніж аналогічний двигун “5P10V”.

Та ж сама картина і з двигуном “4PDMS Saturn16V”, розробленим на базі 2-клапанного двигуна: його потужність зросла на 27% (з 66 до 84кВт, або з 90 до 114к.с.)

Крім того, багатоклапанні схеми покращують не лише потужнісні показники двигунів, а й їх паливну економічність, знижують токсичність відпрацьованих газів, тому що дозволяють використовувати компактні камери згоряння (як правило “шатрового” типу), з центральним розташуванням свічки (форсунки). Це, в свою чергу, дозволяє оптимізувати процеси згоряння практично в усьому діапазоні режимів, підвищити ступінь стиску до +5 одиниць, без небезпеки виникнення детонації.

Так, аналіз зарубіжних даних показує: витрата палива 4-клапанними двигунами на 6¸10% менша, ніж 2-клапанними. Тобто, досить суттєва.

Для сучасних багатоклапанних двигунів поле мінімальних питомих витрат палива лежить в діапазоні 2200¸4500хв^-1 і не перевищує 230г/кВтгод. Такі величини відповідають ефективному ККД бензинових двигунів, рівному 32¸34%.

На практиці, найбільшого застосування знайшли схеми ГРМ, типу ОНС (абревіатура SОНС характерна для автомобілів японського виробництва) і DОНС, що передбачають розміщення газорозподільчих валів у головці циліндрів. Схема ОНV  не знайшла свого розвитку у багатоклапанних конструкціях.

Схема ОНС передбачає наявність одного газорозподільчого вала для управління роботою різнойменних клапанів. Така схема забезпечує конструктивну простоту головки, але вимагає підвищених вимог до міцності газорозподільчого валу. Крім того, така схема передбачає лише обмежену кількість клапанів на циліндр — не більше 4-х.

Схема DОНС передбачає наявність окремого газорозподільчого валу для управління роботою однойменних клапанів. Така схема викликає ускладнення конструкції головки, але дає можливість підтримувати жорсткі вимоги до якості роботи всього ГРМ і встановити більше 4-х клапанів на циліндр. Так, зокрема, автомобілі ”Audi “ класу “А” комплектуються двигунами із формулою 3і+2Е; автомобілі “Ferrari “— 3і+3Е; “Buggatti “— 4і+4Е.

 

Література: [1.1],ст.15-16,24-25,110-180; [1.4],ст.15-16,24-25,56-58,301-303; [1.5-1.7],ст.15-16,24-25,80-84,109-113; [1.11],ст.15-16,24-25,300-302; [2.1-2.4],ст.

31-40,11-13,10-14

 

 

 

Лекція №5

1. Вплив регулювання фазами газорозподілу на якість сумішоутворення і

наповнення.

2. Вплив на якість сумішоутворення і наповнення системи наддуву та

конструкції нагнітачів.

 

Для отримання можливості покращення потужнісних і економічних показників у широкому діапазоні режимів, на сучасних ДВЗ все ширше застосовуються системи регулювання фазами газорозподілу. Сутність роботи таких систем полягає в автоматичному регулюванні характеристик “час-січення” (ЧС) клапанів, а в окремих випадках — і висоти підйому клапана, залежно від режиму. Необхідність такого регулювання витікає з невідповідності режиму газообміну, оптимальний перебіг якого розрахований на певну частоту, і швидкості зміни частоти обертів колінвала.

Для більшої наглядності звернімося до схеми (рис.5.1)

На схемі зображено класичний характер протікання кривої “час-січення”, що забезпечується газорозподільчим механізмом. При цьому основна крива 5.1б відповідає режиму Mk_max. Тобто параметри газообміну будуть такими: h_V=h_Vmax; g_r=g_rmin; a»a_опт. Це дасть можливість отримати величини Pe=Pe_max і g_e=g_emin.

На режимі холостого ходу, потужність необхідна лише для підтримання сталої роботи двигуна. Це досягається зменшенням кількості палива, що подається у двигун. Однак, в результаті того, що газорозподільчий механізм (ГРМ) забезпечує незмінний характер протікання кривої “ЧС”, швидкість потоку на вході в циліндр гальмується (величина площі поперечного січення сідла клапана для цього режиму завелика). Це спричинює погіршення процесів сумішоутворення, а відповідно, і згоряння — зростають питома витрата палива і вміст шкідливих речовин у відпрацьованих газах.

