Fuel Economy in Road Vehicles Powered by Spark Ignition Engines
Edited by
John C. Hilliard Combustion and Fuel Research, Inc. Ann Arbor, Michigan
and
George S. Springer
Stanford University Stanford, California
PLENUM PRESS • NEW YORK ANO LONDON
ТОПЛИВНАЯ ЭКОНОМИЧНОСТЬ АВТОМОБИЛЕЙ СБЕНЗИНОВЫМИ ДВИГАТЕЛЯМИ
Под редакцией
Д. Хиллиарда, Дж. Спрингера
Перевод с английского
канд. физ.-мат. наук А.М. Васильева
Под редакцией
канд. техи. наук А.В. Кострова
Москва
«Машиностроение» 1988
Т58
УДК 629.113.073.286
Авторы: Т. У. Асмус (США) — гл. 4; К- Боргнакке (США) — гл. 5; С. К- Кларк (США) — гл. 8; Д. Коул (США) — гл. 1; Дж. Т. Каммер (США) — гл. 2; К. К- Лудема (США) - гл. 7; Р. Малу (ФРГ) — гл. 3; Т. Морел (США) — гл. 10; У. Б. Рибенс (США) — гл. 12; Дж. С. Спрингер (США) — гл. 9; Т. Р. Стоктон (США) — гл. 11;  Р. У. Уилер (Великобритания) — гл. 6.
Топливная экономичность автомобилей с бензиновыми Т58 двигателями / Т. У. Асмус, К. Боргнакке, С. К. Кларк и др.;
Под ред. Д. Хиллиарда, Дж. С. Спрингера; Пер. с англ. А. М. Васильева; Под ред. А. В. Кострова. —М.: Машиностроение, 1988. — 504 с.: ил.
ISBN 5-217-00294-8
Книга международного коллектива авторов под редакцией специалистов США посвящена одной из наиболее актуальных проблем в настоящее время — снижению расхода топлива автомобильными двигателями с искровым зажиганием. В книге описаны современные теории н новые результаты исследований различных факторов, влияющих на расход топлива: характеристики двигателя, снижение трения, использование легких материалов, снижение аэродинамического сопротивления.
' Для инженеров-практиков, занимающихся вопросами топливной экономичности автомобилей.
т
3603030000—275 038 (01)—88
275—88
ББК 39.33-04
ISBN 5-217-00294-8 (СССР)
ISBN 0-306-41438-4
(США)
©
762526
1984 Plenum press, New York
Перевод на русский язык «Машиностроение», 1988
ЦЕНТРАЛЬНЛ'1 ГОРОДСКАЯ’' шличи;и иззиотш им. И. А. Цедрасвва
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие.....................................................  Ю
Перечень названий иностраных фирм, автомобилей, материалов и изделий, приведенных в книге в русской транскрипции................. 11
Глава 1
Топливная экономичность автомобилей
1.1.	Введение и основные понятия.................................
1.2.	Факторы, влияющие на топливную экономичность................
1.2.1.	Двигатель ..........................................
1.2.2.	Трансмиссия ........................................
1.2.3.	Характеристики и конструкция автомобиля.............
1.2.4.	Эксплуатационные факторы ...........................
1.2.5.	Испытательные циклы ................................
Список литературы................................................
Глава 2
Топливная экономичность и токсичность
2.1.	Введение ...................................................
2.2.	Нормы токсичности отработавших газов.........................
2.3.	Общие положения..............................................
2.4.	Степень сжатия, экономичность и токсичность..................
2.5.	Выбросы окиси углерода ......................................
2.6.	Выбросы окиси азота .........................................
2.7.	Выбросы углеводородов .......................................
2.8.	Нейтрализация отработавших газон двигателя .................
2.8.1.	Термические нейтрализаторы ..........................
2.8.2.	Каталитическая нейтрализация отработавших газов. . . .
2.9.	Сводка результатов по легковым автомобилям...................
2.10.	Токсичность и топливная экономичность грузовых автомобилей с бензиновыми двигателями ........................................
Список литературы.................................................
Г л а в а 3
Искровое зажигание: физика процесса и его влияние на работу двигателя внутреннего сгорания
3.1.	Введение ....................................................
3.2.	Основные свойства электрической искры........................
3.2.1.	Электрические характеристики.........................
3.2.2.	Типы разряда ........................................
3.2.3.	Эффективность передачи энергии.......................
3.2.4.	Воспламенение от плазмы разряда..................  .
3.2.5.	Тип разряда и распространение пламени................
12
21
23
, 32
34
42
45
47
48
49
62
65
74
83
83
85
100
104
108
112
113
113
117
126
128
133
5
3.3.	Описание процесса зажигания.................................... 144
3.3.1.	Воспламенение ........................................  144
3.3.2.	Распространение пламени...............................  147
3.3.3.	Основные закономерности процесса воспламенения и требования	к нему ........................................ 154
3.4.	Влияние параметров системы зажигания иа работу двигателя. . .	156
Обозначения......................................................... 163
Список литературы.................................................   164
Глава 4
Влияние регулирования клапанного механизма газораспределения на работу двигателя
4.1.	Введение ...................................................... 167
4.2.	Основные положения ............................................ 168
4.3.	Перспективные направления совершенствования клапанных механизмов двигателей ..................................................   173
4.4.	Основные принципы работы клапанного механизма газораспределения ............................................................... 175
4.4.1.	Общие положении................................ 175
4.4.2.	Выбор фаз клапанного	газораспределения................. 182
4.4.3.	Подъем клапанов и размеры клапанных головок..........	186
4.5.	Методы оптимизации работы	клапанного	механизма................ 187
4.5.1.	Общие положения...................................... 187
4.5.2.	Условия работы иа режиме холостого хода................ 189
4.5.3.	Работа при полностью открытой дроссельной заслонке. . .	193
4.5.4.	Краткая сводка результатов............................. 200
4.6.	Влияние оптимизации работы клапанного механизма газораспределения иа показатели автомобиля..................................... 201
4.6.1.	Режим холостого хода................................... 202
4.6.2.	Расход топлива на режиме холостого хода................ 204
Обозначения......................................................... 204
Список литературы................................................... 206
Глава 5
Распространение пламени и теплоотдача в двигателях с искровым зажиганием
5.1.	Введение .................................................... 207
5.2.	Фазы горения ...............................................  208
5.3.	Воспламенение и формирование пламени......................... 209
5.4.	Математические модели начального этапа	развития пламени. . .	215
5.5.	Распространение полностью развитого пламени.................. 219
5.6.	Модели турбулентного пламени . .............................. 225
5.7.	Теплоотдача.........................1........................ 233
Обозначения....................................................... 243
Список литературы................................................. 246
Глава 6
Влияние аномальных процессов сгорания на топливную экономичность
6.1. Введение и исторический комментарий............................. 251
6.1.1. Введение................................................ 251
6.1.2.	Особенности калильного зажигания и детоиациоииого сгорания и зависимость между	ними...................... 252
6.2.	Определение и способы измерения параметров аномальных процессов сгорания ...................................................... 258
6.2.1.	Определение терминов ................................ 258
6.2.2.	Выявление и намерение параметров процессов детонационного сгорания и преждевременного калильного зажигания 259
6
6.2.3.	Определение характеристик топлив.................. 261
6.2.4.	Характеристики двигателя и детонационное	сгорание.	.	.	264
6.3.	Теории детонационного сгорания............................ 268
6.3.1.	Зона последней части заряда....................... 269
'6.3.2. Теория детонации'................................ 270
6.3.3.	Теория самовоспламенения.......................... 271
6.3.4.	Экспериментальные исследования зоны последней части заряда и самовоспламенения в двигателе.................. 274
6.3.5.	Способы предотвращения детонационного	сгорания.	.	.	.	278
6.3.6.	Заключение............................'................ 281
6.4.	Работа	двигателя	от самовоспламенения.........................  282
6.5.	Преждевременное	и последующее	калильное зажигание............. 284
6.5.1.	Общие замечания.....................................   284
6.5.2.	Влияние характеристик эксплуатационных режимов двигателя ..................................................... 285
6.5.3.	Влияние состояния поверхности участков калильного зажигания ....................................................   286
6.5.4.	Склонность топлив к преждевременному калильному зажиганию ...................................................    288
6.5.5.	Практические методы снижения детонации в двигателях 290
6.6.	Общие выводы................................................... 305
Список литературы................................................... 307
Глава 7
Трение и смазка в автомобилях
7.1.	Введение . . . ................................................ 315
7.2.	Основы теории смазки и износа.................................. 316
7.3.	Трение в деталях автомобиля.................................... 324
7.4.	Трение в двигателях ................'.......................... 325
7.5.	Топливная экономичность ......................................  327
Список литературы................................................... 330
Глава 8
Сопротивление качению шин и топливная экономичность автомобиля
8.1.	Введение ..................................................... 331
8-2. Основы явления сопротивления	качению.......................... 332
8-3. Методы испытаний .............................................. 333
8.3.1.	Испытания с помощью динамометрической тележки. . . .	335
8.3.2.	Испытания иа топливную экономичность................... 335
8.3.3.	Испытания иа выбег при движении накатом................ 335
8.4.	Влияние конструктивных параметров	шины....................... 336
8.4.1.	Тип шины . . '......................................... 336
8.4.2.	Размер шины ........................................... 337
8.4.3.	Материал корда......................................... 339
8.4.4.	- Полимеры............................................. 340
8.5.	Влияние эксплуатационных факторов.............................. 341
8.6.	Современное состояние вопроса.................................. 345
8.7.	Перспективы ..................................................  346
Список литературы..................................................  347
Глава 9
Свойства листовых формовочных композитных материалов
9.1.	Введение....................................................... 348
9.2.	Материалы и	их обработка..................................... 349
9.3.	Свойства при	статических нагружениях.......................... 352
9.3.1.	Прочность	и	модуль при растяжении...................... 352
9.3.2.	Прочность	и	модуль при сжатия........................ 355
9.3.3.	Прочность	и	модуль при сдвиге ........................ 356
7
9.3.4.	Прочность и модуль при	изгибе.......................... 358
9.3.5.	Чувствительность к концентраторам напряжений........... 359
9.4.	Усталость ....................................................  360
9.5.	Ползучесть .................................................... 363
9.6.	Клеевые соединения внахлестку.................................. 366
9.6.1.	Поглощение влаги....................................... 366
9.6.2.	Прочность соединения внахлестку при сдвиге........... 367
9.6.3.	Усталость............................................ 368
9.6.4.	Ползучесть........................................... 368
9.7.	Демпфирование колебаний .....................................  369
9.8.	Динамический удар ............................................ 371
9.9.	Поглощение влаги ............................................  373
9.10.	Тепловое расширение ......................................... 375
9.11.	Заключительные замечания .................................... 375
Список литературы................................ч................. 376
Глава 10
Аэродинамика автомобилей
10.1.	Введение......................................................... 377
10.2.	Основные требования к форме автомобиля..........................  381
10.3.	Влияние сопротивления на топливную экономичность................. 383
10.3.1.	Расход топлива, обусловленный аэродинамическим сопротивлением ................................................... 384
10.3.2.	Усиление аэродинамического сопротивления при ветре 386
10.3.3.	Ездовые циклы ЕРА, соответствующие условиям движения в городе и по шоссе.......................................... 389
10.3.4.	Возможности повышения топливной экономичности в результате уменьшения аэродинамического сопротивления	390
10.4.	Механизмы образования аэродинамического сопротивления....	392
10.4.1.	Составляющие аэродинамического сопротивления ....	393
10.4.2.	Аэродинамическое сопротивление передней части кузова	394
10.4.3.	Аэродинамическое сопротивление задней части кузова . . .	399
10.4.4.	Вихревое сопротивление ................................. 411
10.4.5.	Влияние близости земли ................................. 413
10.4.6.	Турбулентность набегающего потока....................... 419
10.4.7.	Малые составляющие аэродинамического сопротивления	423
10.5.	Современные достижения в области создания конструкций малого сопротивления .....................................................   426
10.5.1.	Аэродинамическая «настройка> формы автомобиля. . . .	426
10.5.2.	Эмпирические правила создания конструкций малого сопротивления .................................................... 428
10.6.	Перспективы создания конструкций малого аэродинамического сопротивления ..................................'..................... 430
10.6.1.	Нижние пределы аэродинамического сопротивления. . .	430
10.6.2.	Применение ЭВМ для аэродинамических расчетов. . . .	431
10.6.3.	Стратегические направления достижения нижних пределов аэродинамического сопротивления ............................. 435
10.7.	Побочные аэродинамические	эффекты........................... 436
10.8.	Заключение.................................................... 437
Список литературы................................................... 439
Глава 11
Методы подбора силовой передачи и прогнозирования топливной экономичности
11.1.	Введение.......................................................   443
11.2.	Параметры, влияющие на топливную экономичность................... 444
11.2.1.	Рабочий объем и эффективность теплоиспользования двигателя ......................................................... 444
11.2.2.	Коробки передач .......................................  446
8
11.2.3.	Потери в карданной передаче.......................... 456
11.2.4.	Потери на работу вспомогательного оборудования. . . .	458
11.3.	Влияние характеристик автомобиля на топливную экономичность 459
11.4.	Расчеты на ЭВМ топливной экономичности и характеристик автомобиля ................................................................ 461
11.5.	Методика подбора силовой передачи............................. 467
11.5.1	Пример оптимизации силовой	передачи................. 467
11.5.2.	Ограничения на характеристики силовой передачи. . . .	468
11.5.3.	Результаты подбора характеристик силовой передачи. . .	469
Г л а в а 12
Электронное управление двигателем
12.1.	Введение...................................................... 471
12.1.1.	Требования к токсичности отработавших газов и показателям автомобиля .............................................. 472
12.1.2.	Обоснование целесообразности использования систем электронного управления двигателем............................... 473
12.1.3.	Теория управления.................................... 479
12.2.	Обзор	методов управления..................................... 480
12.3.	Концепция управления при использовании каталитических нейтрализаторов тройного действия....................................... 483
12.3.1.	Работа в режиме замкнутого	цикла.................... 486
J2.3.2. Система управления, работающего в режиме замкнутого цикла ....................................................... 488
12.3.3.	Модель системы, работающей в режиме замкнутого цикла 489
12.3.4.	Работа в режиме открытого цикла. . .................. 491
12.3.5.	Работа системы регулирования угла опережения зажигания в режиме замкнутого	цикла............................ 498
12.3.6.	Электронная система	управления	двигателем............ 499
12.3.7.	Другие функции систем управления	с	ЭВМ.............. 500
12.3.8.	Перспективы развития электронных систем управления силовой передачей.............................................. 501
Список литературы................................................... 502
ПРЕДИСЛОВИЕ
Нехватка бензина и повышение его стоимости явились причинами того', что в последние годы много внимания стало уделяться уменьшению расхода топлива автомобилями. В связи с этим возросло значение многих связанных с расходом топлива факторов, а именно: улучшения характеристик двигателя, уменьшения трения, применения легких материалов и уменьшения аэродинамического сопротивления автомобиля. Результаты исследований степени влияния различных указанных факторов на топливную экономичность рассеяны во многих научных журналах, докладах различных конференций и в отчетах ряда фирм и правительственных учреждений. При таком обилии научно-технической информации очень трудно постоянно быть в курсе всех новейших достижений. В этой книге собраны многочисленные относящиеся к рассматриваемому вопросу материалы, кратко освещены многие современные теории, описаны новые результаты и приведены достаточно полные списки литературы. Таким образом, можно надеяться, что предлагаемая книга явится полезным справочным пособием для специалистов и инженеров-практиков, интересующихся топливной экономичностью двигателей.
Д. К. Хиллиард, Дж. С. Спрингер
ПЕРЕЧЕНЬ НАЗВАНИЙ ИНОСТРАННЫХ ФИРМ, АВТОМОБИЛЕЙ, МАТЕРИАЛОВ И ИЗДЕЛИЙ, ПРИВЕДЕННЫХ В КНИГЕ
В РУССКОЙ ТРАНСКРИПЦИИ
Русское написание	Оригинальное написание
Арамнд	Aramid
Атлантик ресерч ассошейтс	Atlantic Research Associates
фВ Рэббит-Газолин	VW Rabbit-Gasoline
Гейтс Раббер	Gates Rubber Co.
Голденрод	Goldenrod
Гудрич	Goodrich
Гудьер	Goodyear
Данлоп	Dunlop
Дау кемикл	Dow Chemical
Джантауд	Jantaud
Джен ер ал моторе	General Motors
Джи-эм-Олдс-Катлэс Дизель	С. M. Olds-Cutlass Diesel
Джи-эм-Чевет	G. M.-Chevette
Джи-эм-Шевроле Каприс	G. M.-Chevrolet Caprice
Джи-эм-Шёвроле Малибу	G. M.-Chevrolet Malibu
Диракейи	Derakane
Додж	Dodge
Дрессрейтер	Dresserator
Дацун	Datsun
Интеграл текнолоджиз	Integral Technologies Inc.
Камелвайт	Camelwite
Комет	Comet
Конкорд	Concorde
Крайслер	Chrysler
Локхид	Lockheed
Маглайт	Maglite
МАИ	MAN
Man и ко	Mapico
Маркер	Marker
Морзе	Morse
НАСА	NASA
Нейпир Даггер	Napier Dagger
-Оуэнс каминг фиберглас	Owens Coming Fiberglas
Пиииифарина	Pininfarina
Порше	Porsche
Снам-Прогетти	Snam-Progetty
Сфинкс	Sphinx
Тексако	Texaco
Тоёта-Селика	Toyota-Celica
Тоёта-Терсел	Toyota-Tercel
Фольксваген	Volkswagen
Форд	Ford
Форд- Л 1Д	Ford-LTD
Форд мотор	Ford Motor
Форд-Фермон	Ford-Fairmont
Хонда-Аккорд	Honda-Accord
Хонда-Сив их	Honda-Civic
Цеппелин	Zeppelin
Шевроле	Chevrolet
Шевроле сайтейши	Chevrolet Citation
Шелл	Shell
Этил	Ethyl
PPG Индастриз	PPG Industries
И
Глава 1
ТОПЛИВНАЯ ЭКОНОМИЧНОСТЬ
АВТОМОБИЛЕЙ
Дэвид Коул, Отдел автомобильного транспорта, Институт исследования транспорта при университете г. Эн Арбор, шт. Мичиган, США
1.1.	ВВЕДЕНИЕ И ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ
В настоящее время — время энергетических ограничений, приходится обращать пристальное внимание на всех основных потребителей энергии. Это касается не только США, но и других стран. Причем внимания заслуживают все Каналы расхода энергии, будь то производство товаров и оборудования, обогрев и охлаждение жилищ или транспорт. Одним из основных потребителей энергии является автомобильный транспорт, объемы производства которого с каждым годом возрастают. Вследствие этого работы по повышению экономичности автомобилей имеют большое значение. Можно с уверенностью сказать, что затраты на производство энергии, связанные с потреблением бензина, будут и дальше возрастать, а нехватка бензина сохранится, поскольку основные источники его получения находятся в относительно неустойчивых районах мира. Ежедневно в средствах массовой информации появляются сообщения о политических осложнениях На ближнем Востоке и в развивающихся странах, входящих в число экспортеров нефти. Все более широкое использование бензина, дизельного топлива и метанола, получаемых из каменного угля или нефтеносных сланцев, не сможет в ближайшие 10— 20 лет заметно повлиять на структуру потребления топлива. Именно в этот переходный период западный мир будет наиболее чувствителен к различным непорядкам в районах нефтедобычи.
В США индивидуальный автомобиль по-прежнему будет оставаться основным видом личного транспорта. Это же справедливо для Канады, многих стран Западной Европы и, вообще, для большинства развитых стран. В течение нескольких последних лет нам пришлось признать этот факт, и даже самые рьяные поборники общественного транспорта и коллективных перевозок осознали, что в транспортной системе нашего государства эти виды перевозок могут расширяться лишь незначительно. Можно ожидать некоторого увеличения использования автобусов, рельсового транспорта и, возможно, некоторых других видов общественного транспорта, но создание легковых и грузовых автомо-12
1 1 Распределение расходов энергии и топлива нефтяного происхождения в США
Расход всех видов энергии (1979 г.), %	Расход топлива нефтяного происхождения (1979 г.), %
Промышленность	28 Электрические установки	22 Коммунальное хозяйство, тор- 25 говля Транспорт	25 100	Промышленность	18,7 Электрические установки	9,3 Коммунальное хозяйство, тор- 17,2 говля Транспорт *	53,3 Другие расходы	1,5 100
* Около 50 % топлива на транспорте используется в легковых автомобилях.
билей с высокими показателями топливной экономичности, в свою очередь, может послужить причиной существенного снижения заинтересованности в развитии указанных видов общественного транспорта. Кроме того, свобода, предоставляемая личным автомобилем, будет, по-видимому, продолжать оставаться важным элементом жизни нашего общества. Часто эта свобода считается чем-то само собой разумеющимся, и осознается ее значение лишь в случае угрозы ее лишения.
Доля личного транспорта в полном расходе энергии очень велика. Причем эта доля гораздо больше, если иметь в виду лишь расход нефти. В табл. 1.1 приведены данные о распределении энергии и нефти между основными потребителями в США. В настоящее время в США ежедневно расходуется примерно 17 млн. баррелей нефти (1 баррель = 159 л), из которых около 6 млн. ежедневно импортируются.
На рис. 1.1 * по результатам прогнозов доктора Уильяма Агню из исследовательских лабораторий фирмы «Дженерал моторе»
* В целях охраны авторского права рисунки по всей книге представлены в виде, тождественном оригиналу. По этой причине на графиках оставлены авторские единицы измерения (л. с., фут, фунт и т. д.). Соотношения между такими единицами и единицами измерений в системе СИ следует смотреть в тексте книги. — Прим, редакции.
Рис. 1.1. Оценки расхода топлива в США легковыми автомобилями и грузовыми автомобилями малой грузоподъемности (1 галлон = 3,78 л, 1 баррель = 159 л):
Г — суммарный расход; 2 — легковые автомобили; 3 — грузовые автомобили
13
(General Motors Research Laboratories) графически изображены закономерности изменения с течением времени расхода топлива легковыми автомобилями и грузовыми автомобилями малой грузоподъемности за период 1975—1990 гг. Даже при прогнозируемом увеличении количества транспортных единиц расход топлива легковыми автомобилями уменьшится из-за предстоящего сокращения пробега каждым автомобилем и, что особенно важно, из-за ожидаемого именно в это время значительного повышения топливной экономичности автомобилей индивидуального пользования. Расход топлива грузовыми автомобилями малой грузоподъемности несколько увеличится из-за предстоящего роста их пробега. Еще один прогноз тенденций изменения топливной экономичности содержится в исследовании, проведенном методом экспертных оценок университетом шт. Мичиган (University of Michigan) [2]. Технические специалисты предсказывали, что средняя величина показателя топливной экономичности производимых в США автомобилей в 1985 г. составит 31 миля/галлон (13,3 км/л)*, а к 1990 г. она изменится до 35 миля/галлон (15,1 км/л).
Вопреки сетованиям дилетантов-историков транспорт в «доброе старое время» не изобиловал автомобилями с прекрасными показателями топливной экономичности, и утверждение, что «автомобили сейчас не те, что раньше», является лишь мифом. Современные автомобили значительно лучше своих предшественников, особенно если учесть всю совокупность факторов, имеющих значение для потребителя. К ним относятся безопасность, эксплуатационные качества, управление и уход, уровень шума в салоне, комфортабельность, меньшая токсичность выпускных газов и, конечно, топливная экономичность. Фактически по каждому показателю, за исключением цены, современные автомобили намного превосходят автомобили прошлых лет. В связи с необоснованными заявлениями относительно хорошей топливной экономичности автомобилей прошлого недавно были проведены испытания автомобиля «Форд» модели А 1930 г. Результаты сравнения показателей этого автомобиля с аналогичными показателями автомобиля «Крайслер-К» 1981 г. приведены в табл. 1.2. Значительная разница показателей этих автомобилей очевидна. Если еще учесть повышенную комфортабельность современного автомобиля, гораздо больший срок его службы и простоту технического обслуживания, то превосходство современного автомобиля не подлежит сомнению.
Вследствие отсутствия в течение многих лет ограничений на использование материальных и энергетических ресурсов в США лишь недавно стали обращать серьезное внимание на топливную экономичность. До начала 1970-х гг. наша страна была независимой в энергетическом отношении, нехватки нефти не ощущалось.
* Фактическая величина. — Прим. ред. пер. 14
1.2. Сравнение токсичности выбросов и топливной вконо'мичности автомобилей «Форд» модели А 1930 г. и «Додж Овен» 1981 г.
(автомобиль К) *
	«Форд» 1930 г. модель А	«Додж Овей» 1981 г.
Топливная экономичность — городской цикл ЕРА Выбросы токсичных веществ: углеводороды окись углерода О кислы азота	14,1 миля/галлон 5,6 г/миля 83,6 1,54	25,0 мнля/галлон <0,4 г/миля <7,0 <1,0
* Оба автомобиля оснащены коробкой передач с ручным переключением. (1 миля/галлон = 0,43 км/л; 1 г/миля = 0,62 г/км; ЕРА — Environmental Protection Agency — Агентство по охране окружающей среды).
В свете отмеченного ясно, что автомобильной промышленностью США за довольно короткое время достигнуты значительные успехи в повышении топливной экономичности. Фирма «Дженерал моторе», например, повысила средний показатель топливной экономичности своих автолюбителей с 12 миль/галлон (5,16 км/л) в 1974 г. до более чем 22 миль/галлон (9,46 км/л) в 1981 г..
Недавнее повышение топливной экономичности автомобилей было связано со многими факторами, эти факторы сохранят свое значение и для дальнейшего улучшения топливной экономичности в последующие годы. К указанным факторам относятся уменьшение размеров автомобиля, улучшение качества шин, уменьшение аэродинамического сопротивления, применение новых легких материалов, улучшение конструкции автомобиля, значительное усовершенствование двигателей и трансмиссий. Хотя к настоящему времени уже достигнут определенный прогресс, еще многое предстоит сделать, о чем свидетельствует определенная популярность малолитражных американских и импортных автомобилей.
Многие считают, что вопрос о топливной экономичности впервые был поднят странами, откуда мы импортируем автомобили, и очевидно, что эти страны занимают лидирующее положение в автомобильной промышленности. Действительно, в большинстве районов мира топливной экономичности все время приходилось Уделять серьезное внимание, поскольку топливо нефтяного происхождения приходилось импортировать по довольно высоким ценам. Кроме того, политика зарубежных правительств часто приводила к высоким налогам на топливо. Большинство автомобилей иностранного производства действительно обладают прекрасной топливной экономичностью. Однако для сравнительной оценки эффективности выпускаемых в США и в других странах автомобилей их экономичность следует определять с учетом полной вместимости (пассажиров и груза). Средний новый японский
15
и европейский автомобили значительно лучше среднего нового американского автомобиля, хотя показатели последнего за несколько последних лет значительно улучшились в результате уменьшения размеров и усовершенствования конструкции. Основными причинами превосходства иностранных автомобилей являются их меньший размер, меньшая масса и наличие таких конструктивных особенностей, как пятиступенчатая коробка передач с ручным переключением.
Критерий, который позволил бы сравнить уровень технических достижений в этой области зарубежных стран и США, должен учитывать ключевые параметры. Одним из таких параметров является полный внутренний объем. Нами отобраны данные ЕРА (США) (Environmental Protection Agency — Агентство по охране окружающей среды) о пассажировместимости, полном внутреннем объеме и топливной экономичности в городских условиях [31. Сравнивать следует автомобили с однотипными двигателями и одинаковыми трансмиссиями. Желательно было бы выработать единую стандартную характеристику и проводить сравнение при ее одинаковых значениях, однако с имеющимися данными это сделать очень трудно. При проведении расчетов топливная экономичность оценивалась в галлонах на милю (1 галлон/миля = = 2,35 л/км), а не в милях на галлон. В качестве показателя выбрана величина, измеряемая в галлонах на милю и на кубический фут (1 галлон/миля-фут3 = 87,4 л/кмм3) полного внутреннего объема. Результаты расчетов для ряда типичных легковых автомобилей приведены в табл. 1.3. Выявилось, что меньший по величине показатель соответствует автомобилю с лучшей характеристикой.
Отметий, что лучший показатель 3,7 в предпоследней графе принадлежит относительно большому автомобилю-фургону с задней дверью «Джи-эм-Х» и малогабаритному двухдверному автомобилю «Тоёта-Терсел». Автомобиль «Крайслер К» имеет показатель 3,8, почти такой же, как и «Терсел» — 3,7, и лучше, чём у других семи японских автомобилей, данные о которых приведены в таблице. Автомобиль «Форд-Фермон» с показателем 4,0 не уступает японским автомобилям, за исключением автомобиля «Терсел», или превосходит их. Даже автомобиль «Шевроле Каприс», являющийся по классификации ЕРА крупногабаритным автомобилем, имеет показатель лучший, чем у большинства японских автомобилей.
В последней графе табл. 1.3 приведены данные о расходе топлива в галлонах на милю в расчете на одного пассажира. Видно, что и этот показатель у легковых автомобилей США достаточно хороший.
Введение показателей, учитывающих топливную экономичность и вместимость, не является попыткой принизить значение топливной экономичности самой по себе. Это сделано с целью большей наглядности сравнения и чтобы показать, что автомобильная промышленность США не уступает мировому уровню.
16
1.3.	Сравнение расхода топлива легковыми автомобилями США, Японии и Европы *
Модель автомобиля	Пассажировместимость	Внутренний объем по Данным ЕРА, фут3	Топливная экономичность на городском цикле ЕРА, мнля/гал-лон	Приведенные показатели топливной экономичности	
				галлон/мнля фут3-10“4	галлон/миля число пассажиров- 10“3
«Джи-эм-Чевет» (автомобиль-фургои с задней дверью)	4	89	26	4,3	9,6
«Джи-эм-X» (автомобиль-фургои с задней дверью) «Джи-эм-Шевррле Малибу» (с четырьмя дверьми)	. 5	115	23	3,7	8,6
	6	119	19	4,4	8,7
«Джи-эм-Шевроле Каприс» (с четырьмя дверьми)	6	131	19	4,0	8,7
«Форд-Фермои» (с четырьмя дверьми)	6	113	22	4,0	7,6
«Форд-ЛТД» (с четырьмя дверьми)	6	133	16	4,6	10,4
«Крайслер-К»	5/6	ПО	24 •	3,8	6,9
«Джи-эм-Олдс-Катлэс-Дизель»	6	118	23	3,7	7,2
«ФВ Рэббит-Газолин»	4	91	25	4,3	10,0
«Нонда-Сивик» (автомобиль-фургон с задней дверью)	4	82	29	4,2	8,6
«Нонда-Аккорд» (с четырьмя дверьми)	4	91	24	4,5	10,4
«Дацуи-210» (автомобиль-фургон с задней дверью) «Дацун-510» (автомобиль-фургои с задней дверью)	4	85	29	4,0	8,6
	4	87	27	4,2	9,3
«Тоёта-Селика» (автомобиль-фургои с задней дверью)	4'	89	25	4,5	10,0
«Тоёта-Терсел» (автомобиль-фургои с задней дверью)	4	93	29	3,7	8,6
* С автоматической трансмиссией и наименьшим двигателем (1 фут3 = = 0,027 м3; 1 миля/галлои = 0,43 км/л; 1 галлои/миля-фут3 = 87,4 л/км-м3 1 галлон/миля = 2,35 л/км).
При оценке перспектив развития автомобильной промышленности и совершенствования автомобилей следует иметь в виду чувствительность рынка к цене на топливо. По мере повышения топливной экономичности автомобилей экономия при каждом очередном ее повышении будет уменьшаться. Это обстоятельство проиллюстрировано на рис. 1.2, где показана годовая стоимость топлива в зависимости от показателя экономичности, выраженного в милях на галлон (1 миля/галлон — 0,43 км/л), при предположении, что средний годовой пробег автомобиля равен 10 тыс. миль («16 тыс. км), а один галлон (3,78 л) топлива стоит 1,50 доллара. Годовая стоимость топлива для автомобиля с показателем эко-
17
Рис. 1.2. Зависимость стоимости годового расхода топлива в долларах от топливной экономичности р в мнля/гал-лон (1 миля/галлон = 0,43 км/л)
номичности 10 миля/галлон (4,3 км/л) составляет 1500 долларов. При повышении показателя до 20 миля/галлон (8,6 км/л) годовая стоимость топлива составит 750 долларов. При дальнейшем увеличении этого показателя абсолютное изменение годовой стоимости топлива уменьшается. Можно предвидеть, что в будущем, ког-
да все, даже крупногабаритные, автомобили будут достаточно экономичными, значение этого показателя для потребителя утра-
тится. Указанная тенденция сохранится и при более высоких
ценах на топливо, хотя абсолютное значение разницы стоимости
топлива для автомобилей с различными значениями показателя
экономичности пропорционально увеличится.
Целесообразно сказать несколько слов об использовании понятий расход топлива и топливная экономичность. Часто эти понятия употребляются взаимозаменяемо, хотя фактически они противоположны друг другу. Высокая топливная экономичность соответствует низкому расходу топлива, и наоборот. Как правило, топливная экономичность оценивается в милях на галлон или в литрах на километр. В технической литературе понятие расхода топлива используется чащё понятия топливной экономичности. Признаком лучшего качества является меньшее число галлонов на милю или литров на километр. Использование понятия расхода топлива особенно важно при определении осредненных характеристик автомобилей. Например, если мы рассматриваем автомобили с показателями топливной экономичности 10 миля/галлон (4,3 км/л) и 20 миля/галлон (8,6 км/л), то средним показателем топливной экономичности, казалось бы, должна быть величина 15 миля/галлон (6,45 км/л). Однако это не так. При правильном осреднении расхода топлива 0,1 галлон/миля (0,23 км) (для автомобиля с показателем экономичности 10 миля/галлон (4,3 км/л)) и 0,05 галлон/миля (0,118 л/км) (для автомобиля с показателем экономичности 20 миля/галлон (8,6 км/л)) получаем расход 0,15 галлона (0,354 л) на 2 мили (3,2 км) пробега или 0,075 галлон/миля (0,177 л/км), чему соответствует показатель экономичности 13,3 миля/галлон (5,72 км/л). В дальнейшем в книге будет использоваться и понятие расхода топлива и понятие топливной экономичности, так что читатель должен помнить об их различии.
Совершенно очевидно, что размеры и масса являются исключительно важными характеристиками современных автомобилей,
18
от которых зависит их топливная экономичность. Меньшие по размеру и более легкие автомобили обычно экономичнее своих более крупных и тяжелых аналогов. К сожалению, уменьшение размеров автомобилей является весьма ограниченным средством повышения их топливной экономичности. Нет сомнений, что это — интересная задача, однако ее решение не по силам рядовому инженеру. Другой аспект этой проблемы связан с тем, что малые автомобили не обладают такой ударопрочностью, как большие. Последние данные'свидетельствуют о существенной зависимости исхода аварии от размеров автомобиля. Малолитражные автомобили чаще и тяжелей повреждаются при столкновениях с большими автомобилями и даже при столкновениях друг с другом. Поэтому пристального внимания заслуживают также и другие характеристики автомобиля, от которых зависит его топливная экономичность.
В любой области, будь то совершенствование двигателя, трансмиссии или шин, по мере достижения предельных характеристик, соответствующих уровню современной технологии, скорость прогресса замедляется. Например, на раннем этапе разработки двигателей показатели их мощности и топливной экономичности довольно быстро улучшались. Однако после стабилизации конструкторских решений темпы дальнейшего улучшения показателей существенно замедлились, поскольку их значения приблизились к предельным. При существенном изменении в технологии, которая приведет к изменению достижимого предела, процесс повторится. По большинству параметров, от которых зависит топливная экономичность, мы в настоящее время уже. приближаемся к предельным значениям.
В большинстве случаев теоретически достижимые предельные значения определить трудно. Это, например, справедливо для потерь иа аэродинамическое сопротивление. С другой стороны, законы термодинамики позволяют достаточно точно определить предельное значение термического КПД двигателя при заданных эксплуатационных параметрах: степени сжатия и величины отношения количества тбплива к количеству воздуха в топливной смеси.
Прежде чем перейти к рассмотрению различных факторов, влияющих на топливную экономичность, целесообразно проанализировать все силы сопротивления движению автомобиля. На рис. 1.3 в виде диаграммы показаны различные действующие в направлении продольной оси силы сопротивления, которые должны быть преодолены силовой установкой автомобиля. Ясно, что любое уменьшение по величине всей совокупности этих сил или какой-либо ее части даст возможность уменьшить мощность двигателя, что приведет к уменьшению расхода топлива. По этой причине основная часть последующего материала раздела, относящегося к проблеме повышения топливной экономичности, будет посвящена анализу различных сил сопротивления движению
19
Рис. 1.3. Диаграмма сил, действующих на автомобиль в направлении продольной осн
автомобиля. Зависимость этих сил от скорости автомобиля качественно изображена на рис. 1.4. Кривая А характеризует силу сопротивления качению колес, которая возникает в местах контакта шины с дорогой. Величина этой силы практически не зависит от скорости. Кривая В характеризует аэродинамическое сопротивление, величина которого пропорциональна квадрату скорости. Кривая С характеризует силу сопротивления дорожного покрытия движению автомобиля, т. е. силу сопротивления при движении с постоянной скоростью по горизонтальной дороге. На диаграмме показана также сила сопротивления движению на подъеме, которая равна весу, умноженному на синус угла подъема. Сила сопротивления дорожного покрытия для заданного угла подъема определяется простым суммированием силы сопро-
Рнс. 1.4. Зависимость сил сопротивления качению (Л), аэродинамического сопротивления (S), сопротивления дорожного покрытия (С) и силы тяги для автомобиля с двигателем внутреннего сгорания и стандартной трехступенчатой коробкой передач от скорости автомобиля
20
тивления движению на подъеме и силы сопротивления дорожного покрытия на горизонтальной дороге. Соответствующие кривые для трех значений угла подъема'изображены на рисунке. Отметим, что уклон проезжей части дороги обычно характеризуется в процентах, т. е. значением, равным тангенсу угла наклона. Для малых углов, свойственных сети автомобильных дорог с покрытием, значения синуса и тангенса примерно равны. На рисунке также схематично изображена сила тяги, создаваемая на задних ведущих колесах автомобиля, на котором установлен двигатель внутреннего сгорания с трехступенчатой стандартной коробкой передач. При переключении на более высокую передачу передаточное число уменьшается, т. е. уменьшается крутящий момент на выходном валу коробки передач, а значит, и сила тяги на ведущем колесе. Разница между создаваемой силой тяги и сопротивлением дорожного покрытия при заданном угле подъема дороги представляет собой силу, которую можно использовать для ускорения или буксировки прицепа. Предельно достижимая характеристика топливной экономичности автомобиля с двигателем внутреннего сгорания определяется некоторым сочетанием сил сопротивления автомобилю и характеристик двигателя с трансмиссией. В любой момент эксплуатации автомобиля передаваемая трансмиссией сила тяги должна соответствовать полной силе сопротивления.
1.2.	ФАКТОРЫ, ВЛИЯЮЩИЕ НА ТОПЛИВНУЮ экономичность
Основные факторы, влияющие на расход топлива, можно объединить в следующие группы.
1.	Характеристики двигателя.
2.	Характеристики трансмиссии.
3.	Масса.
4.	Аэродинамика.
5.	Сопротивление качению.
6.	Ездовой цикл.
7.	Мастерство вождения.
Максимально возможное значение показателя топливной экономичности закрытого четырехместного легкового автомобиля с дизельным двигателем с наддувом и неразделенной камерой сгорания находится, по-видимому, в пределах 100 миля/галлон (43 км/л) для комбинированного ездового никла (в городских и пригородных условиях) ЕРА. По крайней мере одной из фирм — производителей автомобилей достигнут этот показатель на очень сложном автомобиле, при создании которого были использованы новейшие достижения. Однако реализация такого уровня технологии в массовом производстве пока коммерчески нецелесообразна. Показатель 200 миля/галлон (86 км/л) для автомобиля
21
такого типа при указанном ездовом цикле, конечно, не достижим из-за ограничений, обусловленных законами термодинамики.
При анализе любых данных о топливной экономичности следует помнить о ее зависимости от ездового испытательного цикла. Без знания этого цикла сравнение числовых показателей в ми-лях/галлон (км/л) лишено смысла. Характеристики цикла должны быть полностью определены. В настоящее время от производителей автомобилей требуется проведение испытаний на топливную экономичность по ездовому испытательному циклу ЕРА в городе, который будет описан в этой главе ниже. Показатель топливной экономичности, определенный по результатам этих испытаний, является показателем, публикуемым различными фирмами — производителями автомобилей. ЕРА также разработан ездовой испытательный цикл движения за городом, значительная часть которого имитирует движение по магистралям без частых остановок и троганий, свойственных городскому испытательному циклу. Для сопоставления с общими осредненными требованиями по топливной экономичности (L), установленными федеральным правительством, топливная экономичность определяется по ее значениям (км/с) для циклов движения в городских условиях (<?г) и по шоссе (<?ш) с помощью следующей формулы:
~ 0,55 . 0,45 *
<h Яш
Для того чтобы оценить перспективы повышения топливной экономичности, на время нарушим указанное выше требование точного определения испытательного цикла и рассмотрим качественные показатели экономичности некоторых транспортных средств. Недавно было сообщено о мотоцикле с четырехтактным двигателем малого рабочего объема, показатель топливной экономичности которого достигает очень высокого значения 125 миля/галлон (53 км/л) (характеристики цикла точно не известны). Если учесть малую мощность двигателя этого мотоцикла и отсутствие комфорта, присущего закрытым автомобилям, то станет ясно, что показатели топливной экономичности современных легковых автомобилей довольно высоки. В качестве примера, характеризующего диапазон возможных значений показателей топливной экономичности транспортных средств, можно привести тяжелый, предназначенный для движения с прицепами по автострадам тягач, снабженный дизельным двигателем с неразделенной камерой сгорания, топливная экономичность которого при движении по автостраде составляет 6 миля/галлон (2,6 км/л). С другой стороны, существуют очень сложные машины, специально предназначенные для прохождения больших расстояний. Топливная экономичность некоторых специальных автомобилей с дизельными и карбюраторными двигателями превышает 3 тыс. миля/галлон (1280 км/л). Однако этот показатель дости-22
1 4. Роль различных факторов в улучшении топливной экономичности в 1985 и 1990 гг.
Фактор	Относительная доля улучшения топливной экономичности, %	
	1985 г.	1990 г.
Уменьшение размеров	35	30
Использование легких материалов	15	20
Повышение эффективности двигателя	15	15
Аэродинамика	10	10
Повышение эффективности силовой передачи, включая усовершенствование коробки передач	10	10
Уменьшение сопротивления качению шии	5	5
Другие факторы	10	10
	100	100
гается при движении в условиях, довольно далеких от реальных.
Оценка возможных достижений в повышении топливной экономичности автомобилей будущего сопряжена со многими неопределенностями из-за трудностей прогнозирования требований потребителя к топливной экономичности, размерам автомобиля, технических достижений и тенденций изменения государственных требований.
В упоминавшемся ранее анализе экспертных оценок, выполненном в университете штата Мичиган (США), приведены данные об относительной роли различных факторов для ожидаемого в будущем повышения топливной экономичности. Эти результаты даны в табл. 1.4. В этой таблице содержатся результаты оценок важности различных факторов в повышении топливной экономичности к 1985 г. по сравнению с 1980 г. и к 1990 г. по сравнению с 1985 г.
В следующих разделах будут как кратко, так и более подробно рассмотрены отдельные факторы, влияющие на топливную экономичность.
1.2.1. ДВИГАТЕЛЬ
При рассмотрении топливной экономичности, как правило, сосредоточивают внимание на двигателе автомобиля. Вообще говоря, это не совсем правильно, хотя двигатель является и очень важной частью автомобиля и будет оставаться таковой в будущем. Топливная энергия в химической форме подается в двигатель, где происходит процесс ее преобразования (горение), а в итоге на ведущий вал передается крутящий момент. Отдельные фазы; составляющие существо происходящих при этом процессов, до
23
статочно хорошо известны и понятны, однако полное и точное описание химических и физических процессов чрезвычайно сложно. Топливо и воздух (для дизельного двигателя только воздух) поступают в цилиндры двигателя и сжимаются в нем при движении поршня. Заряд топлива воспламеняется либо с помощью искры от свечи зажигания, либо путем самовоспламенения, как в дизельном двигателе при впрыске топлива. Во время сгорания химическая энергия топливовоздушной смеси превращается во внутреннюю энергию, т. е. энергию молекулярного движения. В результате резко возрастает давление, появляется сила, действующая на поршень в поршневом двигателе внутреннего сгорания, и кривошипно-шатунным механизмом,совершается полезная работа. В соответствии с рабочим тактом открывается выпускной клапан, продукты сгорания удаляются из камеры, затем открывается впускной клапан, подается новая порция топлива с воздухом, и цикл повторяется.
В настоящее время невозможно изолированно рассматривать мощность двигателя и его экономичность. С экономичностью двигателя тесно связан состав отработавших газов. Необходимость анализа отработавших газов существенно усложняет всю проблему, но этому вопросу в последние двадцать лет уделяется значительное внимание. Вообще говоря, выполнение существующих требований по токсичности отработавших газов в ряде случаев достигается ценой некоторого снижения топливной экономичности, однако мнения различных специалистов относительно величины этого снижения и о количественных соотношениях между токсичностью отработавших газов и топливной экономичностью существенно отличаются друг от друга. В табл. 1.5 приведены данные об изменении с течением времени государственных стандартов по токсичности отработавших газов и калифорнийских стандартов, которые часто отличаются от действующих в остальных штатах. Испытания по подтверждению выполнения этих
1.5. Требования по токсичности выбросов автомобилей США малой грузоподъемности
Выбросы, г/миля	Год выпуска модели			
	1977 — 1979 *»		1980	1981 — 1985
Углеводороды	1,5	0,41	0,41	0,41
Окись углерода	15,0	9,0	7,0 3*	3,4
Окислы азота	2,0	1,5	2,0 3*	1,0а*
г* Для 49 штатов и Калифорнии.
’* Возможно ослабление требований для некоторых двигателей, включая дизели, до 1,5 г/миля = 0,93 г/км.
3* В Калифорнии установлены несколько отличные требования (г/миля = = 0,62 г/км).
24
стандартов проводятся на динамометрическом стенде по специальному ездовому циклу для городских условий, который будет описан ниже. Более подробные сведения об испытаниях, проводимых с целью определения состава отработавших газов, можно найти в материалах ЕРА. Данные по топливной экономичности ЕРА, по крайней мере в некоторой своей части, получены по результатам анализа выпускных газов при этих испытаниях. Топливная экономичность при этом оценивается не результатами прямых замеров расхода топлива, а результатами замеров количества углерода в отработавших газах. Такой подход в течение ряда лет вызывал возражения, однако в настоящее время указанный косвенный метод позволяет расчетным путем получать практически такие же результаты, как и при непосредственных измерениях топливной экономичности.
Для лучшего понимания и оценки возможной эффективности работы двигателя необходимо обратиться к термодинамике — науке о преобразовании энергии. При анализе работы двигателя обычно используют первый и второй законы термодинамики. Нет ни одной машины и ни одного устройства, при работе которых нарушался бы какой-либо из этих законов. Все двигатели работают по термодинамическому циклу, в состав которого входят сжатие, подвод тепла, расширение и отвод тепла. Эти же этапы обычно рассматриваются при описании принципа работы простейшего двигателя. Из второго закона термодинамики следует, что невозможно построить машину, работающую по циклу, которая лишь извлекала бы теплоту из некоторого резервуара и полностью превращала бы эту теплоту в работу. В результате превращения энергии производимая двигателем работа всегда будет меньше химической энергии подаваемого в него топлива. Важно понимать разницу между потерями энергии или теплоты и затратами теплоты, которая должна быть отведена в течение цикла в соответствии со вторым законом термодинамики. Обычно принято считать потерями всю теплоту, отводящуюся от двигателя в атмосферу. Однако совершенно ясно, что некоторое количество подводимой к двигателю теплоты обязательно должно быть отведено в более холодную область. Отвод этого количества теплоты так же необходим для производства работы, как и начальный подвод теплоты. Коэффициент полезного действия двигателей, работающих на смеси углеводородного топлива с воздухом, даже в идеальном случае будет значительно меньше 100 %. Тепло-использование в двигателе зависит не только от характера рабочего цикла, но также от состава топливной смеси и от степени сжатия.
О том, как распределяется теплота, поступающая в двигатель с топливом, можно судить по результатам рассмотрения теплового баланса. Представим себе двигатель заключенным в некоторый ограниченный объем, как это изображено на рис. 1.5, и рассмотрим различные потоки теплоты через границы этого объема.
25
Рис. 1.5. Потоки энергии к двигателю и от него
Цифрами 1, 2 и 3 обозначены потоки подводимой к системе теплоты, а потоки отводимой теплоты обозначены цифрами 4—8. Очень хорошее описание теплового баланса содержится в работах [4] и [5]. Цифрами 1 и 2 обозначена теплота, содержащаяся в поступающих в двигатель топливе и воздухе, а цифрами 3 и 4 — теплота охлаждающей жидкости при соответствующих температурах, подводимая к двигателю и отводимая от него. Цифрами 5 и 6 показан отвод тепла в окружающую среду излучением и конвекцией. Полезная работа, совершаемая в рассматриваемом ограниченном объеме, помечена цифрой 7. Наконец, цифрой 8 обозначена совокупная теплота продуктов сгорания, т. е. выпускных газов. Результаты анализа энергетического баланса двигателя «Шевроле» образца 1975 г. с рабочим объемом 5,7 л и степенью сжатия 8,2 приведены в табл. 1.6. Эти данные получены при скорости вращения вала 1800 мин-1 и скорости движения 50 миля/ч (80 км/ч) автомобиля массой 4780 фунтов (3160 кг). Кроме того, эти данные соответствуют оптимальному углу опережейия зажигания, отношению количества топлива к количеству воздуха в горючей смеси, равному 0,06, и отсутствию системы рециркуляции отработавших газов. При других условиях работы этого двигателя, а также для других двигателей возможны некоторые отличия, однако качественно тепловой баланс для большинства двигателей
1.6. Тепловой баланс V-об разного восьмицилиндрового двигателя чЩевроле» 1975 г. объемом 350 дюйм3 (5,7 л)
Вид энергии	Доля энергии топлива (1 л. с. = 736 Вт)
Мощность на валу Охлаждающая жидкость Выхлопные газы Теплота, отводимая конвекцией и излучением Полная теплота сгорания топлива	0,20 (19,9 л. с.) 0,48 0,29 0,3 1,00
26
1.7. Виды энергетических потерь в двигателе
Полезная мощность на валу
Отвод тепла в соответствии со вторым законом термодинамики Дополнительные потери, которых можно избежать
Потери теплоты в цикле
Насосные потери
Потери иа механическое трение
с искровым зажиганием в различных условиях работы будет, по-видимому, таким же.
Для целей анализа потери теплоты удобно классифицировать по видам, указанным в табл. 1.7. Идеальный двигатель со степенью сжатия и составом горючей смеси такими же, как у двигателя Шевроле, может иметь термический коэффициент полезного действия, равный 0,44, т. е. 0,56 теплоты должны отводиться. Эффективный коэффициент полезного действия реального двигателя достигает лишь половины этого значения, доля отводимой теплоты у него составляет 0,8. Таким образом, в рассматриваемом примере в соответствии со вторым законом термодинамики у идеального двигателя должно отводиться 0,56 теплоты, подводящейся с топливом. Такой отвод теплоты необходим. Законы термодинамики позволяют увеличить эффективный коэффициент полезного действия рассматриваемого двигателя с определенной экспериментально величины 0,2 до теоретически возможной величины 0,44 при одновременном уменьшении доли отводимой теплоты с 0,8 до идеального уровня 0,56. Потери, связанные с отличием реального цикла от идеального и классифицируются как допол можно избежать, и составляют разницу величиной 0,24 между требуемым теплоотводом в идеальном двигателе и приведенными в табл. 1.6 результатами измерения потерь теплоты в реальном двигателе.
Далее рассматриваются дополнительные потери теплоты, которых можно избежать. К ним относятся потери теплоты в цикле, по-
Рнс. 1.6. Упрощенное изображение диаграммы зависимосги давления Р от объема V для бензинового двигателя, иллюстрирующее различные
потери цикла <	V
27
тери теплоты, эквивалентные насосным и механическим потерям.
Потери теплоты в цикле можно подразделить на (1) — потери, связанные с его продолжительностью, (2) — потери теплоты, в процессе расширения и (3) — потери при выпуске. Потери, связанные с продолжительностью цикла, обусловлены невозможностью мгновенного сгорания топлива; потери теплоты в процессе расширения происходят главным образом вследствие теплоотдачи через стенки двигателя, а потери при выпуске представляют собой небольшие потери полезной работы из-за раннего открытия выпускного клапана. Эти различные потери схематично представлены на рис. 1.6, где показано различие процессов сжатия, сгорания и расширения топливной смеси для идеального и реального циклов. В принципе все эти потери могут быть уменьшены. Однако возможности повышения экономичности двигателя на этом пути ограничены. Эксперименты показали, что суммарный эффект от исключения этих трех видов потерь может повысить экономичность двигателя менее чем на 20 %.
Диаграмма реального цикла работы двигателя на рис. 1.7 имеет важную особенность, не отмеченную ранее. Это так называемая «насосная петля», характеризующая процессы выпуска и впуска. Работа поршия при всасывании топливной смеси и работа по преодолению сил сопротивления отработавших газов при выпуске представляет собой работу насоса. В реальных двигателях эти потери обычно называются «насосными потерями». При неполной нагрузке двигателя с искровым зажиганием работа, затрачиваемая на совершение насосной петли, составляет значительную часть полной работы цикла, а при работе с полностью открытой дроссельной заслонкой она значительно меньше. Следует отметить, что в дизельном двигателе, в котором поток воздуха не регулируется, насосные потери малы. Роль насосных потерь можно оценить на примере рассмотренного ранее двигателя. В условиях испытаний давление во впускном трубопроводе составляло 17,4 дюйма ртутного столба (58,9 кПа). Если предположить, что давление в выпускном трубопроводе превышает атмосферное на 1 дюйм рт. -столба (3,4 кПа), то можно подсчитать, что при этом насосные потери составят около 7 л. с. (5,2 кВт), т. е. 0,072 от полной мощности, реализуемой при сгорании топлива. Хотя эти
Рис. 1.7. Диаграмма зависимости давления Р от объема V для двигателя с искровым зажиганием, иллюстрирующая процессы сжатия, горения, расширения, выпуска и впуска
28
Рис. 1.8. Зависимость затрат мощности N иа треиие от скорости вращения вала <в восьми- и шестицилиидрового двигателя с V-образиым расположением цилиндров и приближенная оценка затрат мощности иа преодоление дорожного сопротивления крупногабаритным легковым автомобилем (1 л.с.= = 736 Вт)
числа и не являются абсолютно точными, они достаточно красноречиво свидетельствуют о важности насосных потерь. При скорости движения 50 миля/ч (80 км/ч) насосные потери составляют почти 40 % эффективной тормозной мощности двигателя .
В предыдущих рассуждениях речь шла о работе, производимой поршнем, в то время как полезная работа совершается выходным валом. Разница между работой выходного вала и. работой поршня обусловлена механическими потерями. Ин
женер ы-двигателисты обычно работу, производимую поршнем, называют индикаторной работой, а работу на выходном валу — эффективной работой. Площадь, ограниченная изображенным на рис. 1.7 графиком зависимости давления от объема для реального двигателя, эквивалентна индикаторной работе цикла. Некоторое
представление о значении трения в двигателе можно получить по приведенным на рис. 1.8 графикам зависимости мощности трения, потребной для преодоления всех сопротивлений при движении типичного автомобиля, от частоты вращения вала, а также потерь на трение в двигателе и насосных потерь при полной нагрузке для типичных восьми- и шестицилиндрового двигателей с V-образ-ным расположением цилиндров. Естественно, потери лишь на одно трение были бы представлены кривыми, расположенными не
сколько ниже приведенных. В литературе очень мало данных о трении в двигателе. Однако следует отметить, что Бишопом [6 ] получены формулы для подсчета различных составляющих потерь на трение. Результаты применения этих формул и расчета потерь на трение для двигателя «Шевроле» 1975 г. при-
1.8. Оценки механических потерь, л. с. (1 л. с. = 736 Вт), в У-образном восьм ицил индровом двигателе « Шевроле» 1975 г. объемом 350 фут3 (5,7 л)
Поршня я кольца	3,81
Клапанный механизм	1,04
Подшипники	1,40
Насосы и пр.	0,75
Суммарные потери	7,00
29
1.9. Полный тепловой баланс V-обравного восьмицилиндрового двигателя ^.Шевроле-» 1975 г. объемом 350 фут3 (5,7 л)
	Доля общей энергии топлива	л. с. (1 л. с. = = 736 Вт)	В долях полезной мощности иа валу
Полезная мощность на валу	0,204	19,90	1,000
Отвод тепла в соответствии со вторым за-	0,560	54,63	2,745
коном термодинамики Потенциально возвратимые потери:			
потери тепла	0,052	5,07	0,255
потери, связанные с продолжительностью цикла	0,026	2,54	0,128
потери с выпускными газами	0,008	0,78	0,039
иасосиые потери	0,072	7,0	0,352
потери иа трение	0,072	7,0	0,352
Итого:	0,994	96,92	4,871
Утечки, неполное сгорание, погрешности	0,006	0,63	0,031
оценок Полная теплота топлива	1,000	97,55	4,902
ведены в табл. 1.8. Очевидно, что основная часть потерь на трение — потери на трение поршней и поршневых колец.
Подробный перечень отдельных составляющих потерь мощности для двигателя «Шевроле», о котором шла речь в приведенных ранее примерах, дан в табл. 1.9. Данные представлены в лошадиных силах (1 л. с. = 736 Вт) и в долях, полезной мощности на валу двигателя. Последняя колонка позволяет наглядно убедиться, что уменьшение потерь подводимой энергии топлива на 1 % позволило бы примерно на 5 % повысить мощность на валу, т. е. эффективную мощность. Очевидно, что основные потери обусловлены отводом теплоты в соответствии со вторым законом термодинамики. Эти потери можно уменьшить лишь путем увеличения степени сжатия или уменьшения отношения количества топлива к количеству воздуха в топливной смеси, т. е. путем повышения термического КПД цикла.
В ходе работ по повышению экономичности двигателей и снижению токсичности выпускных газов конструкторами анализируются всё факторы. Одним из важнейших новых средств достижения этих целей является использование все возрастающих возможностей электронного управления. Это позволяет достичь гораздо большей степени оптимизации различных параметров, в частности отношения количества топлива к количеству воздуха в топливной смеси, угла опережения зажигания и режима рециркуляции отработавших газов, что особенно важно для снижения их токсичности. Следует, однако, подчеркнуть, что подобные сложные системы управления не являются панацеей от всех бед 30
10	12	14 „s' 16	18 a
Рис. 1.9. Влияние отношения количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси а иа удельный расход топлива Q и содержание углеводорода (НС), СО и NO в отработавших газах типичного двигателя с искровым зажиганием
Рис. 1.10. Затраты мощности N иа работу вспомогательного оборудования типичного крупногабаритного и легкового автомобиля США:
1 — кондиционирование воздуха; 2 — водяной насос и вентилятор; 3 — усилитель рулевого механизма; 4 — генератор переменного тока на 30 ампер; 5 — водяной насос (1 л. с. = 736 Вт)
в деле повышения топливной экономичности. Они, скорее, позволяют минимизировать ухудшение топливной экономичности, которое обусловлено жесткими требованиями к составу выпускных газов. Кроме того, с целью поиска путей повышения топливной экономичности постоянно ведутся исследования по многим направлениям, связанным с предварительной обработкой топлива, регулированием времени открытия и закрытия клапанов, формой камеры сгорания, конструкцией систем впуска и выпуска и т. д.