Досліди, проведені в НАМИ показують: якщо на режимі холостого ходу забезпечити характер протікання кривої “ЧС”, близький до 5.1а, то можна добитись збереження високої швидкості потоку на вході в циліндр. Це призведе до суттєвого покращення сумішоутворення і дасть можливість підтримувати сталу роботу двигуна при h_V»0,6¸0,85 і a»1, проти a»0,8¸0,85.

Крива 5.1в, по відношенню до 5.1б, характерна для отримання високої питомої потужності в спортивних модифікаціях двигунів. Такий характер протікання кривої 5.1в забезпечує приріст потужності до 20%, за тих же обертів. Питома витрата палива залишається практично такою ж (збільшення h_і ), а в окремих випадках, навіть знижується.

Отже, як видно із вище вказаного, “настройка” ГРМ для отримання оптимальних параметрів газообміну для одного режиму роботи, не відповідатиме іншим.

Ідея автоматичного регулювання фазами газорозподілу, залежно від частоти і навантаження, приваблює увагу спеціалістів давно. Однак такі пристрої спочатку знаходили обмежене застосування на спеціальних двигунах.

Так, зокрема, фірма Honda першою почала серійний випуск автомобілів, обладнаних системами автоматичного регулювання фазами газорозподілу з 1992р. Система випускається у кількох версіях і отримала загальну назву VTEC (Variable Valve Timing and lift Electronic Control system) — система автоматичного регулювання моменту відкриття і висоти підйому клапанів з електронним управлінням.

Основна ідея роботи системи полягає в наступному: вал ГРМ має три кулачки (замість 2-х) для приводу однойменних клапанів. Два кулачки — “звичайні”, профіль яких відповідає “нормальному” двигуну, а третій — “спортивний”, з профілем для досягнення високої питомої потужності. В середині ж рокерів виконано горизонтальні циліндричні тунелі, та розміщені плунжери, що мають змогу переміщуватись у цих тунелях.

Робота двигуна на малих і середніх навантаженнях (рис.5.2а).

Кулачки А, С і В вала ГРМ управляють рокерами А₁, С₁ і В₁ відповідно. Рокери А₁ і В₁ впливають на однойменні клапани синхронно, у відповідності до профілю кулачків. Рокер С₁ коливається незалежно від рокерів А₁ і В₁ (натискує на спеціальну пружину — на зразок клапанної — щоб не виникало механічних стуків); він управляється кулачком С.

В результаті цього, закон відкриття клапанів відповідає профілю кулачків А і В, що розрахований на малі і середні навантаження.

Робота двигуна на високих навантаженнях (рис.5.2б).

При виході двигуна на “спортивний” режим, ЕБУ подає сигнал на золотниковий клапан-1 (рис.5.3), що відкриває масляну магістраль. Масло під тиском починає надходити у циліндричні тунелі рокерів і переміщувати плунжери в горизонтальному напрямку. Цим рокери змикаються, ніби в один суцільний і стискують звертаючу пружину П. Тепер, рокери А₁, В₁ і С₁ працюють синхронно.

Так як рокер С₁ управляється кулачком С з профілем “спортивного” типу, то клапани також відкриватимуться по закону, що відповідає профілю кулачка С.

Із зменшенням навантаження, ЕБУ попадає сигнал на закриття золотникового клапана. Тиск масла в тунелях рокерів падає і звертаюча пружина  П змушує плунжери повернутися у висхідне положення. Тобто, відбувається роз’єднання рокерів А₁ і В₁ з рокером С₁. Клапани знову починають відкриватися по закону, що відповідає профілю кулачків А і В – для “нормального” двигуна.

Схема управління роботою системи зображена на рис.5.3

Система VTEC являється серійною і застосовуються на двигунах із схемами SOHC і DOHC. Крім того, система передбачає наступні версії: „звичайну, VTEC-E, VTEC-EE і VTEC-i.

Система VTEC-E (рис.5.4) відрізняється тим, що обладнана валом ГРМ з двома (не трьома) кулачками різного профілю. На малих і середніх навантаженнях, коли золотниковий клапан-1 закритий, масло не надходить до циліндричного тунелю в рокерах і плунжери знаходяться в своєму початковому положенні. В результаті цього рокери А і В працюють незалежно один від одного. Однойменні клапани А₁ і В₁, що управляються цими рокерами, відкриваються з різною висотою підйому: А₁ — на „нормальну”, В₁ — вдвічі меншу. При виході двигуна в режим великих навантажень, золотниковий клапан відкривається і масло надходить у циліндричний тунель. Тиск масла заставляє плунжери змикатись в „один”. В результаті, обидва однойменні клапани А₁₁ і В₁₁ починають відкриватись з однаковою — „нормальною” — висотою.

Система VTEC-EE об’єднує в собі властивості VTEC і VTEC-E. Тобто, вал ГРМ обладнаний трьома кулачками різного профілю А, В, С (рис.5.5). Система ж управління передбачає два золотникових клапани, або один, модифікований для

3-х позицій. В рокерах виконано по три тунелі з плунжерами.

На низьких навантаженнях золотниковий клапан закритий, рокери А і В працюють незалежно. Клапани А₁ і В₁ відкриваються з різною висотою: А₁ — „нормальною”, В₁ — вдвічі меншою. На середніх, золотниковий клапан (модифікований для трьох позицій) відкривається в певному положенні. Тиск масла діє на плунжери, рокери А₁ і В₁ змикаються, клапани А₁₁ і В₁₁ починають відкриватися з однаковою — „нормальною” — висотою. Рокер С₁ (на схемі не показаний) працює незалежно від зімкнутих в „одне ціле” рокерів А₁ і В₁. На великих навантаженнях золотниковий клапан займає наступне положення відкритого стану. Тиск масла діє на плунжери таким чином, що вони переміщуються на змикання всіх трьох рокерів А, В і С в один. Клапани А₁₁₁ і В₁₁₁ відкриваються у відповідності до профілю спортивного кулачка С — із збільшеною висотою підйому.

Система VTEC-i (intelectual) являє собою подальший розвиток системи VTEC. За рахунок більшої продуктивності ЕБУ покращено „чіткість” роботи системи.

Для кращої наглядності про зміну показників двигуна, обладнаного різними версіями системи VTEC, зручно скористатись відповідними таблицями і графіками.

Таблиця 5.1—Порівняння режимів роботи ГРМ і показників різних двигунів

 

ВМ—великі навантаження; МН—малі (і середні) навантаження; Е—випускні клапани; І—впускні.

Продовження таблиці 5.1

Закінчення таблиці 5.1

Показ-ник	Спортивний двигун	VTEC —Е	Стандартний двигун 2кл/циліндр
„Ч-С“ і висота підйому клапанів
Nemax	●	●
Mkmax при nmin		●	●
Стабіль-ність ХХ		●
Економіч-ність		●	●

Тут: ВН — великі навантаження; МН — малі (і середні) навантаження; Е — випускні клапани; і — впускні клапани.

На думку незалежних експертів, обладнання двигунів системою VTEC призводить до покращення показників на 5-40%, залежно від версії та складності конструкції. Однак, не зважаючи на значне ускладнення конструкції ГРМ, система VTEC вважається однією з найкращих і досконалих.

Отримання максимально можливої потужності двигуна з одиниці його об’єму економічно дуже вигідне. Зменшуються габарити і маса двигуна, що приходяться на одиницю його потужності, знижується металоємкість конструкції та загальна собівартість виробництва.

Підвищення літрової потужності можна забезпечити як збільшенням n, так і збільшенням Ре. Розумне збільшення n сприяє покращенню процесів сумішоутворення і згоряння паливо-повітряної суміші при відносному зменшенні теплових втрат. Однак надмірне збільшення — призводить до погіршення наповнення циліндрів, зростання механічних втрат і інерційних навантажень в деталях КШМ, інтенсифікації їх зношування. Тому n обмежують 5000-6000хв^-1 для малих двигунів легкових автомобілів (4000-5000хв^-1 для дизелів), а у великих двигунах — 2500-4000хв^-1. На двигунах гоночних автомобілів, де питання економічності та довговічності відступають на другий план, n сягає 12-17тис.хв^-1.

Середній ефективний тиск залежить від густини заряду, тобто кількості паливо-повітряної суміші, що надійшла в циліндри, і повноти використання теплоти, яка виділилася під час згоряння палива. Одним із найрозповсюдженіших засобів підвищення Ре є наддув двигунів, тобто примусове збільшення тиску свіжого заряду у впускному трубопроводі. В результаті цього, зростає масове наповнення циліндрів (), у порівнянні з можливим їх наповненням за атмосферного тиску.