Важно иметь в виду, что при заданных основных параметрах двигателя повышение его топливной экономичности в результате использования новейших достижений в указанных направлениях может иметь лишь ограниченный характер. Проблемы, порождаемые взаимосвязью топливной экономичности и токсичности отработавших газов, нельзя недооценивать. Это обстоятельство имеет решающее значение при конструировании и модернизации всех элементов двигателя. Иллюстрацией взаимозависимости топливной экономичности и токсичности выпускных газов могут служить изображенные на рис. 1.9 графики зависимости топливной экономичности и концентрации различных токсичных веществ в отработавших газах от отношения количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси. Даже этот простой пример говорит о том, что какой-либо одной оптимальной по всем параметрам величины отношения количества воздуха к количеству топлива ие существует.
Заслуживает внимания также необходимость затрат мощности на работу различного вспомогательного оборудования. Эти затраты не являются потерями энергии двигателя в рассмотренном ранее смысле. Однако для работы различного оборудования тре-
31
1.10. Влияние вспомогательного оборудования на топливную экономичность автомобиля среднего класса с автоматической трансмиссией
Оборудование	Городской цикл (миля/галлои)	Движение со скоростью 70 миль/ч (миля/галлои)
Кондиционирование воздуха	1,5	1,0
Генератор переменного тока	0,9	0,5
Вентилятор	0,1	0,5
Усилитель рулевого управления	0,1	0,4
Примечание. 1 миля/галлои = 0,43 км/л; 1 мили/ч = 1,6 км/ч.
буются затраты энергии двигателя, и поэтому ее расход на эти цели существенно влияет на характеристики двигателя и его экономичность. Данных по этому вопросу опубликовано очень мало. Однако Кун и др. [7] систематизировали сведения о некоторых потерях подобного рода. На воспроизведенном из упомянутой работы рис. 1.10 изображены графики, характеризующие мощность, которая требуется для работы некоторого оборудования автомобиля массой 4400 фунтов (2 тыс. кг) с восьмицилиндровым V-образным двигателем с рабочим объемом 350 дюйм3 (5,7 л). Этот двигатель аналогичен рассмотренному ранее. Конечно, можно ожидать, что некоторые потери такого рода для современных малолитражных автомобилей будут меньше, однако некоторые потери могут даже быть и больше. Например, мощность генераторов переменного тока автомобилей будущего, по-видимому, возрастет. Расход энергии на кондиционирование воздуха в малолитражных автомобилях будет ие намного меньше подобных затрат в больших автомобилях. Так или иначе влияние вспомогательного оборудования на топливную экономичность довольно значительно, о чем свидетельствует табл. 1.10 [8].
1.2.2. ТРАНСМИССИЯ
В современных автомобилях трансмиссия состоит из таких элементов, как коробка передач со сцеплением (или гидротрансформатором), карданный вал (с шарнирами Гука), главная передача, дифференциал, а также полуоси колес.
Для анализа расхода топлива наибольшее значение имеют коробки передач и главная передача с дифференциалом. Различные потери в силовых передачах могут быть довольно значительными, особенно в автоматических трансмиссиях с относительно мало эффективными гидротрансформаторами и в гипоидных шестернях главной передачи с дифференциалом. Потери в подшипниках, шарнирах Гука и других элементах трансмиссии менее существенны.
32
рис. 1.11. Влиииие передаточного числа 10 ведущего моста иа расход топлива Q и время разгона t до скорости 96 км/ч для автомобиля массой 1360 кг с двигателем объемом 3,8 л (1 гал-лои/100 миль — 2,36 л/100 км)
В коробках передач современных автомобилей как с автоматическим, так и с ручным переключением реализуется лишь ограниченный набор передаточных чисел. Вследствие этого невозможно добиться абсолютно полного соответствия режима работы двигателя и дви
жения автомобиля на всех режимах работы двигателя. Из-за
отсутствия их полного соответствия при наперед заданных величинах скорости движения автомобиля и нагрузок двигатель, как правило, работает в условиях, не оптимальных для достижения его наилучших показателей.
Последние достижения в области разработки бесступенчатых коробок передач вселяют некоторую надежду, и если эти коробки окажутся приемлемыми по стоимости, долговечности и технологии изготовления, то по прогнозам их использование позволит на 10 %
повысить топливную экономичность, реализуемую в лучших современных конструкциях. Однако, к сожалению, разработка бесступенчатых передач еще далека от завершения.
Передаточное число ведущего моста также является важной характеристикой соответствия режимов работы двигателя и автомобиля. Полным передаточным числом силовой передачи часто называют величину отношения N/V, где /V — скорость вращения коленчатого вала двигателя в мин-1, а V — скорость автомобиля в милях в час при высшей передаче. В последние годы наметилась тенденция к уменьшению передаточного числа ведущего моста, т. е. к уменьшению отношения N/V. Вообще говоря, следствием такого уменьшения является снижение расхода топлива, однако при этом приемистость автомобиля снижается. Соотношение между этой характеристикой и экономичностью автомобиля показано на рис. 1.11 [9]. При меньших значениях передаточного числа ведущего моста двигатель работает с повышенной нагрузкой, насосные потери й потери иа трение при этом уменьшаются.
Подбор трансмиссии — не единственный вопрос, имеющий важное значение для обеспечения экономичности автомобиля. В частности, серьезной проблемой уже в течение ряда лет является ограниченное применение гидротрансформатора в автоматической трансмиссии из-за довольно существенного проскальзывания ведущего и ведомого валов. Однако, несмотря на малую эффективность, применение гидротрансформатора является залогом успехов создания современных автоматических трансмиссий. При потере скорости КПД гидротрансформатора равен нулю, и даже в оптимальных условиях он редко превышает 95 %. Ко-
П/р Д. Хиллиарда
33
нечно, некоторые из недостатков, присущих простым гидротрансформаторам, удается устранить, используя блокировку ги-тротрайсформатора или применяя гидротрансформаторы, в которых вся мощность, или ее часть, при некоторых режимах передается с помощью механических систем. В будущем в большинстве автоматических трансмиссий будут использоваться те или иные блокирующие устройства.
Сцепление в трансмиссиях с коробкой передач с ручным управлением является гораздо более эффективным устройством, его КПД составляет около 99 %, и оно не в такой мере, как гидротрансформатор в автоматических трансмиссиях, снижает топливную экономичность. Шестерни в коробках передач как с ручным, так и с автоматическим переключением достаточно эффективны. Потери при их работе на трение, сопротивление воздуха и т. п. малы, и их усовершенствование в будущем может привести лишь к незначительному повышению экономичности. Карданный вал и полуоси с различными карданными соединениями также являются эффективными элементами современных силовых передач, и трудно ожидать, что основные достижения в повышении общего КПД будут следствием усовершенствования именно этих элементов.
Создание переднеприводного автомобиля является более сложной проблемой, поскольку требуются карданы равных угловых скоростей. Такие карданы существенно сложнее и дороже обычных карданных Шарниров, хотя эффективность передачи мощности с их помощью достаточно высока.
Очень важной частью трансмиссии является дифференциал. В современных автомобилях используются симметричные дифференциалы, равномерно распределяющие крутящий момент по осям между колесами и позволяющие вращаться им с разными скоростями. Ясно, что при повороте внутреннее и наружное колеса движутся по дугам окружностей различных радиусов, и без такого дифференциала неизбежным было бы их пробуксовывание. В автомобилях с задней ведущей осью для обеспечения достаточно низкого расположения входа ведущего вала в дифференциал используют гипоидные передачи. К сожалению, трение в гипоидных передачах очень велико, и требуются специальные вязкие смазки. В автомобилях с передней ведущей осью используют не гипоидные, а более эффективные цепные и зубчатые передачи.
1.2.3. ХАРАКТЕРИСТИКИ И КОНСТРУКЦИЯ АВТОМОБИЛЯ
Значительное влияние на топливную экономичность автомобиля кроме силовой передачи оказывают многие другие элементы автомобиля и показатели, характеризующие его конструкцию. Степень этого влияния, так же как и двигателя, часто зависит 34
от ездового цикла. Например, ясно, что аэродинамическое сопротивление при больших скоростях движения играет более существенную роль, чем при малых. Понятно, что любое изменение какого-либо из параметров автомобиля, приводящее к снижению расхода топлива, будет приводить, вообще говоря, к умен-шению выброса токсичных веществ. Эта ситуация отличается от той, с которой часто приходится сталкиваться при работе двигателя. Для двигателя характерна сложная взаимозависимость расхода топлива и токсичности.
Аэродинамика. Аэродинамическое сопротивление всегда оказывало большое влияние на движение транспортных средств, в частности самолетов. В настоящее время аэродинамическое сопротивление и ветровые нагрузки начинают играть все более заметную роль и при движении наземного транспорта. Важно иметь в виду, что хорошие аэродинамические качества конструкции нужны не только для повышения ее топливной экономичности, но и для снижения токсичности выпускных газов, обеспечения устойчивости, снижения уровня шума, уменьшения загрязнения поверхности и охлаждения элементов конструкции и кондиционирования воздуха в салоне.
Вследствие сложности и несовершенства форм наземных транспортных средств, а также непосредственной близости их к поверхности земли, исследование их аэродинамики представляет собой необычайно трудную задачу, несмотря на все современные научно-технические достижения. Это исследование пока еще является скорее искусством, чем наукой. Создание конструкции с хорошими аэродинамическими качествами является результатом использования имеющегося опыта и экспериментальных исследований конструктивно подобных моделей и самих автомобилей. На начальном этапе аэродинамические качества оцениваются по результатам испытаний в малых аэродинамических трубах моделей, изготовленных в масштабе 3 : 8. В условиях все более возрастающих требований к топливной экономичности и снижению аэродинамического сопротивления все чаще начинают проводиться испытания в больших аэродинамических трубах, которые позволяют оценить влияние на аэродинамические характеристики отдельных конструктивных элементов. К сожалению, в США не так много больших аэродинамических труб, доступных для использования автомобильной промышленностью. Испытательное оборудование, такое, например, как оборудование фирмы «Локхид» в г. Мариетта, шт. Джорджия, используется семь дней в неделю по 24 ч в сутки. Аэродинамические трубы для полномасштабных испытаний очень дороги, о чем свидетельствует многомиллионная стоимость установки, построенной недавно в техническом Центре фирмы «Дженерал моторе» (г. Уоррен, шт. Мичиган).
Результатом возрастания требований к качеству аэродинамического расчета и расчета прочности является то, что традиционный для автомобильной промышленности специалист по стилиза-
2*
35
ции формы начинает превращаться в специалиста по системному проектированию. Иллюстрацией этому служит недавнее переименование отдела стилизации формы фирмы «Дженерал моторе» в отдел проектирования.
Аэродинамическое сопротивление является единственной силой сопротивления движению автомобиля, значение которой не зависит непосредственно от его массы. От массы оно зависит лишь косвенно, поскольку масса зависит от размера. Аэродинамические потери при обтекании автомобиля потоком воздуха зависят в основном от двух факторов. Первое — это потери на трение, связанные с турбулентностью в небольшом пограничном слое, а второе — «сопротивление формы», связанное с большими вихрями турбулентности, образующимися'при отрыве пограничного слоя от поверхности автомобиля. На долю сопротивления формы приходится около 80 % всего аэродинамического сопротивления. Вследствие этого одной из главных задач специалистов по аэродинамике автомобиля является устранение на его поверхности источников турбулентности, которые могут быть причиной отрыва пограничного слоя.
Аэродинамическое сопротивление пропорционально характерной площади, зависящей от размера автомобиля, коэффициенту аэродинамического совершенства и квадрату скорости. Скорость имеет особенно большое значение, поскольку ее значение в выражении для силы сопротивления стоит в квадрате. Более того, при оценке мощности, требуемой для преодоления аэродинамического сопротивления, значение скорости становится еще большим, поскольку эта мощность зависит от куба скорости. Так как расход топлива, по существу, пропорционален мощности, а не силе и не крутящему моменту, ясно, что влияние аэродинамических сил на топливную экономичность йри движении с большими скоростями очень велико.
Коэффициент сопротивления Cd в выражении для силы сопротивления является мерой обтекаемости или аэродинамических качеств автомобиля. Значения коэффициента сопротивления современных легковых автомобилей близки к 0,5, а для некоторых новых моделей они приближаются к 0,3. Без каких-либо достижений, ломающих общепринятые представления, будет, по-видимому, трудно для обычных легковых автомобилей добиться его дальнейшего существенного снижения.
Характерная площадь также имеет большое значение, она зависит от требований к компоновке автомобиля и, таким образом, от расположения мест для пассажиров. Во всех аэродинамических расчетах, включая определение подъемной силы и боковых усилий, а- также сопротивления ветру, в качестве характерной площади используется лобовая площадь автомобиля.
При проведении аэродинамических расчетов важно учитывать даже воздух для охлаждения. Течение под капотом воздуха, необходимого для горения топливной смеси и охлаждения эле-36
ментов двигателя, является причиной увеличения аэродинамического сопротивления примерно на 10 %. В создании силы сопротивления значительную роль играет задняя часть автомобиля, поскольку именно там легко образуются турбулентные вихри. Такие небольшие конструктивные элементы, как козырек или маленький закрылок на багажнике могут оказать существенное влияние на полное сопротивление, а также и на ряд других факторов, например на ветровую устойчивость автомобиля. При создании автомобилей следующих поколений для достижения оптимальных аэродинамических характеристик гораздо больше внимания будет уделяться деталям наружной поверхности.
Конструкция автомобиля. Расчеты прочности автомобиля и улучшение его массовых характеристик неразрывно связаны между собой, они являются предметом интенсивных научных исследований и проектно-конструкторских проработок. Ясно, что уменьшение массы — один из эффективнейших способов повышения топливной экономичности. Однако уменьшение массы лишь только за счет уменьшения размеров наталкивается на ряд серьезных ограничений. Компоновочная схема автомобиля должна удовлетворять различным требованиям, среди которых достаточная вместимость салона для пассажиров и багажника при умеренной стоимости, а также- обеспечение коррозионной стойкости, хороших ездовых качеств, простоты управления и безопасности.
Основной целью конструктора современного автомобиля является минимизация его массы при заданных ограничениях на некоторые размеры, вполне определенных материалах и с учетом ряда некоторых других требований. Легковые автомобили для того, чтобы они могли выдержать действующие на них нагрузки, должны обладать не только прочностью, но и достаточной жесткостью. Решающим фактором, способствовавшим достижению в недавнем прошлом больших успехов, стало применение методов расчетов с использованием ЭВМ. Примером успехов такого рода может служить изменение конструкции крупногабаритных автомобилей фирмы «Дженерал моторе» в 1976—1977 гг. Размеры этих автомобилей уменьшились, а внутренний объем пассажирского салона и помещения для багажа остался почти таким же. Полное уменьшение массы при этом составило около 370 кг. Этого удалось достичь благодаря применению более точных методов расчета. Использование конечноэлементных моделей и метода быстрого преобразования Фурье позволяет расчетчику на стадии проектирования и испытаний гораздо быстрее проводить сравнительную оценку различных вариантов с целью нахождения очень близких к оптимальному решений еще до воплощения замысла конструктора в металл. По-видимому, ничто другое не оказало столь существенного влияния на процесс конструирования и разработки автомобилей, как появление современных ЭВМ с их периферийными устройствами и математическим обеспечением.
37
В настоящее время происходят существенные изменения базовой конструкции автомобилей США. Одно из этих изменений заключается во все более широком использовании вместо традиционной рамной конструкции безрамной, или несущей конструкции, у которой кузов объединяет функции и кузова и рамы. Использование рамной конструкции было обусловлено рядом ее преимуществ. Среди этих преимуществ хорошие ездовые качества вследствие наличия дополнительного изолирующего слоя между кузовом и рамой, а также простота изменения внешнего облика, что позволяло ежегодно выпускать новые модели. Естественным следствием возникновения интереса к снижению массы и повышению эффективности автомобилей явилось обращение к безрамной конструкции. В будущем почти все' легковые автомобили и значительная часть легких грузовиков будут иметь именно такую конструкцию. К счастью, некоторые особенности технологии современного производства более эффективных конструкций помогают также почти полностью решить некоторые вопросы обеспечения хороших ездовых качеств, которые обычно возникали ранее.
Другим важным конструктивным новшеством в автомобильной промышленности является переход от конструкции с передним расположением двигателя и задней ведущей осью к конструкции с передним расположением двигателя и передней ведущей осью, причем в большинстве случаев двигатель располагается поперечно между передними колесами. Это новшество позволило существенно уменьшить массу автомобилей (малогабаритных примерно на 125 фунтов (57 кг) и крупногабаритных — на 250 фунтов (114 кг)). Затраты на внедрение этого новшества составили около 125 долларов на автомобиль в ценах 1980 г. Решение о таком изменении конструкции автомобилей поставило перед производителями и их поставщиками очень серьезные технические и экономические проблемы. Для каждого типа автомобиля необходимо одновременно менять конструкцию кузова, шасси, двигателя и силовой передачи, а также оборудование для их производства. Это, конечно, значительно дороже постепенного усовершенствования отдельных элементов конструкций автомобилей, практиковавшегося в прошлом. Даже система подвески в автомобилях нового типа существенно отличается от применявшейся ранее. Для передних колес предпочтительней становится подвеска системы Макферсона, поскольку много места между передними колесами занимает поперечно расположенный двигатель. Конструкция с передней ведущей осью, помимо меньшей массы, обладает рядом других дополнительных преимуществ, среди которых:
1)	отсутствие в салоне тоннеля карданного вала;
2)	возможность использования большего места для размещения багажа, поскольку для заднего моста требуется меньше места, а карданный вал отсутствует;
3)	возможность расположения топливного бака в более безопасном месте перед задним мостом.
38
В целом применение такой конструкции позволяет получить меньший по размерам и по массе автомобиль при минимальном уменьшении размеров салона и багажника.
По оценкам технических специалистов автомобильной промышленности, изложенным в недавнем исследовании Мичиганского университета, стоимость снижения массы автомобиля на фунт (1 фунт — 0,454 кг) в 80-е годы будет превышать 1 доллар.
Интересную возможность значительного снижения массы вновь создаваемых автомобилей представляет применение легких материалов. Однако это не простое дело, и принятие многих решений в этой области обусловлено различными взаимосвязанными между собой достаточно сложными факторами. Прежде всего привлекает внимание возможность замены материалов. Это одна из возможностей повышения топливной экономичности в результате снижения веса при сохранении большого объема пассажирского салона. Часто серьезной проблемой является стоимость самого материала, однако для окончательной оценки возможных преимуществ требуется полный анализ всех факторов, начиная от конструкции и кончая производством и условиями эксплуатации. Существенным является анализ таких вопросов организации производства, как капитальные вложения, энергоемкость производства, изменение способов обработки материалов, скорости выполнения технологических операций, способы отделки поверхностей, возможность брака и его исправления. Кроме того, большое значение имеют антикоррозионные свойства изделий, возможность ремонта, использование отходов и многие другие вопросы.
С целью уменьшения массы в автомобилях можно использовать множество разнообразных материалов, среди которых армированные и неармированныё пластики, алюминий, высокопрочные низколегированные стали и металлопластиковые слоистые материалы. Они могут применяться для многих целей в различных элементах конструкциии автомобиля, включая внутреннюю и внешнюю отделку, детали двигателя, силовую передачу и шасси.
Для элементов конструкции значительный интерес представляют высокопрочная низколегированная сталь и современные композитные материалы, такие, например, как углепластики, применяемые при создании спортивного инвентаря и в аэродинамической технике. К сожалению, стоимость большинства новых материалов довольно высока и технология массового производства композитных материалов на основе полимеров еще недостаточно освоена. В настоящее время с целью снижения общей массы автомобиля проводятся серьезные исследования по применению в системе двигатель — силовая передача алюминия, магния, некоторых пластиков и высокопрочных низколегированных сталей. Алюминий уже сейчас применяется для изготовления поршней и картеров коробок передач. Рассматривается возможность внедрения таких новшеств, как применение штампованных сталь-
39
ных коллекторов, которые существенно легче своих литых чугунных аналогов. Все более широко для изготовления головок и блоков цилиндров, впускных коллекторов и некоторых других деталей применяется алюминий. Только-только начинаются работы по применению магния, и, возможно, он будет использоваться при изготовлении некоторых деталей системы двигатель — силовая передача через несколько лет.
Продолжается соревнование между сталью, обработанным давлением алюминием и массой различных пластиков за использование в качестве материалов для внутренней и наружной отделки. Победителя в настоящее время предсказать невозможно, все эти материалы можно обнаружить в современных автомобилях, и несомненно, что легкие листовые материалы в предстоящие годы найдут еще более широкое применение.
Важным результатом первичного уменьшения массы (уменьшение массы непосредственно вследствие замены материала) является возможность вторичного снижения массы. После первичного уменьшения массы на некоторую величину удается облегчить опорную конструкцию. При сохранении заданных характеристик автомобилй появляется возможность облегчить шины, тормоза и даже уменьшить размеры двигателя. К сожалению, точно количественно оценить вторичное уменьшение массы очень трудно. Такое уменьшение существенно зависит, конечно, от того, за счет чего достигнуто первичное снижение массы. Первичное уменьшение массы на 1 фунт может в некоторых случаях позволить довести вторичное снижение массы тоже на 1 фунт, суммарное уменьшение массы при этом составит 2 фунта. Наибольшего вторичного снижения массы следует ожидать при полном пересмотре конструкции автомобиля. При замене материала в автомобиле уже существующей конструкции без существенной переделки других элементов эффект от вторичного уменьшения массы обычно мал.
Ввиду сложной взаимозависимости различных параметров, влияющих на экономичность, количественно описать влияние массы на топливную экономичность трудно. Многие исследователи для описания количественной зависимости между этими величинами использовали регрессионный анализ и получили соотношения, справедливые в довольно широких пределах. Для оценок можно использовать чисто практическое правило, состоящее в том, что уменьшение массы на один фунт (1 фунт = 0,454 кг) эквивалентно уменьшению расхода топлива на 1,4 X X 10-Б галлон/миля (3,3-10"Б л/км).
Шины и сопротивление качению. Одним из наиболее важных нововведений этого века в автомобильной промышленности является создание пневматических шин. Современные шины долговечны, способствуют созданию прекрасных условий при езде и обеспечивают хорошее сцепление с дорогой при различных состояниях ее поверхности. На дорогах с твердым покрытием шина является основным фактором, влияющим на сопротивление 40
качению. Главной причиной появления этого сопротивления служит гистерезис в каркасе шины. Влияние других факторов, таких как сопротивление воздуха и пробуксовка шины, сравнительно мало. Между прочим, большинство людей не подозревает, что шины действительно проскальзывают относительно дороги при передаче сил торможения и ускорения. На самом же деле силы сцепления достигают максимального значения, когда проскальзывание шины относительно дороги составляет около 15 %.
На мягких почвах, таких как песок или грязь, роль гистерезиса мала, и основным фактором, влияющим на сопротивление качению, служит совершаемая шиной работа. При движении в городских условиях с малыми скоростями роль сопротивления качению, как показано на рис. 1.4, важнее роли аэродинамического сопротивления. При увеличении скорости роль аэродинамического сопротивления значительно повышается.
Существенные успехи в снижении сопротивления качению были достигнуты в последние ‘ годы в результате перехода от старых конструкций шин с диагональным кордом к новым конструкциям с радиальным кордом. Радиальное расположение корда, слои которого удерживаются на месте жесткой лентой, позволяет получить конструкцию с лучшими упругими свойствами и уменьшить таким образом гистерезис. Указанный переход привел к уменьшению сопротивления качению примерно на 50 %. Сила сопротивления качению составляет по величине примерно 1 % от вертикальной нагрузки на шину. Она зависит в основном от нагрузки, действующей в вертикальном направлении, и не намного увеличивается при увеличении скорости движения. Большое значение имеет давление в шине. При более высоких давлениях деформация каркаса меньше и поэтому меньше гистерезисные Потери.
Дополнительно отметим, что меньшее сопротивление качению шины с радиальным кордом приводит к увеличению ее долговечности, улучшению сцепления с мокрой или заснеженной дорогой и уменьшению ее вдавливания. К сожалению, очевидно, что при использовании таких шин возникают проблемы, связанные с уменьшением стабилизирующего момента и некоторым увеличением тряски при езде. Эти проблемы могут быть решены в результате усовершенствования конструкции подвески. В будущем можно ожидать некоторого дальнейшего небольшого уменьшения сопротивления качению за счет увеличения давления в шинах и использования новых конструкций шин, например так называемых эллиптических или литых шин.
Второстепенные факторы. Ранее были рассмотрены основные факторы, связанные с работой отдельных элементов конструкции автомобиля, которые влияют на топливную экономичность. Некоторое влияние на топливную экономичность оказывают и другие факторы, среди которых, например, незначительное сопротивление трению в дисковых тормозах, которое способствует сохранению
41
сухими контактирующих поверхностей. Кроме того, небольшие потери топливной экономичности связаны с трением в подшипниках колес, однако влияние этого фактора мало ощутимо.
1.2.4.	ЭКСПЛУАТАЦИОННЫЕ ФАКТОРЫ
Существенное влияние на показатели топливной экономичности оказывает ряд факторов, характеризующих условия эксплуатации автомобиля. Среди них:
1)	характеристики ездового цикла (скорость, продолжительность, протяженность);
2)	пуск и прогрев двигателя и трансмиссии автомобиля;
3)	характеристики нового автомобиля;
4)	условия окружающей среды;
5)	характеристики дороги;
6)	техническое состояние автомобиля;
7)	мастерство вождения.
Ездовой цикл. Влияние характеристик ездового цикла очень велико. При движении в городских условиях с малыми скоростями, частыми остановками и троганиями с места топливная экономичность существенно ниже, чем при более спокойном, как правило, движении с более высокими скоростями в загородной местности или по автострадам. Ярким подтверждением влияния ездового цикла могут служить данные ЕРА об удельном пробеге в милях для городского и загородного испытательных циклов. Эти данные свидетельствуют, что при испытаниях по городскому циклу топливная экономичность примерно на 50 % меньше, чем при испытаниях по загородному циклу. В настоящее время ЕРА публикует лишь данные о топливной экономичности в городских условиях, но по запросам представляет также данные о топливной экономичности при движении вне города и по автостраде. Это различие между циклами подтверждает высказанную ранее (еще до точного определения испытательного цикла) мысль относительно их влияния на топливную экономичность. Показатели топливной экономичности в городских условиях ниже вследствие влияния различных факторов, важнейшим среди которых, несомненно, является влияние массы автомобиля. При ускорении автомобиля его кинетическая энергия увеличивается. Во время торможений значительная часть кинетической энергии превращается в тепло в тормозной системе и таким образом теряется. В городском цикле ЕРА очень большая часть энергии топлива теряется в тормозной ристеме. Это обстоятельство является одним из побудительных мотивов разработки рекуперативных тормозных систем, в которых используется аккумулирование энергии маховиком. Для анализа полного расхода топлива в США важно рассмотреть влияние таких факторов, как средняя протяженность поездки, средняя скорость и т. п. Статистические данные, полу-42
Рис. 1-12. Зависимость относительной частоты поездок от их протяженности / в США (1 миля = 1,6 км)
чениые Остином и Хеллманом [101, позволяют выявить несколько интересных тенденций (рис. 1.12). Одним из результатов этого исследования является выявление большого влияния на экономичность поездок на небольшие расстояния.
Холодный пуск и прогрев. Холодный пуск и прогрев существенным образом влияют на топливную экономичность. При холодном пуске автомобиля трение
в двигателе и в силовой пере-
даче очень велико, и, кроме того, для пуска двигателей с искровым зажиганием требуются сильно обогащенные топливные смеси. Оба эти фактора значительно ухудшают показатели топливной
экономичности в сравнении с показателями, характерными для пуска полностью прогретого автомобиля. На рис. 1.13, заимствованном из статьи Шеффлера и Нипота [11], наглядно показано большое влияние прогрева на экономичность. Приведенные данные свидетельствуют о том, что топливная экономичность для городского ездового цикла протяженностью около 2,5 миль (4 км) при холодном пуске и движении непрогретого двигателя составляет лишь 50 % топливной экономичности полностью прогретого автомобиля. Многообещающими направлениями являются уменьшение трения в деталях, использование менее вязких смазок и применение усовершенствованных систем подачи топлива, позволяющих минимизировать потери, связанные с использованием обогащенных смесей при холодном запуске. Для дизельных двигателей проблемы трения при холодном пуске сохраняют свое значение, однако использования чрезмерно обогащенных смесей не требуется.
Особенности нового автомобиля. В новом или только что отремонтированном автомобиле потери на трение в двигателе могут быть достаточно большими в зависимости от допусков и подгонки различных трущихся деталей. Особенно большое значение имеет состояние поверхностей цилиндропоршневой группы. По мере приработки деталей трение постепенно снижается. Для полной приработки деталей современных автомобилей может потребоваться более 12 000 миль (20 000 км) пробега. Различие показателей топливной экономичности у новых полностью прогретых автомобиля и двигателя может достигать 10 %. Это свидетельствует о важности поисков новых методов ускорения приработки основных деталей двигателя и силовой передачи, ие при-
43
q, миля /галлон
Рнс. 1.13. Влияние протяженности ездки I на топливную экономичность q\ 1 — топливная экономичность полностью прогретого автомобиля в городских условиях; 2 — топливная экономичность при холодном пуске, температура окружающей среды —12 °C (1 миля/галлон = 0,43 км/л, 1 миля = 1,6 км)
Рнс. 1.14. Влияние температуры окружающей среды на топливную экономичность типичного автомобиля США. По осн ординат отложено отношение топливной экономичности, прн холодном пуске к топливной экономичности полностью прогретого двигателя, по осн абсцисс — протяженность ездки / (1 миля = 1,6 км)
водящих к их повышенному износу и уменьшению долговечности.
Условия окружающей среды. Температура и другие условия окружающей среды также влияют на топливную экономичность различными путями, начиная от влияния температуры на гистерезисные потери в шинах, трение в двигателе, требуемый состав топливной смеси и кончая влиянием влажности воздуха на процесс горения топливной смеси. Вероятно, наиболее важным фактором, как свидетельствует рис. 1.14 из работы [121, является температура. Эти данные подтверждают известный большинству водителей факт, что летом экономичность автомобилей выше, чем зимой.