За ступенем підвищення тиску наддув поділяють на 3 види: низький, з тиском на такті впуску до 0,15МПа; середній — до 0,2МПа; високий — більше 0,2МПа. При низькому наддуві, потужність двигуна зростає на 20-30%, а питома витрата палива зменшується на 3-5%; при середньому — на 40-50% і 5-7% відповідно. Високий наддув дає можливість підвищити потужність практично вдвічі, а питома витрата палива, як правило, залишається на рівні витрати базового двигуна.

За середнього і високого наддуву значно зростають навантаження в КШМ. Тому необхідно підвищувати жорсткість всієї конструкції двигуна, збільшувати розміри корінних і шатунних шийок, покращувати охолодження. Для зменшення механічних і теплових навантажень в двигунах з високим і середнім наддувом, знижують геометричний ступінь стиску, використовують проміжні охолоджувачі наддувочного повітря тощо.

Доцільність застосування того, чи іншого способу наддуву зумовлена особливостями сумішоутворення та організації перебігу процесу згоряння у різних типах двигунів.

Розрізняють три основних способи наддуву: механічний — за допомогою нагнітачів, що приводяться від колінчастого валу; газотурбінний, що використовує енергію відпрацьованих газів для приводу турбіни компресора; наддув типу „Компрекс”, що використовує енергію відпрацьованих газів для динамічного (безпосереднім контактом) стиску свіжого заряду на такті впуску.

В першому випадку застосовують порівняно тихохідні об’ємні нагнітачі у вигляді коловоротних або роторних насосів; в другому — осьові та радіально-осьові турбіни і нагнітачі. У системі наддуву „Компрекс” стиск свіжого заряду здійснюється в спеціальному барабані із поздовжніми пазами.

Для дизелів, найбільш характерним є застосування турбонаддуву. Об’ємні ж нагнітачі використовуються, головним чином, лише для двохтактних дизелів з клапанно-щілинною продувкою. Іноді їх також застосовують у комбінованих системах, для підвищення тиску наддуву на низьких частотах обертання колінчастого валу, коли продуктивність турбокомпресора ще недостатня.

Для бензинових двигунів в рівній мірі можуть застосовуватись і об’ємні нагнітачі з приводом від колінчастого валу, і турбонаддув, і система „Компрекс”.

Яскравим прикладом об’ємного нагнітача є роторно-шестерінчасті компресори типу Рут (Root). Вони характеризуються порівняною простотою конструкції, достатньо тривалим терміном служби, врівноваженістю роторів, високою частотою подачі повітря. Крім того, їм притаманна сприятлива залежність зміни тиску за компресором від частоти обертання роторів, що дуже важливо при роботі двигуна на змінних режимах. Принципова схема нагнітача Рут зображена на рис.5.11.

В процесі перетікання від впускного до випускного вікна повітря у робочій порожнині не стискається. Тому роторні компресори ефективно працюють лише за помірного ступеня підвищення тиску — відношення тисків на нагнітанні і наповненні.

Недоліками таких нагнітачів є велика залежність ККД від зазорів між робочими органами, сильний шум і пульсації тиску нагнітання.

Робочий процес здійснюється за рахунок того, що ротори обертаються в протилежних напрямках. Це спричинює утворення направленого повітряного потоку. Ротори не дотикаються один до одного, а працюють з дуже малим зазором, величину якого підбирають з врахуванням їх частоти обертання, швидкості і тиску потоку.

Так як об’ємні нагнітачі забезпечують подачу в двигун великої кількості повітря з порівняно низьким тиском, це призводить лише до збільшення потужності. При чому — у дуже вузькому діапазоні режимів. Крутний момент зростає на незначну величину.

Бажання привести характеристики подачі об’ємних нагнітачів у відповідність до режимів роботи двигуна, призвели до застосування у приводі різноманітних механізмів зміни частоти обертання роторів: варіаторів; муфт відключення тощо. Це спричинило ускладнення загальної конструкції і додаткову витрату палива. Однак, не зважаючи на суттєві недоліки, нагнітачі типу Рут продовжують широко застосовуватись на сучасних двигунах.

 

На сучасних конструкціях турбокомпресорів починають набу-вати розповсюдження так звані „гідравлічні” опори. Це дає змогу підвищити робочу частоту вала турбокомпресора до 200-250тис.хв^-1 і досягти, за рахунок цього, тиску нагнітання до 0,3МПа в одній ступіні.

Так як продуктивність турбокомпресора на деяких режимах роботи значно перевищує потреби двигуна до параметрів наддуву, почали з’являтись конструкції турбо-компресорів із змінюваною геометрією соплового апарату. Завдяки цьому, кількість газу, що надходить в турбінну (компресорну)частину може швидко змінюватись. На турбокомпресорах сучасних двигунів найбільшого розповсюдження отримала схема системи зміни геометрії соплового апарату „рухомі лопатки” (рис.5.14).

Сам процес зміни геометрії досягається шляхом повертання направляючих лопаток-1, розміщених в радіальній площині, як правило, турбінного колеса-3. Кут повороту лопаток може змінюватись плавно або ж на фіксовані величини. Це призводить до зміни площі міжлопаткової щілини-2 і, відповідно, зміни швидкості потоку на вході в турбіну. Останнє дає можливість практично повністю усунути ефект так званої „турбоями”— запізнення реакції турбокомпресора на зміну потужності двигуна — спричинений інерційністю турбокомпресора. Недоліком схеми „поворотні лопатки” є необхідність застосування великої кількості спеціальних окремих елементів приводу, або ж одного спільного. Це призводить до ускладнення конструкції турбокомпресора в цілому. Тому, кількість направляючих лопаток намагаються робити не більше 20-25.

Намагання максимально використати можливості турбонаддуву та наблизити тягово-швидкісні характеристики ДВЗ до „ідеальних”, призвели до створення системи турбонаддуву, типу „Гіпербар” (рис.5.15). Основна її відмінність від класичної полягає в тому, що турбокомпресор виконано у вигляді невеликого, своєрідного газотурбінного двигуна.

	1. Турбокомпресор-ГТД. 2.Пусковий пристрій. 3.Проміжний охолод-  жувач. 4.Перепускний канал. 5.Паливна магістраль. 6.Регулятор. 7.Випускний колектор. 8.Камера згоряння ГТД. 9.Регулюючий клапан.
Рис.5.15

Система працює наступним чином. Повітряний потік, що надходить з компресорної частини, розділяється на наддувочний (подається безпосередньо у ДВЗ) і додатковий. Останній проходить крізь перепускний канал-4 у випускний колектор-7 і змішується там з відпрацьованими газами ДВЗ. Ця газова суміш далі потрапляє в камеру згоряння-8 турбокомпресора. Сюди ж, з паливної магістралі-5, впорскується додаткова кількість палива. З камери згоряння-8 нагріта газова суміш потрапляє на турбіну турбокомпресора.

Завдяки такій організації робочого процесу на виході з компресорної частини, що може бути багатоступінчастою, підтримується високий тиск — 0,5-0,7МПа, незалежно від режиму роботи поршневої частини головного ДВЗ. Однак, для обмеження максимального тиску згоряння, геометричний ступінь стиску двигуна знижують до ε = 7-8. Пуск турбокомпресора може здійснюватися окремим пристроєм-2. Кількість палива, що подається в камеру згоряння-8 і перепуск повітря, регулюються за певними залежностями, регулятором-6. Під час пуску головного ДВЗ, стиснуте турбокомпресором повітря подається в циліндри, оминаючи охолоджувач-3. Невеличкий черговий факел полум’я постійно горить у камері згоряння-8.

Перевагами такої системи наддуву є: високий середній ефективний тиск (Ре≈3МПа), за обмеженого максимального тиску згоряння (P_Z≤13...14МПа); помірне теплове навантаження; хороша динамічність двигуна і, саме головне, можливість отримання практично постійної потужності за любих значень частоти обертання колінчастого валу. Крім того, за рахунок спалювання додаткової кількості палива в камері згоряння-8, суттєво знижується токсичність відпрацьованих газів по основних компонентах.

До недоліків даної схеми слід віднести наступні: порівняльну складність і вартість конструкції, відносно велику, як для дизелів, питому витрату палива (г/кВтгод), що спричинюється низьким ступенем стиску, а також складність регулювання та узгодження роботи турбокомпресора і головного ДВЗ.