Характеристики дороги. Небольшие отклонения характеристик состояния дорожного покрытия, по крайней мере для дорог в сухом состоянии, не оказывают значительного влияния на топливную экономичность. Однако при движении по гравию или песку, а также по мокрым и заснеженным дорогам топливная экономичность может существенно уменьшиться.
Техническое состояние автомобиля. Другим важным фактором является исправное техническое состояние автомобиля. Большинство систем автомобиля требует периодической проверки, технического обслуживания и ремонта, хотя в последние годы интервал между плановыми техническими обслуживаниями существенно увеличился. Пробег между плановыми техобслуживаниями в 8000—10 000 миль (11 000—16 000 км) сегодня уже не представляется чем-то необычным. Ясно, что очень плохую роль играют пониженное давление в шинах и плохая регулировка двигателя. Например, перебои в зажигании лишь одной свечи 44
шестицилиндрового двигателя могут привести к уменьшению топливной экономичности на 20 %. Такой недостаток в двигателе может, кроме того, привести к увеличению почти на порядок выбросов углеводородов. В некотором смысле роль такого типа фактора можно считать зависящей от водителя, поскольку каждый водитель должен обеспечить регулировку автомобиля в соответствии с техническими требованиями изготовителя. В последние годы в ряде государств созданы системы контроля автомобилей, которые помогают повысить эффективность их эксплуатации. Хотя основной задачей этих систем является обеспечение безопасности и охрана окружающей среды, ясно, что снижение токсичности выбросов должно сопровождаться повышением топливной экономичности.
Мастерство вождения. Одним из наименее управляемых факторов, влияющих на топливную экономичность, является водитель. Водители благодаря своему мастерству или недостатку мастерства могут различными способами влиять на показатели топливной экономичности, начиная от поддержания автомобиля в исправном состоянии, выбора ездового цикла и кончая соответствующим поведением при заданных характеристиках цикла. Всем хорошо известна отрицательная роль рывков при пуске и чрезмерного повышения скорости. Хороший, с точки зрения умения достигать лучшей топливной экономичности автомобиля, водитель ездит плавно с умеренной скоростью.
1.2.5.	ИСПЫТАТЕЛЬНЫЕ ЦИКЛЫ
В этой главе уже говорилось о ездовом цикле и о его влиянии на показатели топливной экономичности. Этот вопрос заслуживает более подробного обсуждения. В течение многих лет изготовителями автомобилей и различными организациями разрабатывались свои собственные стандартные ездовые циклы, которые, по их мнению, позволяли правильно воспроизводить условия эксплуатации. Как правило, использовалось несколько циклов, один из которых соответствовал вождению в городских условиях, а другой — в загородных или по автостраде. К сожалению, циклы несколько отличаются друг от друга, и поэтому результаты испытаний по различным циклам несравнимы между собой. Из всех стандартных циклов наибольшее значение в настоящее время имеют циклы, разработанные ЕРА. Все продаваемые в США автомобили проходят испытания по этим циклам на предмет соответствия требованиям по токсичности выбросов и топливной экономичности. В основе ездовых циклов ЕРА лежат наблюдения и измерения во время езды в г. Лос-Анджелесе. Городской и загородный циклы схематично изображены на рис. 1.15 (примечание: начало цикла находится в правой части рисунка). Существенная разница между этими циклами очевидна, так что значительная
45
Рнс. 1.15. Ездовые циклы ЕРА, имитирующие движение в пригороде, т. е. по шоссе (а), н в городе (б)
разница данных по топливной экономичности при испытаниях по этим циклам не должна вызывать удивления. В последние годы общество инженеров автомобилестроителей, а также американское общество испытаний и материалов предпринимают дополнительные усилия по улучшению измерений топливной экономичности.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1.	Agnew, W. G., “Automotive Fuel Economy Improvement,” General Motors Research Publication, GMR-3493, November (1980).
2.	Cole, D. E., Harbeck, L. T., and Smith, D. N., “Delphi Forecast and Analysis of the U.S. Automotive Industry in the 1980’s,” Office for the Study of Automotive Transportation and Industrial Development Div. of the Institute of Science and Tech. (1981).
3.	1982 Gas Mileage Guide, EPA Fuel Economy Estimate, U.S. Dept, of Energy and Transportation, DOE/CE-0019, September (1981).
4.	Ament, F., Cole, D. E., and Patterson, D. J., “Heat Balance and Comparison at Part Load of a 1975 Chevrolet 350-Cubic-lnch V-8 and an Experimental 222-Cubic-Inch V-6 Engine,” Final Report Project 320445, Dept, of Meeh. Eng., University of Michigan, December (1974).
5.	Guidelines for Evaluating Energy-Related Automotive Engine Inventions, Society of Automotive Engineers, under U.S. Dept, of Energy, Contract EU-78-C-O1-6572 (1978).
6.	Bishop, 1. N., “Effects of Design Variables on Friction and Economy,” SAE Paper 812 A, January (1964).
7.	Coon, C. W., and Wood, C. D., “Improvement of Automobile Fuel Economy,” SAE paper 740969, October (1974).
8.	Gasser, D. J., and Huebner, G. J., “Energy and the Automobile—General Factors Affecting Vehicle Fuel Consumption,” SAE paper 730518 (1973).
9.	Marks, C., and Niepoth, G., “Car Design for Economy and Emissions,” SAE paper 750954, October (1975).
10.	Austin, T. C., and Hellman, К. H., “Passenger Car Fuel Economy—Trends and Influencing Factors,” SAE paper 730790, September (1973).
11.	Niepoth, G. W., and Scheffler, С. E., “Customer Fuel Economy Estimated from Engineering Tests,” SAE paper 650861, November (1965).
12.	Hwang, D. H., prepared discussion of “Customer Fuel Economy Estimated from Engineering Tests,” SAE paper 650861, November (1965).
Глава 2
ТОПЛИВНАЯ ЭКОНОМИЧНОСТЬ
И ТОКСИЧНОСТЬ
Дж. Т. Каммер. Исследовательская химическая лаборатория, фирма «Форд мотор», г. Дирборн, шт. Мичиган, США
2.1. ВВЕДЕНИЕ
Связь топливной экономичности автомобиля с контролируемым государственной службой составом отработавших газов очень сложна. При ее анализе следует учитывать ряд субъективных факторов. Например, по результатам субъективных оценок определяются приемлемые эксплуатационные качества автомобиля при холодном пуске и вождении в обычных условиях, а эти качества, как будет показано впоследствии, либо прямо, либо косвенно связаны как с составом отработавших газов, так и с топливной экономичностью. Большое значение имеет также вопрос о допустимых затратах на достижение максимальной топливной экономичности при заданном уровне токсичности отработавших газов. Кроме того, необходимо установить допустимую сложность системы регулирования и контроля состава отработавших газов, которая могла бы функционировать в руках далекого от техники владельца автомобиля и нуждалась бы в минимальном техническом обслуживании.
Связь топливной экономичности с составом отработавших газов зависит от некоторых количественных факторов, определяемых государственными органами, таких как точные характеристики ездовых испытательных циклов для измерений топливной экономичности, уровней токсичности отработавших газов автомобиля и срока его службы. Для установления этой связи требуется знать, какое будет использоваться топливо, степень его загрязнения (содержание свинца, фосфора, серы), октановое число, испаряемость топлива, а также зависимость стоимости производства топлива от его октанового числа. Наконец, связь топливной экономичности с составом отработавших газов будет, конечно, зависеть от характеристик автомобиля: его массы, удельной мощности, аэродинамических характеристик, типа используемой системы регулирования состава отработавших газов, конструкции двигателя и т. п.
В этой главе рассматриваются требования к токсичности отработавших газов и способы испытаний для проверки их вы-48
полнения, общие закономерности влияния этих требований на топливную экономичность, значение октанового числа топлива, источники загрязнения двигателем окружающей среды и возможное влияние на топливную экономичность модификаций двигателя, имеющих целью воздействие на эти источники, а также средства дополнительной обработки отработавших газов с целью повышения топливной экономичности при заданных уровнях их токсичности. Будут также кратко рассмотрены эксплуатационные качества современных автомобилей.
Методология оптимизации топливной экономичности автомобиля с вполне определенным двигателем будет рассмотрена в одной из последующих глав.
2.2. НОРМЫ ТОКСИЧНОСТИ ОТРАБОТАВШИХ ГАЗОВ
В соответствии с требованиями правительства Соединенных Штатов производители автомобилей должны контролировать содержание окиси углерода (СО), углеводородов (СН) и окислов азота (NOX) в отработавших газах легковых и грузовых автомобилей с бензиновыми и дизельными двигателями (см. табл. 2.1 и 2.2). В табл. 2.2 для иллюстрации приведены значения расхода бензина в галлон/миля, топливной экономичности в миля/галлон и средние значения содержания загрязняющих окружающую среду веществ в отработавших газах, соответствующих нормам 1981 г. (для отношения количества воздуха к количеству топлива в горючей смеси, равного 15).
2.1. Допустимые нормы выделений токсичных веществ
для легковых автомобилей в грамм/миля (результаты испытаний 1975 г.1*)
Год выпуска	Углеводороды	СО	NO 1 Год выпуска	Углеводороды	со	NO
До введения ограничений 1970—71 (F) 1971 (С) 1972 (F) 1972 (С) 1973 1974 (F) 1974 (С)	10,6 4,1 4,1 3 3 3 3 3	84 34 34 28 28 28 28 28	.. II 1975-76 (?) 4,1	(С) ыр 1977-79 (F) ч я 1	(Q 1980 (f) 32 Ф; 1	1981 (?) 3 о’	1982 (?) 2,1 1	(С)	1,5 0,9 1,5 0,41 0,41 0,39 3* 0,41 0,39 3* 0,41 0,393*	15 9 15 9 7 9 3,4 2* 7 3,4 3* 7	3,1 2,0 2,0 1,5 2,0 1,0 1,0 4* 0,7 1,0 ** 0,7
1* Измерения по общегосударственной методике; (Г) — общегосударственные требования; (С) — калифорнийские требования.
3* Для некоторых типов двигателей норма повышена до 7 г/миля (4,4 г/км).
** Требования к выделениям иеметаиовых углеводородов.
** Для некоторых типов дизельных двигателей норма для NOX повышена До 1,5 г/миля (0,94 г/миля). (1 г/миля = 0,63 г/км; NR — ие испытывалось.)
49
2.2. Эффективность использования топлива
мнля/галлон	г/мнля “	Топливо•*, %	Среднее значение концентрации а отработавших газах за время испытаний по методике FTP ••		
			СО, молярный %	NO, млн’-i	углеводороды в пересчете на С< млн*”1
10	27,9	.0,15	0,064	94	34
15	186	0,22	0,13	142	51
20	140	0,29	0,14	188	67
25	112	0,37	0,21	235	84
30	93	0,44	0,25	283	101
35	80	0,51	0,29	329	118
40	70	0,59	0,34	• 376	134
х* Плотность бензина 6,15 фунт/галлон (0,736 _кг/л).
а* Максимальная доля в процентах израсходованного топлива, которая может выбрасываться в виде углеводородов с отработавшими газами при условии соблюдения нормы 0,41 г/миля (0,25 г/км).
** Максимальные средние значения концентрации за время испытаний по методике FTP при необходимости соблюдении нормы выделений 3,4 г/миля (2,1 г/км) для СО, 0,4 г/миля (0,25 г/км) для NO и 0,41 г/мйля (0,25 г/км) для углеводородов (1 миля/галлон = 0,425 км/л).
В табл. 2.1 приведены требования к количеству токсичных веществ в граммах на милю' в отработавших газах автомобиля при испытаниях по ездовому циклу, моделирующему движение в городских условиях (рис. 2.1). Среди окислов азота, обозначаемых NOX, основное содержание составляет NO, величина в граммах на Милю подсчитана для NOa. Для автомобилей, больших по размеру и массе, удовлетворить этим требованиям сложнее, чем для машин малого класса.
В соответствии с методикой государственных испытаний США (FTP—federal test procedure) испытываемый автомобиль перед началом испытаний в течение 12 часов должен находиться при температуре 16—30 °C, а содержание токсичных веществ должно измеряться с момента поворота ключа зажигания до конца испытаний.
Пуск карбюраторного двигателя при температуре окружающего воздуха обычно производится при закрытой воздушной
V, мипя/ч
60
- 4/?
20
0
Рис. 2.1. Измеиеиие скорости автомобили V по времени при испытаниях по методике FTP. Методика применяется дли определении топливной экономичности и оцеиии соответствии требованиям по токсичности
50
120 260 360 000 600	720	860 960 1080 1200 t,c
заслонке. При этом в течение короткого периода времени двигатель работает на богатой смеси и концентрация СО и углеводородов в отработавших газах велика. В том случае, когда используется нейтрализатор, в начальный период холодного пуска он не нагрет, и до тех пор пока его температура не достигнет 250— 300 °C, т. е. величины, необходимой для окисления СО и углеводородов, они будут выбрасываться из выпускной трубы. Время, требуемое для достижения этой температуры, зависит от конструкции и расположения нейтрализатора, оно может составлять от 20 до 120 с. Количество выделяемых за этот период времени углеводородов может составлять примерно от V4 до ®/4 допустимого предела.
Количество NO, выделяемой при холодном пуске, мало (10 % от общего количества). Таким образом, при исследовании зависимости между содержанием NO и топливной экономичности количество выделяемой NO во время холодного пуска при испытаниях не имеет такого значения, как количество окиси углерода и углеводородов, если только холодный пуск не продолжается более 160 с, что соответствует началу разгона до скорости 55 миля/ч (88 км/ч) в процессе испытаний по методике FTP (см. рис. 2.1).
Испытания по методике FTP предназначены для имитации типового маршрута в городских условиях. Соответственно, данные о расходе топлива при этих испытаниях используют для определения топливной экономичности в городских условиях. Данные же о выделении СО, углеводородов и NO используют для того, чтобы подтвердить соответствие испытываемого автомобиля установленным правительством нормам токсичности отработавших газов.
Испытайия по методике FTP на расстоянии 7,5 миль (12 км) можно разделить на две части: пуск холодного двигателя и начальный этап движения в течение 505 с, а затем последующее движение прогретого двигателя 867 с [11. Проводятся два испытания на пуск двигателя и начальный этап движения — одно после пребывания автомобиля перед испытанием при температуре окружающей среды 16—30 °C, а другое с прогретыми двигателем и нейтрализатором (после движения на устойчивом режиме двигатель выключается и запускается снова через 10 мин). Во Время испытаний по методике FTР производится отбор небольших порций отработавших газов (одинакового объема). При этом'кон-центрация токсичных веществ в отобранной порции газа пропорциональна их массе, выделяемой за время отбора. Пробы отработавших газов при холодном пуске, движении на устойчивом режиме и при горячем пуске отбираются в отдельные емкости и образуют соответственно пробу 1, пробу 2 и пробу 3. Результаты определения массы выделившихся веществ в граммах осредняются с весовыми множителями 0,57 для горячего .и 0,43 для холодного пуска, к полученным значениям добавляются массы в граммах веществ, выделившихся при движении на устойчивом режиме,
51
после чего полученные величины делятся на 7,5 для определения окончательных результатов испытаний в грамм/миля.
В соответствии с действующим в США законом автомобиль должен удовлетворять нормам токсичности в течение 5 лет или до 50 тыс. миль (80 тыс. км) пробега, независимо от времени выпуска -автомобиля и принятия норм. Ресурсные испытания автомобиля проводятся по программе, предусматривающей повторение испытательного цикла протяженностью 40,7 мили (65,4 км) (цикл АМА). Этот испытательный цикл включает в себя много остановок, участков разгона и движения со средней и высокой [55 миля/ч] (88 км/ч) скоростью [1]. Во время этих испытаний необходимо подтвердить выполнение требований по токсичности отработавших газов.
В принципе возможно создать нейтрализаторы, термореакторы или какие-либо другие устройства, которые дали бы возможность добиться отсутствия выделения некоторых веществ при движении на отрезке длиной в одну милю (1,6 км). Гораздо труднее добиться отсутствия выделения этих веществ при проведении ресурсных испытаний на 50 тыс. миль (80 тыс. км). Во время этих испытаний двигатель, нейтрализатор и другие устройства для очистки отработавших газов подвергаются воздействию высоких температур, сажи и таких неорганических примесей, как свинец, фосфор, сера и цинк, которые могут присутствовать в моторном масле или в техническом неэтилированном бензине. В’ результате могут ухудшиться характеристики нейтрализатора при холодном пуске и при движении на установившемся режиме, Характеристики датчиков качества топливной смеси, может сократиться срок службы термореакторов, может ухудшиться работа системы рециркуляции отработавших газов и нарушиться регулировка клапанов.
Как говорилось ранее, испытания по методике FTP используются для определения топливной экономичности в городских условиях [21. Для определения топливной экономичности при движении по автостраде проводятся государственные испытания на автостраде [31. Эти испытания проводятся на отрезке длиной 10,2 мили (16,4 км), их продолжительность составляет 12,75 мин [средняя скорость 49,4 миля/ч (79,4 км/ч)]. Во время этих испытаний автомобиль разгоняется до скорости 40—50 миля/ч (64— 80 км/ч) и движется с примерно постоянной скоростью около 4 мин, затем его скорость снижается до 30 миля/ч (48 км/ч) и опять увеличивается до 50—60 миля/ч (80—96 км/ч), с такой примерно постоянной скоростью автомобиль движется до окончания испытаний.
2.3.	ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ
При движении в городских условиях наших современных автомобилей с двигателями внутреннего сгорания с искровым зажиганием, специально отрегулированными для достижения
Ь2
высокой топливной экономичности с учетом требований по токсичности отработавших газов (например, со стехиометрическим или немного обедненным составом топливной смеси при холодном пуске, с незначительным временем дросселирования, без обогащения топливной смеси при разгоне и торможении и т. д.), выделения двигателем токсичных веществ будут превышать допускаемые законом пределы. Иллюстрацией этому служит табл. 2.3, данные которой следует сравнить с данными табл. 2.1.
Данные табл. 2.3 характеризуют современные автомобили. Следует иметь в виду, что хотя эти автомобили были отрегулированы с целью достижения высокой топливной экономичности, при конструировании большинства из них предполагалось использование устройств для дополнительной обработки отработавших газов, учитывались экономические факторы и не преследовалась цель достижения максимума топливной экономичности в ущерб снижению токсичности отработавших газов.
Очевидно, однако, что для выполнения установленных законом требований уровни токсичности отработавших газов должны быть снижены. Добиться этого можно различными способами.
Одним из направлений, по которому проводится работа, является уменьшение СО и углеводородов, образующихся в результате неполного сгорания топлива, и уменьшение NO путем внесения изменения в традиционную конструкцию двигателя. На этом пути получено небольшое, но имеющее важное значение снижение токсичности отработавших газов двигателей с искровым зажиганием; достигнутые результаты частично отражены в табл. 2.3. Роль источников образования СО и углеводородов ослаблена, хотя и не до такой степени, которая позволила бы удовлетворить необходимым требованиям, за счет совершенствования систем регулирования коэффициента избытка воздуха, распределения воздуха и топлива по цилиндрам, дросселирования при наличии карбюратора и т. д. Указанные изменения конструкции двигателя могут наряду с уменьшением токсичности отработавших газов способствовать повышению топливной экономичности, но, в некоторых случаях, приводят к увеличению стоимости. Этот вопрос более подробно будет рассмотрен ниже. Всегда следует надеяться, что можно уменьшить содержание загрязняющих примесей за счет устранения причин их образования.
Основными направлениями уменьшения токсичности отработавших газов в автомобилях моделей 1973—74 гг., когда нормы токсичности были понижены по сравнению с 1972 г. (см. табл. 2.1), были уменьшение коэффициента избытка воздуха, регулирование количества углеводородов при торможении, задержка зажигания относительно оптимального положения, перекрытие клапанов [8, 531 для обеспечения рециркуляции отработавших газов с целью уменьшения выделений NO и, в некоторой степени, углеводородов. Эти мероприятия позволяют существенно уменьшить выбросы NO и углеводородов, но при необходимости очень зна-
53
2.3. Показатели токсичности ряда двигателей
Масса автомобиля, фунт	Рабочий объем двигателя, л	Степень сжатия	Топливная экономичность при испытаниях по методике РТР, миля/галлон	Выделения токсичных веществ, г/мкля			Примечания
				НС	СО	№х	
Снижение токсичности методами, оказывающими неблагоприятное влияние иа топливную экономичность
>5000	6,9	8	8,8	0,62	18	1,7	Богатая смесь, позднее зажигание, подача дополнительного воздуха в зону выпускных клапанов
5000	5,7	8	12,1	3,6	53	2,6	Богатая смесь, перекрытие клапанов, позднее зажигание, подача воздуха в зону выпускных клапанов
5000	6,9	8	8,8	4,2	63	0,85	Богатая смесь, перекрытие клапанов, позднее зажигание, подача воздуха в зону выпускных клапанов
4500	6,5	8	11,0	1,55	27	2,8	Рециркуляция отработавших газов, позднее зажигание, подача воздуха в зону выпускных клапанов
4000	4,0	8	12,0	2,32	71	2,0	Богатая смесь, позднее зажигание, подача воздуха в зону выпускных клапанов
Автомобили с минимальным влиянием требований токсичности иа топливную экономичность
2250	1,3	8,2	26,2	2,4	27	2,0	Никаких ограничений токсично-
							сти, почти стехиометрическая смесь [4]
3000	1,6	8,0	21,8	3,1	29	4,0	Никаких ограничений токсичности, почти стехиометрическая смесь [4]
4500	5,8	8,0	13,1	1,7	6	6	Почти оптимальная регулировка для топливной экономичности, обедненная смесь [56]
,4500	5,7	8,3	14,0	3,0	7,4	1,4	Бедная смесь, рециркуляция отработавших газов, потери топливной экономичности составляют 3 % [9]
3000	2,4	8,3	21,5	2,3	8,0	1,6	Бедная смесь, рециркуляция отработавших газов, потери топливной экономичности составляют 3 % [9]
3750	3,8	8	19,3	2,9	12,5	2,8	Рециркуляция отработавших газов, почти максимальная топливная экономичность
3500	3,8	8	19	3,3	7,3	1,4	Рециркуляция отработавших газов, почти максимальная топливная экономичность
Примечание. 1 фунт = 0,453 кг; 1 миля/галлон = 0,425 км/л;
1 г/миля =0,63 г/км.
54
чительного уменьшения содержания этих веществ в отработавших газах может снизиться топливная экономичность (рис. 2.2 и 2.3). Как видно из рис. 2.4, изменение топливной экономичности, отнесенной к некоторой условной массе, в эти годы было небольшим. Топливная экономичность увеличилась в 1975—76 гг. за счет использования нейтрализаторов и устройств для рециркуляции отработавших газов, хотя в это же самое время допустимые уровни токсичности были еще более понижены. Это увеличение отчасти было обусловлено увеличением углов опережения зажигания, перекрытия клапанов и отказом от других мероприятий, осуществлявшихся до 1975—76 гг., в результате чего стало возможным использование обедненных смесей и повышение топливной
экономичности.
Невозможность уменьшения токсичности двигателя путем изменения конструкции и (или) регулировки без нежелательного ухудшения топливной экономичности (даже для очень малых автомобилей) явилось причиной применения устройств для дополни-
Рис. 2.2. Зависимость количества выделений NOX и топливной экономичности F от угла опережения зажигания ф а градусах до ВМТ. Автомобиль массой 4500 фунтов (2000 кг), рабочий объем двигателя 350 дюйм* (5,7 л), скорость движения 55 миля/ч (88,5 км/ч). Из работы [9]. Перепечатано с разрешения. (1 миля/галлои = 0,425 км/л;
1 г/миля = 0,62 г/км)
Рис. 2.3. Зависимость концентрации углеводородов (Се) в выпускных газах от угла опережения зажигании ф. Из работы Daniel W. eEngine Variable Effects on Exhaust Hydrocarbon Concentration (A Single Cylinder Engine Study with Propane as the Fuel)», SAE paper 670124. Перепечатано с разрешения, © 1967, Общество автотракторных инженеров. (AlF — отношение количества воздуха к количеству топлива в топ-ливовоздушиой смеси)
55
Рис. 2.4. Топливная экономичность F (миля/галлон) после 4000 миль (6400 км) пробега в различные годы (из работы [77]). Перепечатано с разрешения, © 1981 г., Общество автотракторных инженеров (1 мили/галлои = 0,425 км/л; 1 дюйм3 = 16,4 см3):
1 — городской ездовой цикл; 2 — смешанный ездовой цикл; 3 >— ездовой цикл по автостраде; 4 — рабочий объем
система, конечно, могла бы обеспечить достижение максимальной топливной экономичности автомобиля при выполнении требований по токсичности. Из двух созданных систем нейтрализации отработавших газов — тепловой гомогенный реактор и каталитический нейтрализатор — последний эффективнее благодаря возможности эксплуатации в более широком диапазоне температур и по способности устранения NO. Вследствие этого он получил более широкое распространение. Однако важно иметь в виду, что, хотя каталитические нейтрализаторы очень эффективны при температуре, превышающей температуру воспламенения, в присутствии катализатора они не позволяют достичь оптимальной топливной экономичности. Это объясняется рядом причин.
1.	Нейтрализаторы требуют применения для двигателя топлива, не содержащего тетраэтилсвинца, что обеспечивает эффективность их работы после пробега 50 тыс. миль (80 тыс. км) в особенности при их использовании для восстановления NO. Это требует применения двигателей с меньшей степенью сжатия, чем при работе с топливом, эквивалентным топливу с тетраэтилсвинцом, результатом чего будет меньшая экономичность двигателя. Этот вопрос будет рассмотрен ниже.
2.	Окись азота NO может быть удалена лишь каталитически путем восстановления азота [29]. При необходимости каталитического регулирования количества NO двигатель должен работать либо с топливной смесью стехиометрического состава, либо со слегка обогащенной смесью. Поскольку максимального значения топливная экономичность двигателя внутреннего сгорания достигает при работе на смесях, беднее стехиометрических (например, рис. 2.5), в автомобиле, оборудованном нейтрализатором для удаления NO, неизбежно некоторое ухудшение топливной
56
Рис. 2.5. Зависимость расхода топлива Q и индикаторной мощности I при полной нагрузке и средней температуры отработавших газов для двигателя внутреннего сгорания с искровым зажиганием от отношения количества воздуха к количеству топлива А/F в топливовоздушной смеси (1 кВт.ч/фунт= 2,2 кВт-ч/кг):
1 — стехиометрическая смесь; 2 — вождение с высокой скоростью; 3 — вождение в городе
экономичности по сравнению с максимально возможной, дости-гаемой без ограничений на токсичность [22]. Без применения системы рециркуляции отработавших газов при работе на смеси стехиометрического состава топливная экономичность снижается
примерно на 5 % по сравнению с
достигаемой при работе на обедненной топливной смеси с отношением количества воздуха к количеству топлива, равном 17, без
нарушения режима горения.
3.	Как отмечалось ранее, при холодном пуске автомобиля до начала работы нейтрализатора может выделиться значительная часть токсичных веществ. Само по себе выделение несгоревшей окиси углерода СО и углеводородов не приводит к значительному ухудшению топливной экономичности при испытаниях по программе FTP, но большие выделения токсичных веществ при холодном пуске создают дополнительную нагрузку на систему нейтрализации. Если нейтрализатор не приспособлен для работы при такой нагрузке, может потребоваться уменьшение токсичных выделений двигателя, например, уменьшение выделений углеводородов путем уменьшения угла опережения зажигания, что, в свою очередь, приводит к снижению топливной экономичности.
4.	Выделяемые двигателем углеводороды содержат много фракций. Некоторые из них, такие как метан и насыщенные углеводороды, после 50 тыс. миль (80 тыс. км) пробега реагируют при катализе с окислителем достаточно медленно, так что их удаление может быть неполным. Если содержание этих фракций в выделяемых двигателем углеводородах достаточно велико (у больших автомобилей), при стремлении достичь высокой топливной экономичности они после пробега 50 тыс. миль (80 тыс. км) уже не могут удаляться нейтрализатором; требования по количеству выделяемых углеводородов выполнить не удается, и для уменьшения выделения двигателем углеводородов может потребоваться применение позднего зажигания, которое сопровождается ухудшением топливной экономичности.
5.	Если для работы нейтрализатора требуется применение воздушного компрессора, подающего вторичный воздух (например,
57
для нейтрализаторов окисления), то затраты мощности на работу этого компрессора ухудшают топливную экономичность автомобиля. Требуемая для такого компрессора мощность может достигать нескольких лошадиных сил. Потери топливной экономичности при этом составляют 1 миля/галлон (0,425 км/л) [5]. У современных автомобилей малого класса подобные потери оцениваются в 0,3—0,5 миля/галлон (0,13—0,21 км/л). Использование системы, в которой для подачи вторичного воздуха в выпускной трубопровод применяется продувка цилиндров [6], может предотвратить эти потери.
2.4.	СТЕПЕНЬ СЖАТИЯ, ЭКОНОМИЧНОСТЬ И ТОКСИЧНОСТЬ
Известный положительный эффект увеличения степени сжатия (CR — compression ratio) проиллюстрирован на рис. 2.6. Для практической реализации этого эффекта и повышения топливной экономичности необходимо учесть: 1) влияние увеличения степени сжатия на выделения СО, NO и углеводородов и 2) необходимость при увеличении степени сжатия применения топлива с более высоким октановым числом. Эти проблемы рассмотрены несколькими группами исследователей [7—10].
Данные Керклина и Уайза [8], полученные при степени сжатия 9,3 и 8, показали, что удельные на единицу эффективной мощности (BS — brake specific) выделения NO и углеводородов (грамм/л. с-ч) увеличиваются при увеличении степени сжатия (рис. 2.7 и 2.8). Эти данные характеризуют ожидаемую закономерность, однако следует помнить, что абсолютные числовые значения получены для двигателя, рабочий объем которого 400 дюйм3 (6,6 л), и только для вполне конкретных значений скорости и нагрузки. Обнаруженное увеличение выделений при степени сжатия 9 по сравнению с количеством выделений при степени сжатия 8,3 означает, что в случае работы с повышенной степенью сжатия появились бы дополнительные нагрузки на устройство снижения токсичности отработавших газов. Особенно велики эти
Рис. 2.6. Зависимость удельной индикаторной топливной экономичности Fi от степени сжатия CR. Автомобиль массой 5000 фунт (2270 кг), 2000 мин-1, отношение количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси 17, рециркуляции отработавших газов нет, рабочий объем двигателя 400 дюйм3 (6,6 л), крутящий момент 17,5 фут-фунт (23,7 Н-м). Из работы Baker R., baby В., Pratt J. ^Selecting compression Ratios for Optimum Fuel Economy with Emission Constraint», SAE paper 770191. Перепечатано с разрешения, © 1977 г., Общество автотракторных инженеров (1 фунт/(л-с-ч) = 0,62 кг/(кВт-ч)
нагрузки были бы в результате увеличения выделений углеводородов. Моделируя условия эксплуатации автомобиля массой 5 тыс. фунтов (2270 кг), Керклин и Уайз [8] установили, что наименьшие достижимые значения выделений двигателем углеводородов составили 1,4 г/миля (0,88 г/км) при степени сжатия 8 и 3,6 г/миля (2,25 г/км) при степени сжатия 9, выделения NO в результате применения рециркуляции отработавших газов и позднего зажигания не превышали 2 г/миля (1,25 г/км) (хотя расход топлива при степени сжатия 9,3 был на 7 % меньше).
Гамблтон и др. [9] привели данные, полученные для автомобиля массой 3000 фунтов (1360 кг) с двумя двигателями объемом 151 дюйм3 (2,47 л), отличающимися степенью сжатия: один со степенью сжатия 8,3, а другой — 9,2. В случае использования двигателя со степенью сжатия 9,2 передаточное число ведущего моста изменялось с тем, чтобы динамика этого двигателя была такой же, как и у двигателя со степенью сжатия 8,3. В качестве устройства для снижения токсичности отработавших газов использовался окислительный каталитический нейтрализатор объемом 160 дюйм3 (2,62 л). Результаты определения количества выделяе-
мых токсичных веществ и
14	15	16 П 18 A/F	W IS	17	18 A/F
Рис. 2.7. Влияние степени сжатия на удельное значение выделений NOX (BS NOX) прн 1700 мин-1, крутящем моменте 60 фут.фунт (81,4 Н-м), рабочий объем двигателя 400 дюйм* (6,6 л). Данные для двух значений угла опережения зажигания и различных значений отношения количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси AlF [8]. Перепечатано с разрешения, © 1978 г., Общество автотракторных инженеров (CR — степень сжатия, EGR — количество рециркулируемых отработавших газов, МВТ — оптимальная установка угла опережения зажигания, 1 г/(л. с-ч)= 1,36 г/(кВт.ч)
Рис. 2.8 Влияние степени сжатия и рециркуляции отработавших газов иа удельное значение выделений углеводородов (BS НС) при 1700 мин-1, крутящем моменте 60 фут-фунт (81,4 Н -м), рабочий объем двигателя 400 дюйм* (6,6 л). При рециркуляции 10 % отработавших газов осуществляется задержка зажигания на 10 % (из работы [81). Влияние рециркуляции отработавших газов более заметно при работе на бедных смесях. Перепечатано с разрешения, © 1978 г., Общество автотракторных инженеров (AlF — отношение количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси, CR — степень сжатия, EGR — количество рециркулируемых отработавших газов, МВТ — оптимальная установка угла опережения зажигания, 1 г/(л. с-ч)= 1,36 г/(кВт-ч)
59
2.4. Экономичность и токсичность при испытаниях по методике FTP; автомобиль массой 3000 фунтов *
Степень сжатия	г/миля			Экономичность при ездовом цикле ЕРА		
	НС	со	NO	в городе	по автостраде	смешанный цикл
8,3 9,2 Степень	0,35 0,46 То	4,6 4,6 пливная	1,6 1,6 ЭКОНОМИ!	21,5 22 ность	'25,5 27,4 Время р от 0 до (	23,1 24,1 азгоиа, с, 50 миля/ч
сжатия	Городской цикл		SAE	SAE—155		
8,3 9,2		17,4 18,9		25,1 27,9	18 18,	С 2 с
* Данные, приведенные в [9], для автомобиля с каталитическими преоб-
разователями.
(1 миля/ч = 1,6 км/ч, 1 фунт = 0,453 кг).
лями приведены в табл. 2.4. Как можно видеть, при увеличении степени сжатия топливная экономичность улучшается, но при этом увеличиваются выделения углеводородов. Возможность повышения топливной экономичности за счет применения двигателей с более высокой степенью сжатия (при использовании топлива с более высоким октановым числом) будет зависеть от возможности выполнения для данной системы двигатель—автомобиль требований по выделениям углеводородов [57].
Производство неэтилированного бензина с высоким октановым числом необходимо для двигателей с высокой степенью сжатия [11 ], требует дополнительных затрат энергии [12]. Эта проблема рассматривалась Гамблетоном и др. [9]. Экономия энергии (вследствие повышения топливной экономичности при одинаковых характеристиках) при увеличении степени сжатия с 8,3 до 9,2 оценивается в 5,8 %, в то время как затраты энергии на очистку при производстве неэтилированного топлива с более высоким октановым числом, необходимым для двигателя с более высокой степенью сжатия, оцениваются в 9,5%. Эта величина зависит от метода составления уравнения энергетического баланса, характеризующего процесс очистка, и от способа очистки. В работе [81], например, указанные затраты энергии оцениваются в 4—5 %. Таким образом, при переходе к более высокой степени сжатия в итоге возможно увеличение энергетических затрат. Это обстоятельство проиллюстрировано рис. 2.9. Необходимое количество октана в процессе очистки может быть также получено без ощутимых энергетических затрат в результате добавления к бензину тетраэтилсвинца. Использование свинца, однако, несовместимо
60	\
Рис. 2.9. Зависимость изменения расхода топлива от исследовательского октанового числа (О. Ч.) топлива, автомобиль массой 4000 фунт (1800 кг), рабочий объем двигателя 350 дюйм3 (5,7 л), требования по токсичности 1977 г. На рисунке показаны значения степени сжатия 7,4; 8,3 и 9,2. ----------экономия топлива автомобилем,' ------- —
расход топлива на повышение его октанового числа [9]: / — уменьшение расхода топлива автомобилей при одинаковой динамике: «Дюпон» —
7,5 %, «ДМ» — 5,9 %; 2 — неэтилироваиный бензин, 3 — потери иа повышение октанового числа 9,5 %; 4 — этилированный бензин; 5 — данные для О. Ч , превышающих 96, получены экстраполяцией
с поддержанием высокой активности катализатора и приводит к увеличению выброса углеводородов. При этом также возникают проблемы, связанные с влиянием свинца в атмосфере на здоровье [13], хотя оно до конца еще не выяснено [14]. Для повышения октанового числа без снижения химической активности катализатора можно применять метанол, но при этом возникают другие проблемы.
Необходимость применения топлива с высоким октановым числом для двигателя со степенью сжатия 9,2 возникает лишь для некоторых режимов. Обычно, но не всегда, это происходит, когда давление во всасывающем трубопроводе велико, как, например, во время разгона. При всех остальных режимах движения требования двигателя к октановой характеристике топлива могут быть удовлетворены при применении топлива с октановым числом, близким к 91. Курьер, Гроссман и Гамблетон [7] описали электронную систему предотвращения детонации, которая осуществляет задержку зажигания, когда с помощью детонационного датчика обнаруживаются нарушения в работе двигателя. Эта система позволяет двигателю со степенью сжатия 9,3 работать на бензине с октановым числом 91. Для автомобиля массой 4000 фунтов (1800 кг) с двигателем объемом 350 дюйм3 (5,7 л) и нейтрализатором тройного действия, отрегулированным так, что выбросы НС составляют примерно 0,24 г/миля (0,15 г/кг), СО — 2,5 г/миля (1,6 г/км) и NO» — 0,63 г/миля (0,39 г/км), при использовании этой системы на комбинированном цикле ЕРА топливная экономичность повысилась на 4,3 % по сравнению с топливной экономичностью этого автомобиля с двигателем со степенью сжатия 8,4 (при одинаковых характеристиках в обоих случаях). Однако испытания других систем двигатель—автомобиль показали, что не всегда использование детонационных датчиков позволяет повысить топливную экономичность.
61
Таким образом, увеличивая степень сжатия на одну единицу при использовании современных топлив, путем усложнения системы управления работы двигателем можно добиться повышения топливной экономичности менее чем на 5 %. При этом увеличивается количество углеводородов, поступающих в систему снижения токсичности отработавших газов. Хотя широкое применение высокооктановых (неэтилированных) топлив в настоящее время не представляется целесообразным, следует иметь в виду, что появление и доступность органических антидетонационных присадок, таких как метанол или метил-тертубутил, получаемых из каменного угля, а также разработка более эффективных способов очистки топлива могут изменить этот вывод.
2.5.	ВЫБРОСЫ ОКИСИ УГЛЕРОДА
Зависимость от отношения количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси количества выделяемых СО, NO и
углеводородов одноцилиндровым двигателем внутреннего сгорания с искровым зажиганием, работающего при оптимально установленном угле опережения зажигания, показана на рис. 2.10. Для обогащенных топливных смесей окись углерода и водород являются продуктами неполного сгорания. На практике отношение количества СО к количеству Н2 в выпускных газах примерно равно 3. Химические реакции, которые определяют концентрации СО и Н2 в выпускном трубопроводе, описаны Ньюхаллом [15] и другими [16]. Концентрация выделений СО не соответствует равновесному состоянию с присутствующими молекулами (Н2О, СО2 и т. д.). При температурах выпускных газов для равновесия должно быть больше Н2 и меньше СО, но это требует применения каталитических реакторов. Водород не считается вредной примесью.
Как можно видеть на рис. 2.10, при отношениях количества
воздуха к количеству топлива в топливной смеси, превышающих ~16, выделения СО малы и факти-
чески концентрация СО в отработавших газах двигателя на установившемся режиме при таких обедненных смесях достаточно мала, чтобы можно было достичь среднего значения
Рис. 2.10. Концентрация СО, NO и углеводородов (приведенных к гексану) в объемных процентах, выделяемых одноцилиндровым двигателем внутреннего сгорания с искровым зажиганием, в зависимости от величины отношения количества воздуха к количеству топлива в топливовоздушиой смеси
62
концентрации СО в выпускной трубе автомобиля, удовлетворяющего норме 3,4 г/миля (2,2 г/км) (см. табл. 2.2). Источником образования СО при работе на обедненных смесях может быть также медленное догорание в процессе выпуска углеводородов, не сгоревших во время процесса сгорания.
На практике, однако, имеется ряд причин ожидать больших выделений СО при испытаниях по методике FTP даже в том случае, если двигатель отрегулирован для работы на обедненных смесях. Как отмечалось ранее, очень значительные выделения СО могут происходить при холодном пуске двигателя. Позняк [17] показал, что у автомобиля массой 4600 фунтов (1800 кг) с карбюраторным двигателем и нейтрализатором, отрегулированным для выполнения требований по выделению СО, во время испытаний по методике FTP, т. е. 3,4 г/миля (2,2 г/км) выделения двигателем СО в течение первых двух минут работы (при учете условий холодного пуска с весовым множителем 0,43) могут составить 80 % допустимых выделений СО в течение всего испытания. Это число могло бы быть меньше, если бы можно было более точно регулировать отношение количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси при холодном пуске. Двигатели с впрыском топлива в этом отношении обладают некоторыми преимуществами [18].
Поскольку выделения СО резко увеличиваются при уменьшении отношения количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси, для составов, близких к стехиометрическим, и для обогащенных смесей следует ожидать выделения большого количества СО в двигателе при большом различии состава топливовоздушной смеси по цилиндрам даже при обедненном среднем составе смеси, так как в одном или в нескольких цилиндрах смесь может быть обогащенной. В статье Линдсея и др. [19], например, приведены результаты измерений выделений СО каждым цилиндром четырехцилиндрового двигателя, свидетельствующие, что при среднем значении отношения количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси, равном 16,2, объемное содержание СО в выделениях различных цилиндров менялось от 1,0 до 0,2 %. При равномерном распределении смеси по цилиндрам объемное содержание СО в выделениях различных цилиндров было одинаковым и составило 0,1 % при отношении количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси, равном 16,5.
Во время разгона автомобиля с карбюраторным двигателем топливо впрыскивается во впускной трубопровод ускорительным насосом. Это делается для того, чтобы предотвратить обеднение смеси на таком неустановившемся режиме из-за неспособности карбюратора надлежащим образом реагировать на внезапное Увеличение потока воздуха. Потоком воздуха вовлекается не все впрыскиваемое топливо. Вследствие этого в конце разгона заряд топливной смеси оказывается переобогащенным, так как происходит испарение топлива со стенок впускного трубопровода. Это
63
переобогащение смеси по сравнению со средним для неустановив-шегося периода составом смеси может привести к кратковременным выбросам большого количества СО [20 1. Обеднение смеси при разгоне иногда регулируется электронными системами впрыска топлива, электронные системы управления позволяют лучше компенсировать изменения состава топливной смеси.
Если в процессе испытаний по методике FTP возникает необходимость работы в режиме максимальной мощности (что случается нечасто), то в период достижения максимума мощности выделения СО будут увеличиваться. Это обусловлено тем, что максимальная мощность достигается при отношении количества воздуха к количеству топлива в топливной,смеси, равном 12—13, поэтому современные автомобили при почти полностью открытой дроссельной заслонке работают на обогащенных смесях.
Если' необходимо удаление NO с помощью каталитического нейтрализатора, то двигатель должен работать на стехиометрическом или немного обогащенном составе топливной смеси. Это приведет к относительно высоким уровням выделения двигателем СО (0,5—1 молярный процент), и для уменьшения токсичности потребуется также применение системы снижения токсичности отработавших газов.
Топливная экономичность автомобиля максимальна при работе двигателя на обедненных смесях, т. е. когда, как мы видели, уровень выделения двигателем СО мал, хотя при необходимости уменьшения выделений NO может потребоваться использование обогащенных смесей. В этом отношении использование обедненных смесей одинаково благоприятно сказывается и на уменьшении выделений СО, и на повышении топливной экономичности. Кроме того, для уменьшения выделений СО при холодном пуске требуется однородность состава топливной смеси по цилиндрам и уменьшение или исключение кратковременных увеличений выбросов СО. Это может быть достигнуто с помощью применения электронной системы впрыска топлива [18], правда, ценой существенного ухудшения топливной экономичности по сравнению с впрыском обычным карбюратором.
Интересно отметить, что дизельный двигатель работает на обедненных топливных смесях на всех режимах, и проблемы увеличения выделений СО при холодном пуске для него не возникает, поскольку топливо впрыскивается непосредственно в цилиндр. Вследствие этого автомобили с дизельными двигателями могут удовлетворять государственным требованиям по количеству выделений СО без использования дополнительных устройств.
Для автомобилей, у которых выделение двигателями СО превышает допустимые нормы, необходимы дополнительные устройства для обработки отработавших газов с целью уменьшения выделения СО, достигаемого обычно с помощью каталитического окисления. Изменения в установке угла зажигания незначительно влияют на выделения СО из цилиндра двигателя хорошей кон-64
струкции. Для равномерного догорания СО требуется достаточное количество окислителя (>2 % О2), температура ~800 °C, пребывание газов в нейтрализаторе в течение 20—50 мс [21 ] и очень хорошее перемешивание.
2.6.	ВЫБРОСЫ ОКИСИ АЗОТА
Окись азота NO образуется в цилиндре двигателя с искровым зажиганием в ходе высокотемпературной (~2800 К) реакции между атомами кислорода и молекулами азота. Атомы кислорода являются продуктом теплового распада содержащих кислород веществ в горящих газах и распада самого кислорода. Эти реакции описываются соотношениями
О + N2 NO + N;
N + О2 -> NO + О.
Оценка количества NO, образующейся при работе двигателя в различных режимах, методами химической кинетики произведена Бламбергом и Каммером [23]. Их исследование основано на более ранней работе Лавойе и Кекка [24]. Эти авторы показали, что во всем диапазоне значений отношений количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси и при всех условиях работы двигателя наибольшее количество NO образуется на начальном этапе сгорания и что при работе на обедненных смесях или при рециркуляции отработавших газов количество NO ограничивается по существу кинетикой ее образования. Поскольку полная энергия активации процесса образования NO равна примерно 130 ккал/моль (545 кДж/моль), небольшое уменьшение максимальной температуры сгорания существенно уменьшит скорость образования NO. Все методы уменьшения выделений NO двигателем сводятся либо к снижению максимальной температуры сгорания, либо уменьшению концентрации кислорода. Уменьшение выделений NO путем перехода к работе на обогащенных смесях с пониженной концентрацией кислорода (и уменьшения температуры сгорания для сильно обогащенных смесей) приведет к уменьшению топливной экономичности, и с точки зрения современных энергетических проблем этот путь неприемлем. Снижение уровня выделений NO путем уменьшения максимальной температуры сгорания приведет к уменьшению максимальной мощности двигателя при заданном рабочем объеме, но может привести к увеличению термического КПД двигателя при условии возможности правильного подбора продолжительности сгорания в цикле и при условии, что физические характеристики топлива не ухудшаются. Конечно, если температура сгорания в двигателе опять будет достигать своего максимального значения (обогащенная смесь: отсутствие рециркуляции отработавших газов)
3 П/р Д. Хиллиарда.	65
при необходимости достижения максимальной мощности (если это происходит нечасто, а именно так оно и есть, не только во время испытаний по методике FTP), то мощностные показатели двигателя в целом не ухудшаются. Термический КПД идеального двигателя, работающего по циклу Отто, определяется, теоретически, только степенью сжатия и коэффициентом удельной теплоемкости у. При уменьшении максимальной температуры горения эффективная величина у имеет тенденцию к увеличению, что способствует повышению топливной экономичности. Однако, если в обычных двигателях при работе на смеси стехиометрического состава осуществляется рециркуляция отработавших газов, это компенсируется меньшей величиной удельной теплоемкости у рециркулирующих паров воды и двуокиси углерода [22]. Кроме того, для сохранения величины развиваемой двигателем мощности при уменьшении максимальной температуры сгорания следует увеличить давление во впускном трубопроводе. Если окажется возможным уменьшить максимальную температуру сгорания и одновременно увеличить давление во впускном трубопроводе (одно увеличение этого давления приведет к повышению температуры сгорания в основном из-за уменьшения количества остаточных газов), то при одинаковой развиваемой мощности работа при более низких температурах сгорания позволит дополнительно увеличить топливную экономичность благодаря уменьшению насосных потерь.
На практике температура сгорания может быть понижена различными способами. В частности, двигатель может эксплуатироваться на сильно обедненных топливных смесях или во впускной трубопровод могут направляться охлажденные отработавшие газы (EGR). Достигаемое при этом уменьшение выделений NO иллюстрируется рис. 2.11. Максимальное выделение NO наблюдается при составе смеси несколько беднее стехиометрического, хотя температура сгорания максимальна при составе, несколько обогащенном по сравнению со стехиометрическим. Это объясняется меньшей концентрацией атомов кислорода в смеси, состав которой богаче стехиометрического. И работа на очень бедных смесях и рециркуляция отработавших газов являются эффективными средствами уменьшения выделений NO. Поскольку применение рециркуляции отработавших газов позволяет уменьшить максимальную температуру сгорания без одновременного увеличения количества кислорода (величина отношения количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси постоянна), для заданного уменьшения количества выделения NO требуется использовать меньше рециркулирующих отработавших газов, чем воздуха для разбавления смеси (обеднения). Вследствие этого температура сгорания будет несколько выше, чем при разбавлении топливной смеси воздухом, что может привести к увеличению скорости сгорания. Однако при применении рециркуляции отработавших газов вместо обеднения смеси происходит некоторое ухуд-66
NO, млн'1
11,30 12,25 /3,36 14,70 16,33 18,37 21,00 24,50 A/F
Рис. 2.11 Влияние отношения количества воздуха к количеству топлива A/F в топливной смеси (коэффициента избытка топлива а) и количества рециркулируемых отработавших газов (EGR) на выделения NO. Температура во впускном трубопроводе 66 °C, абсолютное давление 9,7 фунт/дюйм2 (66,9 кПа). Степень сжатия 8,5, частота вращения коленчатого вала 1500 мин-*, интервал горения от 10° перед ВМТ до 40° после ВМТ, LlR = 4,0 [23]
шение топливной экономичности, так как отработавшие газы содержат СО2 и Н2О, удельная теплоемкость у которых больше, чем удельная теплоемкость N2.
На рис. 2.12 показано, что можно поддерживать на достаточно хорошем уровне показатели топливной экономичности и выделений NO при работе на обедненных смесях (или при применении рециркуляции отработавших газов) за счет оптимального подбора интервала сгорания. Однако на практике достаточно трудно нужным образом регулировать скорость сгорания, поскольку при снижении температуры сгорания скорость тоже уменьшается. Для сохранения показателя топливной экономичности при уменьшении выделений NO с помощью рециркуляции отработавших газов требуется применение специальных методов, таких как увеличение турбулентности в камере сгорания или двойное зажигание. В дополнение к проблеме, связанной со скоростью сгорания, применение рециркуляции отработавших газов приведет к увеличению выделений углеводородов [25, 26], и если это увеличение потребует введения запаздывания зажигания для некоторого уменьшения количества углеводородов, то топливная экономичность ухудшается. Важно, чтобы рециркулирующие отработавшие газы и свежий заряд топливной смеси, а также свежий заряд и остаточный газ хорошо перемешивались. При плохом смешивании будут образовываться небольшие зоны остаточных газов, в которые топливо и кислород попадают из свежего заряда топливной смеси только в результате диффузии. Смесь в этих включениях будет слишком разбавленной для поддержания
3*	67
BSFC, фунт/л.сч
Рис. 2.12. Показатели экономичности и выделений NO при работе иа бедных смесях. По оси ординат отложен удельный расход топлива BSFC, по оси абсцисс— удельное значение выделения NO (BSNO) и выделения NO для автомобиля массой 3000 фунтов (1360 кг). Графики для различных значений отношения A/F количества воздуха к количеству топлива (в процентах указан избыток воздуха) в бедных топливных смесях и различных значениях угла опережения зажигания (из работы [23]). Температура во впускном трубопроводе 60 °C, абсолютное давление 9,7 фунт/дюйм2 (66,9 кПа), частота вращения коленчатого вала 12 000 мин-1, степень сжатия 8,5, L/R — 4,0 (1 фунт/(л. с-ч) — 1,36 г/(кВт-ч); 1 г/миля = 0,62 г/км):
1 — Д0С : 30°—70° после ВМТ: 2 — 20°—60° после ВМТ; 3 — 10°—50’ после ВМТ: 4 — 0°—40° после ВМТ; от 5 — 10е перед ВМТ до 30° после ВМТ
процесса сгорания, и выделение углеводородов увеличится. Этот эффект проиллюстрирован на рис. 2.13.
Запаздывание зажигания, при котором сгорание все же происходит в первой части процесса расширения, приводит к снижению максимальной температуры. В частности, это относится к начальному этапу сгорания, При котором образуется наибольшее количество NO, поскольку благодаря процессу расширения повторного сжатия и повышения температуры начальной порции заряда, обусловленных последующим (при почти постоянном объеме) сгоранием, не будет. На рис. 2.14 показан эффект увеличения запаздывания процесса сгорания в цикле (задержки зажигания) на образование NO. Задержка зажигания является эффективным средством уменьшения выделений NO, но, поскольку сгорание при этом происходит во время такта расширения (что необ- . ходимо для снижения температуры), не все сгоревшие газы будут | полностью, насколько это допускается величиной степени ежа- | тия, расширяться, вследствие чего термический КПД двигателя, | а следовательно, и топливная экономичность автомобиля ухуд- | 68
шатся 127]. Это показано на рис. 2.15. Ценой небольшого ухудшения топливной экономичности может быть достигнуто значительное снижение выделений NO. Интересно также отметить, что при значительных уровнях рециркуляции отработавших газов задержка зажигания менее эффективна. С точки зрения топливной экономичности рециркуляция отработавших газов является лучшим средством уменьшения выделений NO. Следует, однако, отметить, что задержка зажигания уменьшает выделения углеводородов (см. рис. 2.3), в то время как рециркуляция отработавших газов увеличивает. Кроме того, задержку зажигания проще осуществить.
Рис. 2.13. Влияние хорошего смешивания во впускном трубопроводе свежего заряда топлива с рециркулирующими отработавшими газами (EGR) на выделения углеводородов (НС). • — серийный трубопровод, О — трубопровод, течение в котором турбулентно (хорошее смешивание). Двигатель объемом 2 л, степень сжатия 9, постоянный угол опережения зажигания 2000 мин-1, нагрузка 10%. По оси абсцисс отложено отношение количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси (AIF) [26]
П 15 76 77 18 19 A/F
69
Рис. 2.14. Зависимость выделения NOX и удельного расхода топлива (BSFC) двигателем от угла опережения зажигания (ф) при стехиометрическом составе топливной смеси; 1600 мин-1; крутящий момент 113 Н-м (из работы [27]). Перепечатано с разрешения, © 1980 г., Общество автотракторных инженеров
Уменьшение температуры поступающего в двигатель воздуха уменьшает выделения NO, улучшает топливную экономичность и снижает 'требования к октановому числу топлива (рис. 2.16). К недостаткам этого метода относятся увеличение выделений углеводородов вследствие снижения температуры отработавших
газов, что ухудшает условия догорания несгоревшего топлива в выпускной системе, и уменьшение испаряемости во впускном трубопроводе таких топлив, как бензин, содержащий компоненты с высокой точкой кипения. Эти недостатки отсутствуют при использовании в качестве топлива метана. Благодаря тому, что сгорание метана и метанола происходит при более низких температурах, в обычных условиях эксплуатации NO выделяется примерно в 2 раза меньше, чем при сгорании бензина [23].
Как указывалось ранее, при сгорании первой порции заряда топливной смеси в цилиндре образуется основная масса всего количества NO. Бламберг [281 показал, что, распределяя послойно топливную смесь в цилиндре так, что горящая сначала порция смеси является обогащенной, а следующая — обедненной (при сте-
Рис. 2.15. Зависимость выделений NOX от угла опережения зажигании (а) для различных уровней рециркуляции отработавших газов при стехиометрическом составе топливной смеси; 1600 мин-1, крутящий момент 113 Н-м. Открытие клапана рециркулиции отработавших газов измеряется в миллиметрах. Значение О соответствует отсутствию рециркуляции, а 4 мм — полной рециркуляции [27]. Перепечатано с разрешения, © 1980 г., Общество автотракторных инженеров. Открытию клапана иа 4 мм соответствует рециркуляция 11—16 % отработавших газов, 3 мм — 9—12 %, 2 мм — 6—8 % и 1 мм — 2—3 %
BSNO, г/л. с ч
BSFC, фунт /л. с.  ч
Рис. 2.17. Влияние степени сжатия (CR) иа удельный расход топлива (BSFC) и удельное образование NO (BSNO) [23]. Отношение количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси 20,6, температура во впускном трубопроводе 610 °7? (65,7 °C), абсолютное давление во впускном трубопроводе 9,7 фунт/дюйм2 (66,9 кПа), 1500 мин-1, L/R = 4,0 (1 фуит/(л. с-ч)= = 0,62 кг/(кВт-ч), 1 г/(л. с-ч) = = 1,36 г/(кВт-ч):
1 — Д0С: 20° после ВМТ — 70° после ВМТ; 2 — 10° после ВМТ — 60° после ВМТ; 3 — 0 — 60° после ВМТ; 4 — 10° перед ВМТ — 40° после ВМТ
Рис. 2.16. Влияние температуры поступающего воздуха (7) на удельный расход топлива (BSFC) и удельное образование NO (BSNO) [33]. Отношение количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси 17,5, абсолютное давление во впускном трубопроводе 9,7 фунт/дюйм2 (66,9 кПа), 1500 мин-1, степень сжатия 8,5, L/R = 4,0, Д0С: 0 — — 50° после ВМТ (1 г/(л. с-ч) = = 1,36 г/(кВт-ч); 1 фунт/(л. с-ч) = = 0,62 кг/(кВт-ч); 7°7=1,8 (7°С + 32)
хиометрическом среднем составе), можно добиться значительного уменьшения выделений NO по сравнению с выделениями при равномерном распределении заряда топливной смеси стехиометрического состава. Однако послойное распределение заряда приводит к снижению топливной экономичности и увеличению выделений СО.
Повышение степени сжатия приведет к увеличению максимальной температуры сгорания и удельной величины выделений NO (рис. 2.17). Это увеличение будет существенно меньшим при работе на обедненных смесях или при высоких уровнях рециркуляции отработавших газов. На рис. 2.17 показано, что при оптимальном интервале сгорания (10° до ВМТ 40° после ВМТ) выделения NO с повышением степени сжатия увеличиваются, но при задержке зажигания (интервал горения от 0° до 50° после ВМТ) степень сжатия незначительно влияет на удельную величину выделений NO. Рис. 2.17 свидетельствует также о том, что при повышении степени сжатия с 7,5 до 9 и одновременной задержке зажигания (интервал горения от 0° до 50° после ВМТ) можно значительно уменьшить выделения NO (с 3,4 до 1,6 г/л. с-ч) без ухудшения топливной экономичности и без предъявления
71
У, миля/ч
10000
5000
500
О
СО, %
1000
0	100 200 300 ЧОО 500 600 700 800 900 1000 1100 1200
50
25 О
С, млн
15000-
О
NO, млн'1 , 1500
Рис. 2.18. Изменение концентрации СО, NO и углеводородов (НС, гексана) в выпускных газах при испытаниях по общегосударственной методике (1 миля/ч = = 1,6 км/ч)
повышенных требований к октановому числу топлива при более высокой степени сжатия.