Бажання використати енергію відпрацьованих газів для наддуву двигуна, але без такого елементу, як турбіна, що створює достатньо відчутний опір витоку відпрацьованих газів, призвело до появи системи наддуву, типу “Компрекс” . Система теж використовує енергію відпрацьованих газів, але стискання наддувочного повітря відбувається без усяких проміжних елементів, а при безпосередньому контакті, його з відпрацьованими газами в спеціальному роторі–синхронізаторі. Між повздовжніми пластинами ротора утворено канали, котрі в процесі його обертання послідовно з’єднуються з патрубками впускного і випускного колекторів (рис.5.16). В каналі-а ротора знаходиться повітря, що надійшло туди під час попереднього циклу через впускний патрубок-2 з повітряного фільтра. При повороті ротора на деякий кут, канал-а займе положення б, коли він суміститься з патрубком-3 випускного клапана двигуна. Відпрацьовані гази, що знаходяться під тиском, почнуть стискати повітря і, коли канал-б займе положення в, — „виштовхують” його в циліндри двигуна через нагнітальний патрубок-1.

	1.Нагнітальний патрубок двигуна. 2.Впускний патрубок ротора. 3.Випускний патрубок двигуна. 4.Випускний патрубок ротора.
Рис. 5.16.

При подальшому провертанні ротора-2 залишкова частина свіжого повіт-

ря, що перемішалась з відпрацьованими газами, виштовхується ними в атмосферу через патрубок-4 випускного колектора. Коли канал ротора займає положення д то, за рахунок хвилі розрідження, він заповнюється свіжим повітряним зарядом через патрубок-2 повітряного фільтра.

Так як ротор не здійснює ніякої механічної роботи, затрати на його привід складають близько 1% Ne, а тиск в процесі впуску збільшується на 20-30%. Кількість каналів у роторі та частота його обертання підбираються у відповідності до конкретного двигуна. Вже створені зразки двигунів з системою “Компрекс” потужністю до 450 кВт; ККД системи сягає 75%, а ступінь підвищення тиску – до 2,1. Однак особливих переваг перед турбокомпресорами система „Компрекс” не має.

Як вже говорилось вище, турбокомпресори часто працюють з продуктивністю, що набагато перевищує реальні потреби двигунів в основному діапазоні. В той же час, турбіна компресора може розвинути потужність до 20% Ne. Ці факти наштовхнули спеціалістів на думку прямого використання надлишкової механічної енергії. В результаті наукових пошуків та досліджень почали з’являтись конструкції ДВЗ, де частина механічної енергії турбіни використовувалась для приводу допоміжних агрегатів (генератора, водяного насоса, тощо).

Однак конструкція приводу цих агрегатів виявилась досить громіздкою. Крім того, потужність, необхідна для приводу навіть усіх допоміжних агрегатів, сягає до 10%, що повністю покривається приводом від колінчастого валу, при наявності простого за конструкцією передаючого механізму.

Доцільнішим виявилось передавати частину потужності турбіни безпосередньо на колінчастий вал. Такі двигуни називаються турбокомпаудними. Конструкція приводу для передачі потужності від турбіни, як правило шестерінчаста, із спеціальними пристроями (типу муфти, гідравлічного зчеплення), що дозволяють роз’єднувати турбіну і колінчастий вал на деяких, неоптимальних режимах. Однак, в наслідок того, що система достатньо складана і ефективно може працювати лише в основному діапазоні, вона отримала незначне розповсюдження лише на ДВЗ магістральних тягачів. В якості прикладі можна привести дані дизелів: Scania DT 1101(Ne_max=280кВт/1900хв^-1, Mk=1650Нм/1250хв^-1, =195г/кВтгод) і DTC 1101(Ne_max=320кВт/1800хв^-1, Mk=1750Нм/1200хв^-1, =185г/кВтгод) , останній з яких — турбокомпаудний. Як бачимо Ne_max зросла на 12,5%; Mk — на 6%, а  зменшилась на 5%. Тобто, можна сказати, що покращення показників ДВЗ за рахунок турбокомпаундування вже є відчутним.

 

 

Література: [1.1],ст.15-16,24-25,110-180,300-303; [1.4],ст.15-16,24-25,56-58,301-303; [1.5-1.7],ст.15-16,24-25,80-84,109-113; [1.11],ст.15-16,24-25,300-302; [2.1-2.4],ст.31-40,11-13,10-14