В заключение можно сказать, что уменьшение выделений NO предполагает снижение максимальной температуры сгорания. Незначительное или умеренное уменьшение выделений NO может быть достигнуто путем задержки зажигания, ухудшение топливной экономичности при этом будет незначительным (см. рис. 2.2). Для более существенного уменьшения выделений NO следует одновременно применять рециркуляцию отработавших газов и задержку зажигания. Это позволит избежать снижения топливной экономичности, если только увеличение выделений углеводородов при этом не будет слишком большим и необходимость их уменьшения не приведет к ухудшению топливной экономичности.
При испытаниях на токсичность по методике FTP большие выделения NO наблюдаются во время разгона при установившемся тепловом состоянии двигателя. На этапе, соответствующем холодному (или горячему) пуску, выделения NO между участками разгона и движения с постоянной скоростью распределены более 72
Рис. 2.19. Образование NO при разгоне в простом повторяющемся цикле, начинающемся с холодного пуска (прежний цикл LA —7). Снижение уровня образования NO после начального ускорения обусловлено мгновенным обогащением топливовоздушной смеси в конце периода ускорения (1 миля/ч = 1,6 км/ч)
равномерно, поскольку скорость на этом этапе равна 55 миля/час (88 км/час). На рис. 2.18 приведены данные о концентрации NO в выпускных газах при испытаниях по методике FTP. Пики соответствуют режимам разгона, когда и поток выпускных газов интенсивнее. Изменение концентрации NO на части ранее применявшегося (ныне упраздненного) семирежимного цикла испытаний по методике FTP показано на рис. 2.19.
Всегда, когда давление во впускном трубопроводе велико, выделения NO тоже велики (рис. 2.20). Это в основном связано с тем, что при высоком давлении в трубопроводе в новом заряде топливной смеси будет меньше остаточных газов, представляющих собой оставшиеся в цилиндре продукты сгорания предыдущего заряда топливной смеси. Это попадание остаточных газов в заряд
топливной смеси можно считать отработавших газов.
То обстоятельство, что значительные массы NO выделяются только при высоком давлении во впускном трубопроводе и при работе на обедненных смесях, наводит на мысль о возможной эффективности методов динамического регулирования уровня выделений NO, когда описанные выше способы снижения выделений при-
Рис. 2.20. Влияние давления (Р) во впускном трубопроводе на образование NO (из работы [23]). В тех случаях, где интервал сгорания не указан, он составляет от 10° перед ВМТ до 30° после ВМТ. Результаты расчета, 2000 мин-1 (AIF — отношение количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси, 1 дюйм рт. ст. = 3,4 кПа):
1 — 3° перед ВМТ — 37° после ВМТ; 2 — 4° после ВМТ — 44° после ВМТ; 3 — 11° после ВМТ — 51“ после ВМТ
внутренней рециркуляцией
Р,дюйм рт.ст.
73
меняются не постоянно, а лигйь в некотором диапазоне значений частоты вращения коленчатого вала двигателя и нагрузок. Такой подход используется для регулирования выделений NO автомобилями массового производства со времени введения ограничений. Рециркуляция отработавших газов и задержка зажигания регулируются в зависимости от давления во впускном трубопроводе или от давления во впускном трубопроводе и скорости (противодавления выпускных газов), и, кроме того, принимаются меры, чтобы избежать при разгонах работы на смесях, при которых выделения NO максимальны. С появлением более сложных систем управления с микропроцессорами, датчиками скорости вращения коленчатого вала двигателя, крутящего момента и т. п., которые позволяют быстро изменять угол опережения зажигания, состав топливной смеси и уровень рециркуляции отработавших газов, оказывается возможным, с точки зрения обеспечения максимальной топливной экономичности, оптимально регулировать выделения NO (и других токсичных веществ) для заданной системы двигатель—автомобиль. Методы управления будут описаны в одной из последующих глав.
2.7.	ВЫБРОСЫ УГЛЕВОДОРОДОВ
s
На рис. ,2.10 показана типичная зависимость выделений углеводородов от отношения количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси. Ни при какой величине этого отношения выделения углеводородов не будут очень малыми, и для данного двигателя в заданном режиме работы концентрация углеводородов в выпускных газах никогда не достигнет средней величины, требуемой для того, чтобы выделения не превышали допустимых пределов (табл. 2.2).
Особенности холодного пуска (см. разд. 2.5) являются причиной выделения большого количества углеводородов в течение первых 100 с (рис. 2.21) испытаний по методике FTP. По оценке Позняка [17], за это время выделения углеводородов из карбюраторного двигателя могут достигать 40 % допустимых выделений за все время испытаний по методике FTP. Эго значение может быть другим у двигателя с применением электронной системы впрыска топлива (EFI — electronic fuel injection). Оно будет меньше, чем у карбюраторного двигателя, вследствие более точной дозировки топлива и близкого расположения форсунки системы впрыска к впускному клапану, в результате чего во впускном трубопроводе будет скапливаться меньше жидкого топлива. При плохой регулировке работы в режиме холодного пуска выделения углеводородов в течение первых ста секунд могут превзойти допустимый уровень, установленный на весь период испытаний. Снижение выделений углеводородов современными двигателями внутреннего сгорания с искровым зажиганием 74
ИС, мл и
Рис. 2.21. Выделения СО и углеводородов (НС) автомобилем с большим нейтрализатором. Температура, при которой нейтрализатор начинает функционировать, достигается за продолжительное время, около 4 мин. Необходимость более быстрого начала работы нейтрализатора с целью увеличения доли превращаемых токсичных веществ очевидна (1 миля/ч = 1,6 км/ч)
является одной из наиболее сложных проблем, для этой цели широко применяется устройство каталитической обработки отработавших газов [29].
При нормальном сгорании в карбюраторном двигателе с искровым зажиганием, работающем в режиме, далеком от предела воспламенимости топливовоздушной смеси, в остаточных продуктах сгорания углеводородов не должно быть. Основным источником углеводородов, находящихся в выпускных газах, является топливовоздушная смесь, попавшая в ходе сжатия и последующего увеличения давления во время сгорания в зазоры и другие’места в камере сгорания, куда фронт пламени в процессе сгорания не
75
может проникнуть. Дополнительным источником углеводородов является тонкий слой несгоревшей топливовоздушной смеси, образующийся у относительно холодных стенок камеры сгорания в результате гашения пламени при подходе его к стенке. Несгоревшие углеводороды попадают в продукты сгорания в конце сгорания, на заключительном этапе рабочего такта, т. е. в ходе процесса расширения, а во время процесса выпуска они выбрасываются из цилиндра. В выпускном трубопроводе и выпускной системе часть углеводородов (10—40 %) [30, 31] сгорает и превращается в СО или СО2. Остальная часть покидает выпускную систему и представляет собой, таким образом, выделения углеводородов двигателем. Более половины этих углеводородов — несгоревшее топливо [32, 33]. При работе на обогащенных смесях в местах, где сгорает топливовоздушная смесь, скапливается больше углеводородов, и меньшая часть их догорает в процессе расширения вследствие меньшей концентрации кислорода. В результате выделения углеводородов увеличиваются (см. рис. 2.10).
Места, где скапливается несгоревшая топливовоздушная смесь, известны [34, 351. Основное — это кольцевые объемы между поршнем и стенкой цилиндра, простирающиеся от верхнего компрессионного кольца до края днища поршня, а также объем между стенкой цилиндра и поршнем, ограниченный двумя компрессионными кольцами. Кроме того, имеются зазоры и углубления в местах уплотнения головки цилиндра, установки свечи зажигания, около клапанов. К такого же типа местам можно отнести и поры в нагаре или налете, который может образовываться на деталях двигателя [36].
В результате недавно выполненной работы [37, 381 по исследованию механизма гашения пламени у стенок как источника несгоревших углеводородов в карбюраторных двигателях с искровым зажиганием было подтверждено предположение, что одним из источников появления несгоревших углеводородов у стенок цилиндра являются их быстрая абсорбция и десорбция тонкой пленкой масла в ходе тактов сжатия и расширения.
Однако представляется, что основным источником углеводородов, выделяемых карбюраторным двигателем с искровым зажиганием, являются зазоры и углубления, т. е. объемы гашения, в которых процесс сгорания практически не происходит, в частности, в зоне компрессионных колец [34], и что основным направлением уменьшения количества выделяемых углеводородов является устранение или уменьшение роли именно этого источника. У дизельных двигателей, в которых топливо не впрыскивается до тех пор пока поршень не займет почти верхнего положения в такте сжатия, объемы гашения заполняются к этому времени воздухом. При последующем увеличении давления, степень повышения которого для дизельных двигателей невелика, в эти объемы тоже поступает в основном воздух. Вследствие этого дизельными двигателями углеводородов выделяется мало.
76
Рис. 2.22. Влияние скорости прорыва газов через компрессионное кольцо (V) на концентрацию углеводородов (Св) в отработавших газах, 1200 мин-1, разрежение во впускном трубопроводе 12 дюйм рт. ст. (40,6 кПа); Зазор в кольце расположен в 60° от свечи зажигания около выпускного клапана. Коэффициент корреляции данных с изображенной на графике прямой линией г = 0,95 [34]. Перепечатано с разрешения, © 1968 г., Общество автотракторных инженеров (1 фута/мин = 472 см3/с).
Важное значение имеет процесс приготовления топливовоздушной смеси [39], он должен предотвратить возможность попадания капель неиспарившегося топлива на стенку цилиндра и попадания капель в объемы гашения в процессе сжатия, поскольку это приведет к увеличению выделения углеводородов из-за значительного обогащения смеси в объемах гашения. Это может происходить при холодном пуске, когда топливовоздушная смесь обогащена, но если стенки цилиндра нагреты выше 100 °C и заряд топливной смеси хорошо распылен, то указанный фактор не имеет большого значения [40, 41].
Уэнтуорт показал [34], что некоторого уменьшения выделения углеводородов, источником которых является объем гашения у компрессионных колец, можно достичь, допуская возможность прорыва части газов из этого объема в картер двигателя (рис. 2.22) или герметизируя этот объем. Однако в двигателях массового производства это не применяется из-за обусловленного осуществлением указанных мер увеличения расхода масла, возникающих проблем с обеспечением долговечности и из-за снижения топливной экономичности при прорыве в картер двигателя большого количества газов. По оценкам [42], прорыв газов в картер двигателя приводит к уменьшению топливной экономичности современных двигателей примерно на 3 %. Уэнтуорт исследовал также утечку через выпускной клапан как возможный источник выделения углеводородов и пришел к выводу, что роль этого фактора незначительна, однако данных на этот счет для двигателя массового производства мало.
В случае невоспламенения топливовоздушной смеси в цилиндре будут, конечно, наблюдаться кратковременные выбросы большого количества углеводородов. При нормальной работе системы зажигания такое возможно лишь для очень бедных (отношение количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси >18—20) и очень богатых (отношение количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси <8—9) топливных смесей или при малом для существующего искрового промежутка давлении в цилиндре (при снижении частоты вращения вала двигателя). Предел обеднения смеси для двигателя может быть увеличен путем повы-
77
шения турбулентности в камере сгорания с целью увеличения скорости сгорания бедных смесей, с помощью применения более мощных источников зажигания [43, 59] и путем интенсификации процесса за счет увеличения искрового промежутка. Увеличение выделений углеводородов при работах на очень бедных смесях (см. рис. 2.10) связано с пропусками процесса сгорания. Работа на сильно обедненных смесях, степень обеднения у которых довольно значительно превышает предел воспламенимости, перспективна с точки зрения повышения топливной экономичности и уменьшения выделений NO и СО, но при этом, если отношение количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси будет оставаться' неизменным, максимальная литровая мощность двигателя уменьшится и выделения углеводородов (без дополнительной обработки отработавших газов) будут слишком большими, если только не будет найден какой-либо способ существенного уменьшения объемов гашения в камере сгорания.
В двигателях с впрыском топлива можно избежать выделения углеводородов вследствие пропусков процессов сгорания при замедлении [441 прекращением подачи топлива. В карбюраторных двигателях для предотвращения быстрого закрытия дроссельной заслонки при высоких скоростях вала при торможении двигателем применяется амортизирующее звено, что позволяет поддерживать давление в цилиндре на достаточно высоком уровне [45]. В результате торможение происходит медленнее. Применение обычного карбюратора с амортизирующим звеном для уменьшения выделений углеводородов приводит к незначительным дополнительным потерям топливной экономичности (3—7 %) при движении в городских условиях по сравнению с применением систем, позволяющих полностью прекращать подачу топлива.
Можно ожидать, что углеводороды, адсорбированные слоем нагара или слоем масла, а также углеводороды из объемов гашения во время сгорания будут быстро поглощаться в цилиндре при работе на обедненных смесях, поскольку они будут вступать в контакт с окислителями в горячих газах, участвующих в процессе горения. Ясно, что полностью они не поглощаются, так как двигатели выбрасывают углеводороды с горячими отработавшими газами. Хотя углеводороды быстро диффундируют в горячие окисляющие остаточные газы, с такой же скоростью происходит движение волны охлаждения [25]. По оценкам, около половины углеводородов сгорает до выхода отработавших газов из выпускного трубопровода.
Экспериментально установлено, что горение углеводородов происходит и при прохождении отработавшими газами выпускного канала [46, 47] (вероятно вследствие перемешивания, обусловленного возникающей при прохождении выходного клапанного отверстия мелкомасштабной турбулентностью) и что оно максимально для смесей стехиометрического состава. Применение термоизоляции выпускных каналов для снижения тепловых потерь 78
и расширяющихся отверстий может привести к уменьшению выделений углеводородов на 10—20 % [30, 31, 461 при некоторых режимах работы двигателя, но при испытаниях по методике FTP это уменьшение существенно меньше [30].
Для автомобилей с «холодными» выпускными газами, например, работающих на метаноле с высокой степенью сжатия (11—13), температура отработавших газов может быть достаточно низкой (500—600 °C) [40], при этом окисление в выпускном канале с термоизоляцией или без нее будет незначительным. Для окисления углеводородов температура в выпускном трубопроводе должна превышать 600 °C, продолжительность пребывания газов в нем должна быть не менее 50 мс [49], и при дополнительной подаче воздуха он должен хорошо перемешиваться с отработавшими газами [30].
Подача дополнительного воздуха в выпускные каналы двигателей внутреннего сгорания (~10 % объема отработавших газов) широко применяется для уменьшения выделений углеводородов (и СО), что достигается вследствие их окисления на выходе и частично в неизолированных выпускных каналах [50, 51. Способ применялся в моделях автомобилей 1966—1980 гг. Этот прием может быть эффективным при работе на богатых топливных смесях, однако при работе на бедных смесях его эффективность существенно снижается [50, 511. Влияние подачи воздуха при изолированном выпускном трубопроводе показано на рис. 2.23. Для повышения эффективности таких систем на режиме холостого хода и при работе автомобиля на неполной нагрузке иногда применяется позднее зажигание, при этом, однако, несколько снижается топливная экономичность. Без задержки зажигания такие системы обычно применяются совместно с нейтрализаторами окисления, поскольку применение одной такой системы не позволяет снизить выделения углеводородов и СО до требуемых уровней, сохраняя хорошие показатели топливной экономичности.
Показано (см., например, работу [52]), что выделение углеводородов из цилиндра двигателя внутреннего сгорания с искровым зажиганием во время процесса выпуска происходит весьма неравномерно. Основная масса выделяется в начальный период открытия выпускного клапана и при достижении поршнем верхнего положения в конце процесса выпуска. Причем в последнем случае места выбрасываемых углеводородов больше, и эти углеводороды могут большую часть времени оставаться в выпускном канале, пока выпускной клапан не откроется вновь. В тех случаях, когда для уменьшения выделений NO применяется рециркуляция отработавших газов, отработавшие газы для рециркуляции могут отбираться из выпускного канала. При этом, поскольку содержание углеводородов в них выше среднего, выделения углеводородов и NO несколько уменьшаются. Такой способ уменьшения выделения углеводородов имеет ограниченный характер, так как рециркуляция отработавших газов достаточно велика
79
' ' Ж 93 Я ч & Ч Я
§ и
р
X
S
5
S я g § 2 5а § S « f-s-g -я Я о «ЛГ4
0 S°L О * « g § а Г' .. О у
*о & т<°9 "Sn О
я S3
Я --Ц СЗ я 2 2 S О о Я ж -2 \О £ 2ю X 93 ® Kt «О О CL О>

я
3
О и о 0 S ч в о
0
93 0 S ч в о
0
£
X
СО X
я я я
ф <-
Си\О
Я х
;©
О X ф А
О

я я я ф 3
93
S и а X ф Л S
S я X Ф
0
о 3
I5
1 n s Я я
в О 93 X
93
S о
ж
X 93 СП 93
Я
Kf 5 S§ » 5
П О
о я 93
§ ?
Ч О)
Я ф §С
о
Я in
‘'О^ 3rt’"s S t ° Оз
Е CS 3£^
Е Л
п
X ж
Я X Я^§
X X 93
S я Я £• Ф я Я о 9 CL
Я 93 о
X
я g Я 93 О
к
В
о 0
S к к Я ч со
3 5 я 93
X
со сч
сч
3 Я X
n
S к о О S ю а. я -о га 5L Р Г» СП
- Е
S
ж о я X
0 О ся ф я
Я
л X >» » S 2 я с 3 я о 3 я 0 Ef СХ 0 Я
80
только при повышенном давлении во впускном трубопроводе. Этот способ уменьшения выделения углеводородов неэффективен также вследствие возможности пропусков процессов сгорания или медленного сгорания, когда уровень рециркуляции отработавших газов близок к предельно допустимому для двигателя. Для рециркуляции газов из выпускного канала может применяться также изменение фаз газораспределения путем позднего закрытия выпускного клапана (увеличивается время перекрытия клапанов). Это может привести к уменьшению выделений углеводородов и NO [531 таким же образом, как и при специальной системе для отбора отработавших газов для рециркуляции из выпускного канала. Представляется, что рециркуляция холодных отработавших газов эффективнее рециркуляции горячих газов.
При увеличении степени сжатия выделения углеводородов увеличиваются, поскольку относительная доля объемов гашения по отношению к объему в конце такта сжатия при этом увеличивается, максимальное давление цикла становится больше и температура выпускных газов понижается в результате повышения КПД двигателя. Вследствие этого понижения температуры меньшая часть углеводородов сгорает в выпускном канале и коллекторе. Влияние степени сжатия на выделение углеводородов показано на рис. 2.24.
Как отмечалось ранее, позднее зажигание приводит к снижению термического КПД двигателя внутреннего сгорания, поскольку при этом топливовоздушный заряд продолжает гореть и на начальном этапе процесса расширения, так как горение не заканчивается при достижении поршнем верхней мертвой точки, и газы не могут полностью расшириться до такой степени, как это определено величиной степени сжатия. В результате температура отработавших газов становится более высокой, что способствует более полному сгоранию углеводородов в выпускном канале и трубопроводе и, следовательно, уменьшению выделения углеводородов [25, 471. Кроме того, максимальное давление цикла при этом уменьшится, меньшее количество углеводородов будет поступать в объем гашения под действием обусловленного горением повышения давления и, как следствие этого, выделение углеводородов уменьшится. Это уменьшение гораздо эффективнее при использовании бедных топливовоздушных смесей. Хотя позднее зажигание является эффективным и простым средством уменьшения выделений углеводородов, это уменьшение достигается ценой снижения топливной экономичности (см. рис. 2.3 и 2.25). На практике избегают существенной задержки зажигания для уменьшения выделений углеводородов. Уровень рециркуляции отработавших газов не оказывает существенного влияния на зависимость выделений углеводородов от задержки момента подачи искры. Небольшая задержка зажигания приводит к очень значительному уменьшению выделений NO (рис. 2.14), но для значительного уменьшения выделения углеводородов требуется
81
более существенное изменение момента воспламенения (рис. 2.3 и 2.25).
Увеличение противодавления в двигателе внутреннего сгорания уменьшит выбросы из цилиндра последней порции отработавших газов, содержащих большое количество углеводородов [31, 47]. Кроме того, увеличение противодавления уменьшит относительное расширение продуктов сгорания, что приведет к увеличению температуры отработавших газов и будет способствовать догоранию большей части газов в выпускном канале и выпускном трубопроводе. Хотя увеличение противодавления отработавших газов является эффективным и простым средством уменьшения выделения углеводородов, это уменьшение достигается ценой снижения топливной экономичности и мощности, и поэтому оно применяется редко.
К настоящему времени неизвестны эффективные способы изменения конструкции двигателя или условий его эксплуатации,
Рис. 2.24. Влияние степени сжатия CR и частоты вращения коленчатого вала двигателя (N) на выделение углеводородов (НС) при нагрузке, соответствующей движению по дороге, и оптимальной с точки зрения топливной экономичности регулировке зажигания. Felt A., Krause S. «Effects of Compression Ratio Changes on Exhaust Emissions», SAE Paper 710831. Перепечатано с разрешения, © 1971 г., Общество автотракторных инженеров
Рис. 2.25. Зависимость скорости выделения углеводородов (НС) от угла опережения зажигания (а) при различных уровнях рециркуляции отработавших газов (EGR). Степень открытия клапана рециркуляции отработавших газов измеряется в миллиметрах. Значение О соответствует отсутствию рециркуляции, а 4 мм — полной рециркуляции [27]. Перепечатано с разрешения, ©1980 г., Общество автотракторных инженеров. Связь между степенью открытия клапана рециркуляции отработавших газов и количеством рециркулируемых газов опиеана в подписи к рис. 2.15
82
которые позволили бы уменьшить выделение углеводородов современными двигателями до установленных законом пределов при сохранении показателей топливной экономичности и при применении рециркуляции отработавших газов для уменьшения выделений NO. Тем не менее, исследования возможности уменьшения выделения углеводородов путем уменьшения их в объеме гашения в районе компрессионных колец и у стенки (см., например, работы [371 и [38]), улучшения условий их догорания в выпускном канале и выпускном трубопроводе (см., например, работы [30] и [46]), улучшения показателей при холодном пуске (см., например, работу [17]) и др. продолжаются и позволяют надеяться на достижение в этих областях новых результатов.
Для выполнения действующих требований по уровню выделений углеводородов при хороших показателях топливной экономичности необходимо использовать какие-либо приспособления для дополнительной обработки отработавших газов типа нейтрализаторов.
2.8.	НЕЙТРАЛИЗАЦИЯ ОТРАБОТАВШИХ ГАЗОВ ДВИГАТЕЛЯ
Поскольку современные автомобили с двигателями, работающими (с рециркуляцией отработавших газов) в условиях, которые обеспечивают достижение наилучших показателей топливной экономичности, не удовлетворяют требованиям по выделениям углеводородов, окиси углерода, а во многих случаях и окислов азота, токсичность должна быть доведена до требуемых пределов или еще более снижена путем превращения указанных веществ в системе выпуска в двуокись углерода, воду и азот. Это превращение может быть осуществлено либо в реакционной камере (термическом нейтрализаторе) путем окисления отработавших газов для уменьшения выделений окиси углерода и углеводородов, либо в каталитических нейтрализаторах для уменьшения выделений всех трех токсичных веществ.
2.8.1.	ТЕРМИЧЕСКИЕ НЕЙТРАЛИЗАТОРЫ
Первоначально термические нейтрализаторы применялись для снижения токсичности отработавших газов при работе на очень богатых смесях (>3 % СО) в присутствии дополнительно подаваемого воздуха с целью полного удаления вредных примесей в результате воздействия высоких температур (>900 °C) горения в термическом реакторе (см., например, работы [54, 511 и рис.2.23). По оценкам потери топливной экономичности при этом достигали 30—40 %. Кроме того, дополнительные потери экономичности при этом связаны с необходимостью установки мощного воздуш-
83
ного компрессора и к тому же возникает почти неразрешимая проблема прочности материалов для деталей реактора, работающих в условиях высоких эксплуатационных температур с присутствием свинца и фосфора.
В связи с указанными проблемами исследования в области термических нейтрализаторов, проводящиеся в последнее время, связаны с их использованием при работе двигателей на топливовоздушных смесях, состав которых беднее стехиометрического [55—57]. Это может дать возможность обеспечить работу автомобиля с высокой топливной экономичностью, отказаться от установки воздушного компрессора и увеличить срок эксплуатации нейтрализаторов. Проблемой при этом является обеспечение высокой температуры отработавших газов и сохранение ее в реакторе нейтрализатора для того, чтобы необходимые реакции могли произойти за время нахождения этих газов в реакторе. При продолжительности пребывания отработавших газов в реакторе от 50 до 100 мс для уменьшения содержания в них углеводородов примерно на 50 % по сравнению с их содержанием в отработавших газах на входе в реактор температура газов должна быть около 700 °C, а при 750—800 °C можно достичь практически полного превращения углеводородов [58, 55, 49]. При более низких температурах продуктом горения в основном является-СО, а при более высоких температурах — СО2. Окисление СО является более сложным делом. Для превращения большей части СО требуются температуры около 850 °C. Реакции в термических нейтрализаторах тормозятся свинцом, содержащимся в топливе [10].
С целью демонстрации эффективности применения термических нейтрализаторов при работе на бедных смесях был создан ряд автомобилей [26, 10]. Как можно видеть из табл. 2.5, на испытанных автомобилях удалось при применении термических нейтрализаторов добиться выполнений требований по токсичности 1977—79 гг. ценой лишь небольших потерь топливной экономичности. Данные работы [10] свидетельствуют о повышении топливной экономичности автомобиля (на 8—14 %) при движении в городских условиях в случае замены термических нейтрализаторов при работе на бедных смесях и степени сжатия 9,2 каталитическими нейтрализаторами при степени сжатия 8,3. Попытки удовлетворить требованиям 1981 г. предполагают более существенные потери топливной экономичности и, возможно, ухудшение ездовых качеств автомобиля. Характеристики термических нейтрализаторов очень сильно зависят от температуры отработавших газов, и для достижения указанных показателей необходимо использовать всевозможные средства, такие как термоизоляция выпускных каналов и позднее зажигание. Уменьшение температуры на 50 °C может быть причиной значительного увеличения выделений углеводородов и СО. С экономичными недросселируемыми двигателями с высокой степенью сжатия, например с послойным смесеобразованием, и с дизельными двигателями термические ней-84
2.5. Эффективность применения термических нейтрализаторов при работе на бедных смесях и уменьшении выделений NO с помощью рециркуляции отработавших газов
Работа	Масса автомобиля. фунт	CR •»	A—F	Объем реактора, дюйм3	Выделения, г/миля			Топливная экономичность, миля/галлон	1 Потери	топ- ливной экономичности *, %
					нс	со	NO		
[101	4500	9,2	16—17	270	0,85—1	6—8	1,4—1,6	13,5	6—19
1101	4500	8,3	16—17	270	0,85—1	6—8	1,4—1,6	13,7	—
[101	3000	9,2	16—17	200	0,85—1	6—8	1,4—1,6	20,3— 19,1 2*	6—19
[101	3000	8,3	16—17	200	0,85—1	6—8	1,4—1,6	19,5		
[57]	4500	9,3	17	270	0,9	5	1,7	13,9	2—5
* Потери по сравнению с топливной экономичностью при оптимальном угле зажигания для соответствующего уровня рециркуляции отработавших газов (5—15 %).
2* Величина 19,1 соответствует использованию этилированного топлива с повышенным выделением углеводородов, для компенсации которого требуется позднее зажигание. Топливная экономичность автомобиля с катализаторами при степени сжатия 8,3 составила 22 миля/галлон (9,4 км/л), при оптимальном угле зажигания потери топливной экономичности составили 3%.
3* Динамика автомобилей при различных значениях степени сжатия одинакова.
(CR — степень сжатия; А—F — отношение количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси; 1 фунт = 0,4536 кг; 1 дюйм3 = 16,39 см3; 1 г/миля = 0,62 г/кг; 1 миля/галлон = 0,4251 км/л).
трализаторы применяться не могут из-за низкой температуры выпускных газов. Поскольку каталитические устройства очень эффективно работают в гораздо более широком диапазоне температур (выше 250 °C) и поскольку они могут применяться для уменьшения выделений СО, именно такие устройства используются большинством производителей автомобилей в качестве основного элемента систем уменьшения токсичности [24]. Каталитические нейтрализаторы очень эффективно работают при обычных для выпускных газов температурах (400—800 °C). Это позволяет сохранить высокие показатели топливной экономичности при снижении токсичности отработавших газов, поскольку уменьшение угла опережения зажигания при применении каталитических нейтрализаторов либо не осуществляется либо осуществляется в очень небольших пределах.
2.8.2.	КАТАЛИТИЧЕСКАЯ НЕЙТРАЛИЗАЦИЯ ОТРАБОТАВШИХ ГАЗОВ
Общие замечания. Каталитическая нейтрализация отработавших газов может осуществляться с целью создания благоприятных Условий для реакций СО и углеводородов с кислородом и водой
85
и для реакций NO с восстановителями, в результате которых NO превращается в азот и другие вещества (NH3, N2O). К настоящему времени показано, что применение катализаторов является эффективным средством, позволяющим автомобильным компаниям удовлетворить довольно серьезным требованиям по токсичности к легковым автомобилям при сохранении их хорошей топливной экономичности. Для сохранения показателей топливной экономичности необходимо обеспечить высокую активность катализатора во время ресурсных испытаний на расстояние 50 тыс. миль (80 тыс. км), поскольку требования, предъявляемые к токсичности, должны выполняться именно на таком расстоянии. В процессе испытаний по методике АМА (объединения .автомобилестроительных фирм — automobile manufacturers association) катализатор подвергается воздействию температур до 800—900 °C (и выше в случае перебоев в работе двигателя) и катализаторных ядов, таких как соединения свинца, цинка, фосфора и серы, которые ухудшают характеристики катализатора [60]. На ранних этапах разработки каталитических нейтрализаторов для автомобильной промышленности (1955—1964 и 1969—1974 гг.) было обнаружено, что общедоступное в то время высокоэтилированное топливо сильно дезактивировало испытывавшиеся катализаторы, ухудшая их и физические и химические свойства. На некоторых режимах эксплуатации автомобилей эта дезактивация была особенно сильной [61]. С целью предотвращения дезактивации катализаторов этилированным топливом Агентство по охране окружающей среды США в 1972 г. указало на необходимость использования в автомобилях выпуска 1975 г. и последующих лет бензина с содержанием свинца не более 50 мг/галлон (13,2 мг/л). Это привело к необходимости понижения степени сжатия в двигателях примерно на 1—1,5 единицы, т. е. примерно до 8, для обеспечения возможности использования бензина с пониженным октановым числом (91,920 О. Ч.). Наличие небольшого количества свинца в бензине в 1981 г. около 9—15 мг/галлон (2,4—4,0 мг/л) является следствием его загрязнения в процессе транспортировки от места очистки до места потребления, поскольку транспортировка этилированного и неэтилированного бензина осуществляется одними и теми же средствами. В связи с уменьшением относительной доли использования этилированного бензина в США (~50 % в 1980 г.) можно ожидать, что через 5—10 лет свинец в неэтилированных бензинах будет практически отсутствовать. Присутствие свинца в небольших количествах в используемых в настоящее время неэтилированных бензинах незначительно дезактивирует или совсем не дезактивирует катализаторы окисления, но может быть причиной значительной дезактивации катализаторов, применяемых для удаления NO [62].
В дополнение к химической дезактивации в результате воздействия свинца и других соединений, содержащихся в топливе и в моторном масле, возможна дезактивация катализатора при дей-
86
Рис. 2.26. Выбросы токсичных веществ при испытаниях по методике FTP автомобилем выпуска 1979 г. с двигателем объемом 5,8 лис нейтрализатором тройного действия в зависимости от пробега в милях [75]. Перепечатано с разрешения, © 1981 г., Общество автотракторных инженеров (1 г/миля — 0,62 г/км)
ствии высоких температур в ре-
зультате спекания мелких кристаллов платины, что приводит к разрушению участков платиновой поверхности, необходимой для каталитического действия. В нормальных условиях максимальная
НС, г/миля
СО, г/миля
1,0
Ы0х,г/миля_____________________
Л д
0,5 ----------1___I______I_____I-----
0	10	20	JO L, тыс. миль
температура ожидается равной
800—900 °C, но преобладающая эксплуатационная температура
составляет 400—600 °C. Дезактивация катализатора может быть существенной после первых 4—12 тыс. миль (6,5—20 тыс. км) пробега, а далее при увеличении пробега от 12 тыс. до 50 тыс. миль (от 20 тыс. до 80 тыс. км) она, как правило, мала (рис. 2.26) при отсутствии неисправностей, приводящих к воздействию на катализатор превышающих 1000 °C температур, и других очень серьезных повреждений (например, полный выход из строя системы зажигания).
Как будет показано ниже, для используемых в настоящее время систем снижения токсичности требуется очень высокая активность катализаторов на протяжении 50 тыс. миль (80 тыс. км) пробега, чтобы обеспечить выполнение требований к уровням токсичности и высокой топливной экономичности автомобиля.
Вследствие этого возможность регулировки автомобиля для достижения высокой топливной экономичности косвенным образом
связана со степенью загрязненности топлива, расходом масла (источником Zn и Р), конструкцией нейтрализатора (желательно, чтобы нейтрализатор был более прочным) и поддержанием умеренных температур в процессе эксплуатации нейтрализатора. Избежать полностью дезактивации любого типа, хотя теоретически и возможно, на практике не удается по соображениям, в частности, экономического характера. Активность катализатора должна сохраняться для обеспечения требуемых характеристик не только в процессе эксплуатации при нормальных температурах, но и в условиях, имитирующих холодный пуск при испытаниях по методике FTP. Длительное время эксплуатировавшиеся катализаторы остывают дольше.
Каталитические системы. Требования к токсичности отработавших газов можно удовлетворить, применяя каталитическую обработку отработавших газов, двумя различными способами. При применении первого способа уменьшение выделений NO
87
обеспечивается в основном изменениями конструкции двигателя, позволяющими эффективно использовать рециркуляцию отработавших газов [64 ] (или очень бедные топливные смеси), и задержкой зажигания в умеренных пределах. Углеводороды и СО нейтрализуются в результате каталитического окисления. Второй способ заключается в применении для нейтрализации всех трех токсичных веществ в результате соответствующих реакций (см. разд. 2.4) одного или пары катализаторов при одновременном регулировании состава отработавших газов, который должен соответствовать стехиометрическим или богатым топливовоздушным смесям. При реализации второго способа иногда применяются рециркуляция отработавших газов и задержка зажигания для некоторого уменьшения концентрации NO (и реже углеводородов) на выпуске, что облегчает процесс каталитического удаления этих токсичных веществ.
Первый способ применялся в большинстве автомобилей массового производства моделей 1975—1980 гг. Второй способ применен в большинстве автомобилей выпуска 1981 г., т. е. года, в котором допустимый уровень выделений NO* был уменьшен с 2 до 1 г/миля (с 1,3 до 0,63 г/км). В некоторых автомобилях, однако, по-прежнему применяется первый способ [64], и они при этом удовлетворяют новому требованию к уровню выделений NOX при высокой топливной экономичности. Эти автомобили имеют хорошую топливную экономичность по ряду причин (см. табл. 2.6), и, поскольку процесс сгорания в их двигателях происходит быстро, их удельный расход топлива уменьшается при увеличении уровня рециркуляции отработавших газов (максимальный уровень 20 %).
Активный каталитический материал (Pt, Pd, Rh и окислы неблагородных металлов), используемый для окисления СО и углеводородов или превращения NO, должен размещаться в выпускной системе автомобиля так, чтобы условия массопереноса 2.6. Относительная доля различных факторов в повышении топливной экономичности автомобилей «Дацун» 510 и 200SX с двигателем NAPS—Z по данным работы [65]
Фактор, за счет которого достигнуто повышение	Повышение топливной экономичности, %
Усовершенствование - конструкции двигателя	10
Изменения в конструкции автомобиля, соответствующие уве-	3
личению мощности двигателя (изменение передаточного отношения главной передачи с 3,545 на 3,364) Отказ от воздушного компрессора и переход на использование	2
потока набегающего воздуха Оптимизация установки угла опережения зажигания в соот-	10
ветствии с типом нейтрализатора Прекращение подачи топлива при торможении Двигателем	3
Совершенствование системы холостого хода	1
88
между газовой средой и каталитической поверхностью обеспечивали почти 100 %-ное каталитическое превращение при достаточно высокой внутренней активности самого каталитического материала [66].
Для массового потребления применяются два типа конструкций. В конструкциях одного из типов используется керамическая ячеистая или монолитная пористая структура в металлическом корпусе, расположенная в выпускной трубе [67]. В конструкции другого типа используются гранулы, упакованные в металлический цилиндр, закрытый по торцам сетками (в катализаторах окисления фирмы «Дженерал моторе» расстояние между сетками ~2 дюйма (5,1 см) [68]). Переборки ячеистой структуры покрываются гамма-окисью алюминия, содержащей каталитический материал, а наружная поверхность гранулы (диаметр около 3 мм, из окиси алюминия) покрывается каталитическим материалом.
Показатели катализатора окисления. Катализаторы окисления обычно содержат платину и палладий (1—2 г на автомобиль), и они обеспечивают до 50 тыс. миль (80 тыс. км) пробега снижение в процессе испытаний по методике FTP, включая холодный пуск, на 80—90 % и 80—85 % количества выделяемых двигателем СО и углеводородов соответственно. Для более полного снижения требуются исключительно хорошие показатели холодного пуска, которые не для всех автомобилей удается реализовать. Приведенные данные соответствуют тому, что все элементы автомобиля хорошо отрегулированы и в ходе ресурсных испытаний системы автомобиля работают нормально. Значительная часть общего количества выделяемой СО в процессе испытаний по методу FTP приходится на период холодного пуска. Каталитическое превращение СО в горячем (>400 °C) катализаторе может быть очень эффективным, а именно 95—99 %; процесс превращения определяется характеристиками массопереноса каталитической системы в большей степени, чем внутренней активностью каталитического материала. Благодаря значительной хемосорбции ароматических и ненасыщенных углеводородов поверхностью катализатора удаление их может быть почти столь же эффективным. Однако насыщенные углеводороды, в частности с малой молекулярной массой, и, в первую очередь, метан каталитически окисляются медленнее. В результате окисления при температуре 400—500 °C превращается от 10 до 70 % таких углеводородов, в зависимости от условий эксплуатации катализатора.
В табл. 2.7 приведены показатели, характеризующие эффективность нейтрализатора окисления во время испытаний по методике FTP после холодного пуска, достижение которых необходимо Для выполнения требований к выделениям СО и углеводородов автомобилями моделей 1981 г. и последующих годов. Приведены показатели эффективности, необходимые при некоторых заданных значениях выделений этих веществ двигателем за весь цикл испытаний и во время холодного пуска, перекрывающих диапазоны
89
2.7.	Требуемые показатели эффективности катализатора окисления после холодного пуска
Показатели	Выделения, г/миля					
	НС“	СО	нс	со	нс	со
Нормативные требования	0,41	3,4	0,41	3,4	0,41	3,4
Технические требования 2*	0,29	2,4	0,29	2,4	0,29	2,4
Выделения в период холодного пуска 3*	0,2	1,5	0,15	1,0	0,10	0,5
Допустимые выделения после холодного пуска	0,09	0,9	0,14	1,4	0,19	1,9
Выделения двигателя за период испытаний	2	10	2 '	10	2	10
Требуемая эффективность горячего нейтрализатора	95%	89,4 %	92,5 %	84,4 %	90,0 %	80,0 %
Выделения двигателя за период испытаний	2,5	15	2,5	15	2,5	15
Требуемая эффективность горячего нейтрализатора	96%	93,3 %	94,1 %	90%	92,1 %	86,9 %
Выделения двигателя за период испытаний	3	20	3	20	3	20
Требуемая эффективность горячего нейтрализатора	96,8 %	95,1 %	95,1 %	92%	93,4 %	90,3%
Выделения двигателя за период испытаний	3,5	25	3,5	25	3,5	25
Требуемая эффективность горячего нейтрализатора	97,3%	96,2 %	95%	94,2%	94,4 %	92,2 %
х* НС — углеводороды.
2* 70 % от нормативных требований с учетом возможных разбросов технических параметров и условий испытаний.
3* Возможные зиачеиия при холодном пуске.
типичных для современных автомобилей значений. Как можно видеть, эффективность окисления СО в горячем нейтрализаторе в наиболее неблагоприятном случае должна составлять ~96 %. Этого можно достичь при постоянном избытке кислорода и при условии недопущения сильного перегрева нейтрализатора вследствие неисправности двигателя или воздействия на него катали-заторных ядов.
Достичь требуемых высоких показателей эффективности окис-» ления углеводородов после 50 тыс. миль (80 тыс. км) пробега достаточно сложно. Допустимая доля проходящих через горячий нейтрализатор углеводородов, которая может быть не окислена, составляет от 10 % в лучшем случае до ~3 % в наихудшем случае. Можно полагать, что углеводороды, выделяемые двигателями современных автомобилей, на 20 % состоят из медленно сгорающих углеводородов (насыщенных углеводородов) и на 80 % из быстро сгорающих углеводородов. Для автомобилей с относительно холодными выпускными газами (с послойным распределе
90
нием топливного заряда или с высоким уровнем рециркуляции отработавших газов) часто уровни выделения углеводородов выше, но доля насыщенных углеводородов малой молекулярной массы при этом меньше. Улучшая показатели массопереноса (углеводороды диффундируют медленнее СО) нейтрализатора за счет усовершенствования его конструкции [66], можно добиться окисления >95 % быстро сгорающих углеводородов, однако одного этого недостаточно для выполнения требований, в соответствии с которыми только ~3—10 % проходящих через нейтрализатор углеводородов могут остаться неокисленными. В лучшем случае необходимо добиться окисления по крайней мере 50 % медленно сгорающих углеводородов. На практике осуществление условия окисления 50 % медленно сгорающих углеводородов в следующий за холодным пуском период испытаний по программе FTP после 50 тыс. миль (80 тыс. км) пробега вполне доступно. Если требований к выделениям углеводородов с помощью применяемой системы нейтрализации осуществить не удается, необходимо использовать регулировки зажигания, однако топливная экономичность при этом будет ухудшаться.
Окисление медленно сгорающих углеводородов в применяемых в настоящее время нейтрализаторах осуществляется в основном в результате действия используемой в них платины. Палладий, особенно мелкодисперсный, гораздо менее активен, хотя его роль в окислении СО и медленно сгорающих углеводородов очень велика. В сплаве с палладием активность платины снижается. Во время ресурсных испытаний, соответствующих 50 тыс. миль (80 тыс. км) пробега, величина площади покрытой платиной поверхности уменьшается на порядок или более [63],что приводит к повышению температуры, при которой нейтрализатор прекращает функционировать, и к уменьшению скорости окисления медленно сгорающих углеводородов. При обычных эксплуатационных температурах скорости окисления СО и быстро сгорающих углеводородов определяются процессами массопереноса, и при нормальной эксплуатации автомобиля они уменьшаются незначительно, поскольку конструкции нейтрализаторов (содержащих благородные металлы) обеспечивают их эффективное функционирование при уменьшении площади поверхности. Возможность достижения высоких показателей топливной экономичности при выполнении требований к токсичности связана с использованием платины в современных нейтрализаторах и обеспечением эффективности их применения.
Нейтрализаторы, близко расположенные к выпускному трубопроводу двигателя, при холодном пуске быстрее достигают температуры начала функционирования. С точки зрения уменьшения выделений при холодном пуске это положительный фактор. Однако нейтрализаторы, близко расположенные к выпускному трубопроводу, работают при более высоких температурах, чем те, которые расположены дальше от него. Например, нейтрализаторы,
91
расположенные на расстоянии 10 дюймов (25,4 см) от выпускного трубопровода, работают при температуре примерно на 100 °C выше, чем нейтрализаторы, удаленные от выпускного трубопровода на 40—50 дюймов (100—130 см), т. е. расположенные под кузовом автомобиля. Повышение эксплуатационной температуры может привести к более существенному снижению активности процессов окисления при холодном пуске и процессов окисления насыщенных углеводородов в таких катализаторах по сравнению с более удаленными и установленными под кузовом. Степень снижения активности зависит от способности катализатора выдерживать воздействие повышенных температур. Желательно, чтобы значение температуры, при,которой катализатор перестает функционировать, во время ресурсных испытаний уменьшалось менее чем на 100 °C. Близкое расположение к выпускному трубопроводу нейтрализаторов способствует выполнению требований к токсичности при хорошей топливной экономичности, если они удовлетворяют указанному условию. Однако этому условию удовлетворяют не все автомобильные нейтрализаторы.
На основании изложенного выше можно сделать вывод, что для возможности с помощью лишь нейтрализатора окисления выполнить требования к токсичности без ухудшения показателей топливной экономичности система регулирования состава выпускных газов должна обладать рядом характерных особенностей. Во-первых, двигатель должен допускать достаточную для удаления NO рециркуляцию отработавших газов при условии сохранения требуемой скорости сгорания в цилиндре для обеспечения высокой топливной экономичности [23, 641, увеличение выделений углеводородов из-за рециркуляции отработавших газов должно быть минимальным. Во-вторых, должен быть обеспечен низкий уровень токсичных выделений в период холодного пуска за счет эффективной работы системы подачи топлива, использования при холодном пуске обедненных топливовоздушных смесей и применения соответствующим образом расположенных нейтрализаторов, функционирующих при низких температурах. Наконец, активность нейтрализаторов должна быть достаточно высокой для окисления насыщенных углеводородов малой молекулярной массы и не должны допускаться даже кратковременные увеличения выбросов углеводородов и СО. Всегда должен быть обеспечен избыток кислорода и конструкция двигателя должна обеспечивать высокую активность нейтрализатора в течение всего срока эксплуатации.
При невозможности выполнения требований к токсичности отработавших газов указанными выше путями применяются позднее зажигание, повышение противодавления и т. п., что может уменьшить выделения углеводородов и NO ценой некоторого уменьшения топливной экономичности, СО при испытаниях по методике FTP будет в основном выделяться в период холодного пуска.
92
2.8.	Возможные реакции восстановления
1.	N0+ С0-> 1/2N, + СО,
2.	2NO + 5СО + ЗН2О -> 2NH, + 5СО,
3.	2NO + СО -> N,0 + СО,*
4.	NO + Н, -> 1/2N, + Н,0
5.	2NO + 5Н,-> 2NH, + 2Н,0
6.	2NO + Н,-> N,0 + Н,0 *
7.	NO + углеводороды —> N, + Н,0 + СО, + СО + NH,
* Происходит при температуре 200 °C, что ниже обычной температуры отработавших газов автомобилей.
Каталитическое удаление NO. Для обеспечения каталитического удаления NO двигатель должен работать на смесях стехиометрического или немного обогащенного состава, что способствует образованию в выпускных газах достаточного для реакций восстановления количества восстановителей (СО, Н2, углеводородов) (см. табл. 2.8). Такое отношение количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси с точки зрения достижения наилучшей топливной экономичности не оптимально. Продуктом реакций восстановления NO может быть либо азот, либо аммиак. При стехиометрическом составе смеси основным продуктом является азот, а при работе на богатых смесях больше образуется аммиака. Желательно применение таких катализаторов, в результате работы которых азота образуется больше аммиака. Установлено [29, 691, что для этого катализатор помимо платины должен содержать родий. Эффективен также рутений, но при его использовании в выпускных газах могут содержаться вредные для человека окислы RuO4 и RuO3. Хотя и были предприняты некоторые попытки исключения образования этих окислов, эффективность практического использования рутения пока недостаточно обоснована [701. Отношение количества платины к количеству родия в катализаторах для автомобилей близко к 12, в то время как в шахтах Южной Африки оно равно 17—19. Высокое содержание родия в катализаторах желательно для подавления реакций, в ходе которых образуется аммиак, однако экономически оно вряд ли целесообразно.
Установлено, что если бы двигатель мог все время работать на смеси стехиометрического или близкого (±1 % или менее) к стехиометрическому состава, то и восстановление NO и окисление СО и углеводородов могло бы осуществляться одноступенчатым нейтрализатором при достаточной способности нейтрализатора к образованию азота. Действительно, нейтрализатор применяется для приведения состава выпускных газов при работе на стехиометрических топливных смесях к равновесному или
93
Рис. 2.27. Эффективность превращения NO, СО и углеводородов (£) нейтрализатором тройного действия в зависимости от величины отношения количества воздуха к количеству топлива к топливовоздушной смеси (A/F):
1 — интервал значений A/F, соответствующий 80 %’иой эффективности; 2 стехиометрическая смесь
почти равновесному при тем-пературе отработавших газов. При этом в отработавших газах практически будут содержаться лишь СО, Н2О и N2 [71 ]. В газах будет достаточно восстановителей для
восстановления N и достаточно кислорода для окисления СО и углеводородов. Такой нейтрализатор называется нейтрализатором тройного действия (TWC — three-way catalyst), поскольку
с его помощью уменьшаются выделения всех трех токсичных веществ (рис. 2.27). Для такой системы обычно требуется дополнительная подача воздуха в период холодного пуска, когда нейтрализатор, по-видимому, функционировать не будет. При работе
таких систем дополнительная подача воздуха осуществляется в течение первых 100 с испытаний по методике FTP, а затем подача воздуха прекращается и включается система обеспечения стехиометрического состава топливовоздушной смеси. В течение пер-
вого периода, когда осуществляется дополнительная подача воздуха, количество NO не уменьшается, но, к счастью, в это время NO в двигателе образуется не очень много.
При применении нейтрализаторов тройного действия требуется очень точная регулировка состава топливовоздушной смеси, при которой он был бы стехиометрическим или лишь незначительно обогащенным. Такая регулировка обычно осуществляется с помощью датчика (содержащего двуокись циркония (или двуокись титана)) состава выпускных газов [72, 73 ] и управляемой показаниями этого датчика системы подачи топлива (карбюратора или системы впрыска). Для эффективного применения указанной системы необходимо постоянное поддержание активности нейтрализатора тройного действия, характеристик датчика, элементов системы подачи топлива и управления ею в течение всех ресурсных испытаний, имитирующих пробег 50 тыс. миль (80 тыс. км). В таких условиях применение одноступенчатого нейтрализатора позволяет удовлетворить требованиям к токсичности выпускных газов при хорошей топливной экономичности, если отклонение состава топливовоздушной смеси от стехиометрического не будет выходить за некоторые определенные рамки. Для уменьшения выделений NO потребуется
94
применение рециркуляции отработавших газов, поскольку каталитического удаления NO может быть недостаточно для уменьшения количества выделений окислов азота с 6 г/миля (3,7 г/км) до значений, меньших 1 г/миля (0,6 г/км), а уменьшение выделений с трудом позволит достичь установленной величины 3,4 г/миля (2,1 г/км), если только не будут приняты меры к очень точному соблюдению стехиометрического состава смеси. Описанная система применяется в автомобилях массового производства, впервые применение ее в обычных автомобилях было осуществлено фирмой «Вольво» [74].
Часто, однако, оказывается, что система обеспечения стехиометрического состава топливовоздушной смеси не позволяет добиться необходимой точности, двигатель выделяет больше токсичных веществ при хороших показателях топливной экономичности, а активность нейтрализатора тройного действия снижается после 50 тыс. миль (80 тыс. км) пробега довольно значительно (уменьшение выделений какого-либо одного или нескольких токсичных веществ становится равным всего лишь 50—60 %, в результате чего удовлетворить требованиям к токсичности выпускных газов не удается). Одним из решений указанной проблемы является установка после нейтрализатора тройного действия второго каталитического звена. Перед этим вторым звеном дополнительно подается воздух воздушным компрессором или с помощью использования пульсаций отработавших газов (пульсаторной системы) [8]. В этом втором звене происходит окисление СО и углеводородов с целью достижения требуемых уровней их выделения. При этом оказывается возможной работа на немного обогащенных топливовоздушных смесях, что позволяет увеличить восстановление СО при снижении требований к окислению СО и углеводородов в катализаторе тройного действия, поскольку их количество будет уменьшено в установленном за ним катализаторе окисления. Такая система используется во многих автомобилях США, которые должны удовлетворять требованиям выделения NOX не более 1 г/миля (0,6 г/км). К. сожалению, применение такой системы выдвигает серьезную проблему, связанную с уменьшением выделений NO. Как отмечалось ранее, при работе на богатых топливовоздушных смесях в результате восстановления NO при работе на богатых смесях в первом нейтрализаторе аммиака образуется больше, чем азота. При окислении во втором звене этот аммиак опять будет превращаться в NO, в результате чего после прохождения через два нейтрализатора суммарное количество NO будет больше. В связи с этим для уменьшения количества NO потребуется увеличение рециркуляции отработавших газов или позднее зажигание. Уменьшение Уела опережения зажигания повлечет за собой снижение топливной экономичности, к этому приведет также и увеличение рециркуляции отработавших газов в случае существенного уменьшения скорости сгорания в цилиндре. Двухступенчатый нейтра-
95
лизатор обеспечит существенное уменьшение выделений СО и углеводородов при работе системы контроля состава топливовоздушной смеси с меньшей точностью или при работе в течение продолжительного времени на обогащенных смесях, но достигнуто это будет путем снижения требований к контролю за выделениями NO. Работа на обогащенных смесях ухудшит, конечно, топливную экономичность. При применении существующих двухступенчатых нейтрализаторов можно снизить требования к составу топливовоздушной смеси. Для удаления всех трех токсичных веществ в одноступенчатом нейтрализаторе и для эффективной работы двухступенчатого нейтрализатора необходима качественная регулировка состава топливовоздушной смеси. Однако установка систем точного регулирования состава топливной смеси приводит к повышению стоимости автомобиля, к тому же, эти системы очень чувствительны к различного рода отклонениям либо случайного характера, либо обусловленным изменениями деталей в процессе длительной эксплуатации автомобиля.
Желательно было бы иметь нейтрализаторы тройного действия, в которых в процессе работы на богатых смесях не образуется аммиак, и катализаторы окисления, в которых эффективно происходит окисление СО и углеводородов и не происходит в результате окисления превращения аммиака в NO. Это могло бы облегчить выполнение требований к токсичности при хороших показателях топливной экономичности. Высокая концентрация родия (в несколько раз превышающая 0,015 весовых процента в современных катализаторах) будет способствовать подавлению реакций образования аммиака при работе на богатых смесях, но это связано с удорожанием нейтрализаторов и может применяться лишь в ограниченных масштабах. Присутствие рутения также эффективно подавляет реакции образования аммиака [60, 70], но его применение сдерживается испаряемостью. Исследования в указанных областях продолжаются.
Достижение низких уровней выделения токсичных веществ и хороших показателей топливной экономичности описанных систем каталитического удаления NO в значительной степени зависит от возможностей системы подачи топлива обеспечить соответствие состава отработавших газов стехиометрическому составу топливовоздушной смеси. Имеющиеся в настоящее время нейтрализаторы обеспечивают высокую эффективность превращения всех трех токсичных веществ при стехиометрическом составе топливной смеси. На рис. 2.28 приведены характеристики нейтрализатора тройного действия после 50 тыс. миль (80 тыс. км) пробега при малой загрязненности топлива [75] и при условии, что максимальная температура катализатора ниже 800 °C и перебоев в работе двигателя не было.
Приведенные данные были получены при неизменном во времени составе отработавших газов (процессы превращения являются установившимися). На рис. 2.29 приведены результаты, 96
Рис. 2.28. Характеристики нейтрализатора тройного действия после 50 тыс. миль (80 тыс. км) пробега в автомобиле (зачерненные индексы) и 12 тыс. миль (21,6 тыс. км) на динамометрическом стенде (светлые индексы). Характеристики определены в установившемся состоянии, без регулирования состава топливовоздушной смеси, 800° (427 °C), объемная скорость истечения 60 тыс. л/ч (из работы [75]). Перепечатано с разрешения, ©1981, Общество автотракторных инженеров. По оси ординат — эффективность превращения (5), по оси абсцисс— окислительно-восстановительный потенциал (/?)
иллюстрирующие эффективность превращения NO, СО и углеводородов в случае, когда состав поступающих в нейтрализатор газов периодически изменяется, что типично для двигателя, карбюратор которого управляется системой с обратной связью по показаниям датчика состава топливной смеси, установленного в выпускном трубопроводе. Реакция датчика представляет собой дельта-функцию, и когда состав отработавших газов при своем изменении переходит через стадию, соответствующую стехиометрическому составу топливной смеси, напряжение на выходе датчика резко изменяется. Система подачи топлива отслеживает это изменение, но с некоторым запозданием. В результате состав отработавших газов периодически изменяется, это изменение имеет колебательный характер, частота колебаний около соответствующей стехиометрическому составу топлива точки обычно равна 0,5—1 Гц, а амплитуда соответствует максимальному изменению отношения количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси на 0,3—1. Нейтрализатор тройного действия работает наиболее эффективно, когда состав отработавших газов либо точно соответствует стехиометрическому составу топливовоздушной смеси, либо изменяется очень незначительно. Низкочастотные отклонения большой амплитуды ухудшают характеристики нейтрализатора тройного действия. Характеристики нейтрализатора могут быть такими, что при проходе через него отработавших газов после сгорания богатой смеси на его поверхности могут скапливаться восстановители в достаточном количестве для быстрого восстановления азота из NO при поступлении продуктов сгорания обедненной смеси. Аналогичное явление (накопление кислорода)
4
П/р Д. Хиллиарда
97
95
90
85
80
Рис. 2.29. Влияние изменения состава топливовоздушной смеси (АМР — амплитуда и FREQ — частота изменения отношения количества воздуха к количеству топлива) на эффективность превращения СО, NO и углеводородов (Е), 1000 °F (538 °C), объемная скорость истечения 60 тыс. л/ч. а — эффективность превращения углеводородов, б — эффективность превращения СО, в — эффективность превращения NOX (вместе с аммиаком); г — эффективность превращения NOX (без аммиака). (Из работы [75]). Перепечатано с разрешения, ©1981 г., Общество автотракторных инженеров. По оси абсцисс — окислительно-восстановительный потенциал (R)
может происходить при изменении состава топливовоздушной смеси с обедненного на обогащенный. Эта возможность может быть учтена уже в процессе разработки конструкции нейтрализатора, что позволит существенно улучшить характеристики нейтрализатора в условиях циклического изменения состава топливовоздушной смеси [76].
Как свидетельствуют приведенные на рис. 2.29 результаты, полученные для катализатора с ячеистой структурой после 50 тыс. миль (80 тыс. км) пробега, можно ожидать, что при условии разогрева катализатора, при обычных эксплуатационных температурах и скоростях течения отработавших газов и при работе на топливовоздушной смеси состава, циклически изменяющегося около стехиометрического, в зависимости от амплитуды и частоты колебаний превращение углеводородов будет составлять 87—89 %, СО — 60—97 % и NO — 65—70 %. В табл. 2.9 приведены допустимые уровни токсичности отработавших газов дви-
98
2.9. Допустимые уровни выделений токсичных веществ двигателем при применении только нейтрализатора тройного действия
Вещество	Требования к выделениям автомобилем, , г/миля	Технические требования ♦, г/миля	Выделения в период холодного пуска **, г/миля	Количество, которое должно быть удалено с помощью нейтрализатора, г/миля	Эффективность прогретого нейтрализатора3*. %	Допу-стимые выделения двигателем, г/мнля
	1,0	0,7	0,07	0,63	65—70	2,1—2,4
Углево-	0,4	0,28	0,07	0,21	65—70	0,9—1,0
дороды	7,0	4,9	1,0	3,9	60—95	10—80
	3,4	2,4	1,0	1,4	60—95	5—30
	0,41	0,29	0,15	0,14	87—89	1,2—1,4
* ,70 % от установленных требований с учетом разбросов технических параметров и условий испытаний.
2* Типичные значения для карбюраторного двигателя рабочего объема 2,3 л. Для углеводородов возможны значения в диапазоне 0,1—0,2.
3* Средине ожидаемые значения для высококачественного нейтрализатора, эксплуатировавшегося в нормальных условиях при обычных температурах и скоростях течения отработавших газов (см. рнс. 2.28, 2.29). Первое число соответствует колебаниям отношения количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси с частотой 0,5 Гц и амплитудой, равной 1. Второе число соответствует неизменному стехиометрическому составу.
(1 г/миля = 0,63 г/км).
гателя, при которых могут быть соблюдены приведенные там же требования к токсичности газов автомобиля с учетом указанных показателей токсичности в период холодного пуска. Как можно видеть, в этом случае при использовании лишь нейтрализатора тройного действия и при упрощающих предположениях, что превращение происходит при средних значениях скорости потока и температуры отработавших газов, допустимые выделения двигателем NOX составляют ~2 г/миля (~1,3 г/км), а углеводородов — ~2,5 г/миля (~ 1,6 г/км). Допустимая величина выделений СО в неблагоприятном случае мала, всего лишь ~10 г/миля (~6,3 г/км), но она очень сильно зависит от возможностей системы регулирования состава топливовоздушной смеси. При худших показателях холодного пуска, системы регулирования состава топливной смеси и при меньшей эффективности нейтрализатора допустимые величины выделений двигателем, конечно, уменьшатся, и не превзойти их будет сложнее. Для автомобилей массой менее ~3000 фунтов (~ 1400 кг) с эффективно функционирующими системами подачи топлива возможно удовлетворить указанным требованиям к выделениям двигателем NO и углеводородов ценой незначительного ухудшения топливной экономичности в случае применения рециркуляции отработавших газов для уменьшения выделений NO. Для больших автомобилей [массой 4500— 5000 фунтов (2000—2300 кг) ] в настоящее время указанным
4*	99
требованиям удовлетворить очень трудно, если вообще возможно, т. е. они могут быть удовлетворены лишь при ухудшении топливу ной -экономичности.	I
2.9. СВОДКА РЕЗУЛЬТАТОВ	'
ПО ЛЕГКОВЫМ. АВТОМОБИЛЯМ
Значительное место в этой главе было уделено подробному описанию источников образования и методов нейтрализации трех токсичных веществ. Эти знания необходимы для глубокого понимания взаимосвязи между токсичностью отработавших газов и топливной экономичностью. Рассмотрим, например, случай, когда для нейтрализации NO применяется рециркуляция отработавших газов, а нейтрализация СО и углеводородов осуществляется с помощью катализатора окисления. Проблемами при этом являются правильное применение рециркуляции отработавших газов, не приводящее к потере эффективности (замедлению горения), и нейтрализация углеводородов. Наши автомобили с карбюраторными двигателями и с нейтрализаторами с трудом удовлетворяют требованиям выделения углеводородов не более 0,41 грамм/миля (0,26 г/км) без потери топливной экономичности (в зависимости от размера автомобиля), но проблема уменьшения выделений углеводородов связана, как мы видели, со многими другими проблемами (см. табл. 2.10). При применении нейтрализаторов тройного дей-
2.10. Факторы, влияющие на токсичность выпускных газов, система с нейтрализатором окисления (оказывают косвенное влияние на топливную экономичность)
I.	Выделения углеводородов из двигателя
а)	Образование углеводородов около компрессионного кольца или при гашении у стенки цилиндра и в результате адсорбции (конструкция кольца, исключение объемов гашения, прорыв газов в картер; непосредственный впрыск топлива в цилиндр).
б)	Догорание углеводородов в выпускном канале (конструкция канала).
в)	Забор отработавших газов из выпускного канала для рециркуляции (рециркуляция отработавших газов).
г)	Степень сжатия и величина противодавления в выпускной системе (доступность соответствующего топлива, конструкция выпускной системы).
д)	Перекрытие клапанов, образование нагара в двигателе (конструкция двигателя).
е)	Образование углеводородов при холодном пуске, увеличение образования углеводородов при торможении двигателем и разгоне, различие состава топливовоздушной смеси в цилиндрах (система подачи топлива).
ж)	Увеличение образования углеводородов при рециркуляции отработавших газов (стремление уменьшить выделения NO; качество смешивания свежего топливного заряда и отработавших газов).
з)	Регулировка зажигания.
II.	Уменьшение выделений NO из двигателя
а)	Обеспечение требуемой скорости горения при рециркуляции отработавших газов (увеличение турбулентности; возможно применение двойного зажигания, изменение состава топливовоздушной смеси),
100
Продолжение табл. 2.10
б)	Температура рециркулируемых отработавших газов и свежего топливного заряда. Обе эти величины могут влиять на выделения NO и углеводородов, а также на топливную экономичность.
в)	Возможность послойного распределения по составу топливной смеси в заряде, г) Регулировка зажигания.
III.	Выделения СО
Условия холодного пуска и работа различных систем (система подачи топлива).
IV.	Эффективность работы нейтрализатора
а) Содержание благородных металлов, характеристики массопереноса, способность окислять медленно горящие углеводороды (конструкция нейтрализатора), б) Сопротивляемость спеканию и повреждению каталитической пленки, работа нейтрализатора в условиях холодного пуска (конструкция нейтрализатора и всей системы).
в) Эксплуатационная температура нейтрализатора и перебои двигателя (конструкции системы).
г) Степень загрязненности топлива и масла (технологические условия иа топливо).
ствия дополнительно к указанным в табл. 2.10 возникает еще целый ряд проблем. Достижения в любой из упомянутых областей могут облегчить решение проблемы выполнения требований к токсичности выделений при сохранении хороших показателей топливной экономичности.
Применение устройств для снижения токсичности отработавших газов двигателей позволило автомобильным компаниям наладить производство автомобилей, удовлетворяющих современным требованиям к токсичности и имеющих хорошие показатели топливной экономичности, хотя и ценой значительного повышения их стоимости. Попытки удовлетворить этим требованиям к токсичности в результате лишь изменений регулировки двигателя привели бы к существенному ухудшению топливной экономичности. Как было показано, применение устройств для снижения токсичности отработавших газов (исключительно нейтрализаторов для достижения низких уровней токсичности) необходимо и помогает решить проблему, хотя они и используются на пределе своих возможностей.
Количественно оценить размеры уменьшения топливной экономичности, обусловленные необходимостью удовлетворения требований к токсичности отработавших газов, довольно трудно. Имеется очень мало данных о результатах сравнения топливной экономичности выпускаемых промышленностью автомобилей различной массы и автомобилей с оптимальными показателями топливной экономичности, достигнутыми без ограничений токсичности отработавших газов, и с одинаковой динамикой (см., например, работу [41). Результаты такого сравнения очень сильно зависят от показателей автомобиля. Они будут зависеть от требований к токсичности, массы автомобиля, конструкции двигателя, типа используемой системы нейтрализации и эффективности нейтрализатора, точности регулировки системы подачи топлива и показа-
101
телей при работе в режиме холодного пуска, всех способов регулировки двигателя, показателей трансмиссии, ездового цикла, мастерства водителя и т. п.
Заметные потери экономичности, конечно, связаны с удалением свинца из топлива и с уменьшением степени сжатия (по оценкам уменьшение степени сжатия на одну единицу при той же динамике автомобиля влечет за собой уменьшение КПД двигателя примерно на 3 % или уменьшение топливной экономичности автомобиля примерно на 5 %), а также с затратами энергии на работу воздушных насосов (уменьшение топливной экономичности примерно на 2 %). Потери из-за использования амортизирующего звена в управлении карбюратором, если оно применяется, менее ощутимы (по оценкам потери топливной экономичности составляют менее 3 %). Потерь, обусловленных рециркуляцией отработавших газов, можно избежать (фактически, можно даже добиться некоторого преимущества, хотя и меньшего, чем при таком же разбавлении смеси воздухом). Если же, однако, показатели данного конкретного двигателя при применении рециркуляции отработавших газов ухудшаются (скорость горения невысока), то при высоких уровнях рециркуляции топливная экономичность может также ухудшаться. Улучшение топливной экономичности при рециркуляции отработавших газов достигается по сравнению со случаем отсутствия рециркуляции обработавших газов лишь благодаря уменьшению затрат энергии на работу компрессора, и оно, конечно, может быть достигнуто также при условии отсутствия ограничений на токсичность при работе на обедненных смесях.
Применение нейтрализаторов тройного действия влечет за собой ухудшение топливной экономичности [22] по сравнению с применением бедных топливовоздушных смесей. Концентрация СО в выпускных газах при работе с нейтрализатором тройного действия составляет от 0,7 до 1,0 молярных процента. Теплотворная способность 1 % СО соответствует теплотворной способности ~3 % топлива. Это и является одной из причин снижения топливной экономичности. При работе на бедных смесях выделения СО очень малы (<0,1 %).
При одинаковой конструкции двигателя, одинаковой регулировке и одинаковым расположении нейтрализатора для автомобилей большего размера и большей массы с увеличенным объемом двигателя (такой же конструкции) с целью сохранения приемистости удовлетворить требованиям к токсичности и сохранить высокие показатели топливной экономичности труднее. Количество энергии (топлива), затрачиваемой на преодоление 1 мили (1,6 км) в процессе испытаний по методике FTP, с увеличением массы автомобиля увеличивается (~0 09 л. с ч на милю на 1000 фунтов, т. е. ~0,24 МДж на 1,6 км на каждые 453,6 кг массы). Выделения токсичных веществ в период холодного пуска увеличиваются вследствие увеличения тепловой инерции двигателя, выпускного трубопровода и каталитической системы (при 102
одинаковой загрузке благородных металлов). Количество выделений трех токсичных веществ на грамм израсходованного топлива для описанной системы будет, по-видимому, неизменным. Для автомобиля с топливной экономичностью 15 миля/галлон (6,38 км/л) требуется нейтрализатор, эффективность которого вдвое или более (в зависимости от относительного вклада выделений в период холодного пуска) превосходит эффективность нейтрализатора, требуемого для автомобиля с топливной экономичностью, равной 30 миля/галлон (12,8 км/л). Поскольку наши катализаторы работают почти на пределе своих возможностей (после старения), такое повышение их эффективности может оказаться экономически неприемлемым, и для частичного уменьшения выделений NO и углеводородов может потребоваться применение задержки зажигания, результатом чего будет ухудшение топливной экономичности. Для автомобилей, масса которых менее 3000 фунтов (1400 кг), и при требованиях к токсичности, соответствующих уровню 1981 г., такой проблемы, по-видимому, не возникает.
В период с 1975 по 1981 гг. удельные показатели топливной экономичности (отнесенные к единице массы, в миля/галлон) автомобилей в шт. Калифорния были меньше, чем в остальных 49 штатах. Иллюстрацией этому служит рис. 2.30, заимствованный из работы Фостера, Маррелла и Луза [77]. Это может свидетельствовать о снижении топливной экономичности автомобилей в эти годы из-за более жестких требований к токсичности в шт.
Рис. 2.30. Относительный показатель топливной экономичности (Q) автомобилей в 49 штатах (Fed) и в Калифорнии (Cal), масса нормирована относительно средней массы автомобиля 1978 г. За единицу принят показатель топливной экономичности до введения требований к токсичности [77]. Перепечатано с разрешения, © Общество автотракторных инженеров
103
Калифорния по сравнению с общегосударственными требованиями (для других 49 штатов). В соответствии с приведенными в табл. 2.1 данными, в 1975—1979 гг. калифорнийские допустимые нормы токсичности были ниже общегосударственных для всех трех токсичных веществ, а в 1979—1981 гг. калифорнийские нормы ниже для NO. Однако в результате массового применения нейтрализаторов и рециркуляции отработавших газов, что позволяет минимизировать потери топливной экономичности, обусловленные мерами по уменьшению выделений NO, и благодаря тому, что калифорнийские и общегосударственные нормы все более приближаются друг к другу, различие топливной экономичности автомобилей в шт. Калифорния и в других 49 штатах, начиная с 1979 г., уменьшается и в 1981 г. становится минимальным.
2.10.	ТОКСИЧНОСТЬ И ТОПЛИВНАЯ ЭКОНОМИЧНОСТЬ ГРУЗОВЫХ АВТОМОБИЛЕЙ С БЕНЗИНОВЫМИ ДВИГАТЕЛЯМИ
Допустимые уровни токсичности грузовых автомобилей малой и большой грузоподъемности приведены в табл. 2.11. В соответствии с законом о чистом воздухе 1970 г., требуется на 75 % уменьшить выделения NOS грузовыми автомобилями большой грузоподъемности относительно уровня 1969 г.(для сравнения укажем, что для легковых автомобилей требуется уменьшение на 90 %). Методика и продолжительность испытаний по определению токсичности грузовых автомобилей малой грузоподъемности мало отличаются от методики и продолжительности испытаний легковых автомобилей. Испытания по определению токсичности грузовых автомобилей большой грузоподъемности в настоящее время представляют собой испытания двигателя на стенде при 2000 мин-1 на девяти режимах работы. В эти режимы не входит режим холодного пуска, семь из них определяются созданием давления соответствующей величины во впускном трубопроводе, а другие Два являются режимами холостого хода и работы при закрытой дроссельной заслонке. Недавно предложен, по-видимому, более реальный испытательный цикл для определения токсичности грузовых автомобилей большой грузоподъемности [79]. Он включает в себя режимы холодного пуска с последующим пробегом и пуска разогретого двигателя с последующим пробегом с весовыми множителями, равными V7 и 6/7 соответственно. Ресурсные испытания грузовых автомобилей большой грузоподъемности представляют собой испытания на динамическом стенде продолжительностью 1500 ч [78].
Источники образования токсичных веществ в выделениях бензиновых двигателей грузовых автомобилей те же, что и для двигателей легковых автомобилей. Однако двигатели грузовых автомобилей большой грузоподъемности работают при скоростях 104
2.11.	Требования по токсичности грузовых автомобилей малой и большой грузоподъемности
Грузовые автомобили малой грузоподъемности, масса с грузом <8500 фунт (3850 кг)
Общегосударственные требования	Углеводороды, г/мнля	СО, г/миля	NOS, г/миля
1979—83 гг. 1984—85 гг.	1,7 0,8	18 10	2,3 2,3
Калифорнийские требования	NMHC •	СО	NOX ,
1982 г. <3999 4000—5999 6000—8500 1983 г. <3999 4000—5999 6000—8500 Грузовые автомобили большо! (3850 кг) **	0,39 0,50 0,60 0,39 0,50 0,60 ; грузоподъемно	9,0 9,0 9,0 9,0 9,0 9,0 сти, масса с груг	1,6 1,5 2,0 1,0 1,0 1,5 юм >8500 фунт
	Углеводороды	СО	NOS + углеводороды
1980—83 гг. Общегосударственные требования 1982—83 гг. Калифорнийские требования 1984—86 гг.	1,5 1,0 Возможно уст ние которых не заторов	25 25 25 25 зновление требо потребует прнм<	10 5 6 5 1аиий, выполне-шения нейтрали-
*	Неметановые углеводороды.
*	* Требования в г/(л. с-ч).
(1 г/миля = 0,62 г/км; 1 г/(л. с-ч)= 1,36 г/(кВт-ч)).
и нагрузках, отличных от тех, при которых работают двигатели легковых автомобилей. Двигатели грузовых автомобилей большую часть времени работают в условиях, близких к максимальным нагрузкам. Более высокий уровень давления во впускных трубопроводах двигателей грузовых автомобилей приведет к увеличению выделений NOX. С другой стороны, он приведет к увеличению температуры отработавших газов, что повысит эффективность уменьшения выделений СО и углеводородов в результате подачи воздуха. Применение богатых топливовоздушных смесей для обеспечения достижения максимальной мощности (особенно в ав-
105
томобилях большой грузоподъемности) приведет к увеличению выбросов из цилиндров СО и углеводородов.
В большинстве современных грузовых автомобилей малой грузоподъемности с бензиновыми двигателями применяются ней! трализаторы окисления, хотя в Калифорнии применяются ней! трализаторы тройного действия. Потери топливной экономии’ ности, обусловленные требованиями, направленными на обеспечение выполнения современных (1981 г.) общегосударственных стандартов токсичности грузовых автомобилей (табл. 2.11), из-за изменения регулировок, по-видимому, малы. Допустимые нормы токсичных выделений для грузовых автомобилей больше, чем для легковых (табл. 2.1). У грузовых автомобилей будет, конечно, ухудшение экономичности, связанное с использованием ,неэтилированного топлива и с работой воздушных компрессоров. Средняя масса легкового автомобиля равна 3100 фунтов (1400 кг), а грузового автомобиля малой грузоподъемности — 3870 фунтов (1760 кг) (77]. Грузовые автомобили малой грузоподъемности одной из автомобильных фирм, удовлетворяющие калифорнийским нормам, проигрывают -~3—5 % в топливной экономичности по сравнению с такими же автомобилями в других штатах из-за неоптимальности регулировки. По оценке в расчете на тонно-милю потери составляют около 9 % [77]. Можно ожидать, что переход на общегосударственные нормативы токсичности 1984 г. приведет к ухудшению топливной экономичности по сравнению с данными 1981 г., но частично ухудшения можно будет избежать с помощью применения более сложных систем снижения токсичности.
Современные нормы токсичности грузовых автомобилей большой грузоподъемности с бензиновыми двигателями не повлекли за собой значительного ухудшения (<3 %) топливной экономичности благодаря соответствующей регулировке двигателей и применению рециркуляции отработавших газов. Небольшое ухудшение происходит вследствие применения воздушного компрессора и снижения мощности при заданном объеме двигателя на некоторых режимах вследствие применения рециркуляции отработавших газов. Следует иметь в виду, что ряд производителей грузовых автомобилей в начале 1970-х годов уменьшили степень сжатия работающих в тяжелых условиях их двигателей до восьми с целью подготовки к работе на неэтилированном топливе (и также для уменьшения выделений NO и углеводородов). Такая величина степени сжатия сохраняется, хотя автомобили продолжают работать на этилированном топливе. Нейтрализаторы не используются, а для некоторого снижения уровня СО и углеводородов при температуре отработавших газов (до 800 °C) применяется подача воздуха в выпускной трубопровод. ЕРА приняты более строгие требования к выделениям НС, СО и NO бензиновыми двигателями грузовых автомобилей большой грузоподъемности производства 1984 г. и последующих лет [1,3 г НС; 106
15,5 г СО и 10,7 г NO на л. с-ч. (2,65 МДж) тормозной работы], которые явились причиной возникновения ряда технологических проблем из-за сомнений относительно возможностей использования нейтрализаторов в тяжелых условиях эксплуатации, типичных для автомобилей большой грузоподъемности, и из-за требования применения неэтилированного топлива. Недавно ЕРА объявило [80] о намерении пересмотреть нормы выделений СО и НС с тем, чтобы можно было обойтись без нейтрализатора. Нормы выделений NOX также следует пересмотреть с тем, чтобы им могли удовлетворить дизельные двигатели. Однако вероятнее всего для бензиновых двигателей автомобилей большой грузоподъемности потребуется применять нейтрализаторы.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1.	U.S. Federal Register, Vol. 37, No. 221, November 15 (1972); Vol. 38, No. 124, June (1973); Vol. 40, part 86, June 30 (1975).
2.	Kruse, R., and Huis, T., “Development of the Federal Urban Driving Schedule,” SAE paper 730553, May (1973).
3.	Austin, T., Hellman, K., and Paulsell, C., “Passenger Car Fuel Economy During Non-Urban Driving," SAE paper 740592, August (1974).
4.	Getting, H., “Impact of Emission Standards on Fuel Economy and Consumer Attributes,” SAE paper 790230, February (1979).
5.	Brownson, D., Johnson, R., and Candelise, A., "A Progress Report on Man-Air-Ox, Manifold Air Oxidation of Exhaust Gas," SAE paper 486-N, March (1962).
6.	Gast, R., “Pulsair—A Method for Exhaust System Induction of Secondary Air for Emission  Control,” SAE paper 750172, February (1975).
7.	Currie, J., Grossman, D., and Gumbleton, J., “Energy Conservation with Increased Compression Ratio and Electronic Knock Control,” SAE paper 790173, February (1979).
8.	Kirklin, P., and Wise, S., “The Effects of Engine Variables and Exhaust Gas Recirculation on Emissions and Fuel Economy—Part IV," SAE paper 780591 (S.P. 431), June (1978).
9.	Gumbleton, J., Niepoth, G., and Currie, J., "Compression Ratio and Fuel Economy with Emission Constraints," Proc. Amer. Petroleum Inst., Refining Dept. 41st Midyear Meeting, API-17-76, pp. 179-188 (1976).
10.	Gumbleton, J., Neipoth, G., and Currie, J., “Effect of Energy and Emission Constraints on Compression Ratio," SAE paper 760826, October (1976).
11.	Nesmith, T., Tracy, C., Meguerian, G., Keller, B., and Daby, E., “Optimization of Fuel and Vehicle Parameters,” SAE paper 780589, June (1978).
12.	Cantwell, E., Kinnear, F., and Russell, H., “The Effect of Emission Standards and Gasoline Quality on Fuel Consumption," SAE paper 750671, June (1975).
13.	Lin-Fu, Jane S., “Lead Exposure Among Children—A Reassessment,” New England J. of Medicine, 300, 731-732 (1979).
14..A	ssoc. Octel publication, “Leaded Petfol-Energy and Health," December (1979).
.15. Newhall, H., “Kinetics of Engine Generated Nitrogen Oxides and Carbon Monoxide," 12th Symposium (International) on Combustion, The Combustion Institute, pp. 603-613 (1968).
16.	Delichatsios, M., and Keck, J., “Rate Controlled Constrained Equilibrium Calculations of CO and NO Freezing in Internal Combustion Engines,” Amer. Chem. Soc. Div. of Petroleum Chem. Symposium on Chemistry of Combustion in Engines, Philadelphia, PA, April (1975).
17.	Pozniak, D., “The Exhaust Emission and Fuel Consumption Characteristics of an Engine During Warmup—A Vehicle Study,” SAE paper 800396, February (1980).
18.	Glockler, O., Knapp, H.. and Manger, H ., “Present Status and Future Development of Gasoline Fuel Injection Systems for Passenger Cars," SAE paper 800467, February (1980).
19.	Lindsay, R., Thomas, A., Woodworth, J., and Zeschmann, E., “Influence of Homogeneous Charge on the Exhaust Emissions of Hydrocarbons, Carbon Monoxide, and Nitric Oxide from a Multicylinder Engine,” SAE paper 710588, June (1971).
20.	Hires, S., and Overington, M., “Transient Mixture Strength Excursions—An Investigation of Their Cause and the Development of a Constant Mixture Strength Fueling Strategy," SAE paper 810495, February (1981).
21.	Brokaw, R., and Bittker, D., “Carbon Monoxide Oxidation Rates Computed for Automobile Exhaust Manifold Reactor Conditions,” NASA Tech. Note D-7024 National Tech. Info. Serv. Springfield, VA 22151.
22.	Nicholson, R., “Emissions and Fuel Economy Interactions,” SAE paper 780616, June (1978).
108
23.	Blumberg, P., Kummer, J., “Prediction of NO Formation in Spark Ignited Engines—An Analysis of Methods of Control,” Comb. Sci. & Tech. 4, 73-95 (1971).
24.	Lavoie, G., Heywood, J., and Keck, J., "Experimental and Theoretical Study of Nitric Oxide Formation in Internal Combustion Engines,” Comb. Sci. & Tech. 1, 313-326 (1970).
25.	Lavoie, G., and Blumberg P., “A Fundamental Model for Predicting Fuel Consumption, NO,, and HC Emissions of the Conventional Spark-Ignited Engine,” Comb. Sci. & Tech. 21, 225-258 (1980).
26.	Marsee, F., and Rediker, F., “Emission Control with Lean Mixtures on a Two-Liter High-Performance Engine,” Ethyl Corp. Project 12274 (1977).
27.	Holl, W., “Air Fuel Control to Reduce Emissions,” SAE paper 800051, February (1980).
28.	Blumberg, P., "Nitric Oxide Emissions from Stratified Charge Engines,” Comb. Sci. & Tech. Л, 5-24 (1973).
29.	Kummer, J., "Catalysts for Automobile Emission Control,” Prog. Energy Combust. Sci. 6, 177-199 (1980).
30.	Novak. J., and Blumberg, P., “Parametric Simulation of Significant Design and Operating Alternatives Affecting Fuel Economy and Emissions of Spark Ignited Engines,” SAE paper 780943, November (1978).
31.	Eltinge, L., Marsee-, F., and Warren, J., “Potentialities of Further Emission Reduction by Engine Modifications," SAE paper 680123, January (1968).
32.	Heming, R., “Effect of Fuel Composition on Exhaust Emissions,” Bureau of Mines, Report of Investigation No. 7423 (1970).
33-	. Daniel, W., “Engine Variable Effects on Exhaust Hydrocarbon Composition," SAE paper 670124, January (1967).
34.	Wentworth, J., “Piston and Piston Ring Variables Affect Exhaust Hydrocarbon Emissions,” SAE paper 680109, January (1968).
35.	Wentworth, J., “More on Origins of Exhaust Hydrocarbons—Effect of Zero Oil Consumption, Deposit Location, and Surface Roughness,” SAE paper 720939, October (1972).
36.	Gagliardi, J., and Ghannam, F., “Effect of T E L. Concentration on Exhaust Emissions in Customer Type Vehicle Operation," SAE paper 690015, January (1969).
37.	Kaiser, E., Adamczyk, A., and Lavoie, G., “The Effect of Oil Layers on the Hydrocarbon Emissions Generated During Closed Vessel Combustion.” 18th International Symposium on Combustion, paper 188, August (1980).
38.	Adamczyk, A., Kaiser, E., Cavolowsky, J., and Lavoie, G., “An Experimental Study of Hydrocarbon Emissions From Closed Vessel Explosions,” 18th International Symposium on Combustion, paper 167, August (1980).
39.	Freeman, J., Jr., and Stahman, R., “Vehicle Performance and Exhaust Emissions; Carburetor vs. Timed Fuel Injection," SAE paper 650863, November (1965).
40.	Wentworth, J., “Effect of Combustion Chamber Surface Temperature on Exhaust Hydrocarbon Concentration,” SAE paper 710587, June (1971).
41.	Myers, J., and Alkidas, A., “Effects of Combustion Chamber Surface Temperature on fhe Exhaust Emissions of a Single Cylinder Spark Ignited Engine," SAE paper 780642, June (1978).
42.	Blumberg, P., and Lavoie, G., personal communication.
43.	Tanuma, T., Sasaki, К., Kaneko, T., and Kawaski, H., “Ignition, Combustion and Exhaust Emissions of Lean Mixtures in Automotive Spark Ignition Engines,” SAE paper 710159, January (1971).
44.	Hass, G., Bonomassa, F., Newmark, P., and Kayne, N., “The Influence of Vehicle Operating Variables on Exhaust Emissions,” J. Air Poll. Cont. Assoc., 17, 384-387 (1967).
45.	Induction System Task Group, “Automotive Exhaust Hydrocarbon Reduction During Deceleration by Induction System Devices," SAE Transactions, 66, 383-396 (1958).
46.	Canton, J., and Heywood, J., “Models for Heat Transfer, Mixing and Hydrocarbon Oxidation in an Exhaust Port of a Spark Ignited Engine,” SAE paper 800290, February (1980).
109
47.	Huis, T., Myers, P., and Uyehara, O., “Spark Ignition Engine Operation and Design for Minimum Exhaust Emissions." SAE paper 660405, June (1966).
48.	Brinkman, N., "Ethanol Fuel—A Single Cylinder Engine Study of Efficiency and Exhaust Emissions," SAE paper 810345, February (1981).
49.	Sigworth, H., Jr., Myers, P., and Uyehara. O.. "The Disappearance of Ethylene, Propylene, л-Butane, and 1-Butene in Spark Ignition Engine Exhaust," SAE paper 700472, May fl970).
50.	Steinhagen, W.. Niepoth, G.. and Mick, S., “Design and Development of the General Motors Air Injection Reactor System." SAE paper 660106, January (1966).
51.	Brownson, D.. and Stebar, R., “Factors Influencing the Effectiveness of Air Injection in Reducing Exhaust Emissions." SAE paper 650526, May (1965).
52.	Tabaczynski, R., Heywood, J., and Keck. J., “Time Resolved Measurements ol Hydrocarbon Mass Flow Rate in.the Exhaust of a Spark-Ignited Engine,” SAE paper 720112, January (1972).
53.	Siewert, R.. "How Individual Valve Timing Events Affect Exhaust Hydrocarbon Emissions,” SAE paper 710609, June (1971).
54.	Kuroda. K., Nakajima, Y., Hayashi, Y., and Sugihara, K., "Economical Matching of the Thermal Reactor to Small Engine—Low-Emission Concept Vehicles," SAE paper 720484, May (1972).
55.	Herrin, R., "Emission Performance of Lean Thermal Reactors—Effects of Volume Configuration and Heat Loss." SAE paper 780008. February (1978).
56.	Adams, W.. Marsee, F. Olree. R., and Hamilton, J.. “Emissions, Fuel Economy, and Durability of Lean Bum Systems" SAE paper 760227, February (1976).
57.	Marsee. F., Olree; R., and Adams, W., “Compression Ratio Effects with Lean Mixtures,” SAE paper 770640, June (1977).
58.	Sakai. Y., Nakagawa, S., Tange, R.. and Maruyama, R., “Fundamental Study of Oxidation in a Lean Reactor," SAE paper 770297, February (1977).
59.	Dale, J., Smy, P., and Clements, R., “The Effect of a Coaxial, Spark Igniter on the Performance of and the Emissions from an Internal Combustion Engine," Combustion and Flame 31, 173-185 (1978).
60.	Shelef, M., Otto, K., and Otto. N., “Poisoning of Automotive Catalysts,” in Advances in Catalysis, Vol. 27, pp. 311-365, Academic Press, New York (1978).
61.	White, J., Zakrajsek, C.. “Implications of Precious Metal Catalysts with Leaded Fuels," SAE paper 810086, February (1981).
62.	Williamson. W., Stepien, H.. Watkins, W., and Gandhi, H., "Poisoning of Platinum-Rhodium Automotive Three-Way Catalysts by Lead and Phosphorous,” Environmental Sci. and Tech. 13, 1109-1113 (1979).
63.	DallaBetta, R., McCune, R., and Sprys, J., “Relative Importance of Thermal and Chemical Deactivation of Noble Metal Automotive Oxidation Catalysts," Ind. Eng. Chem. Prod. Res. <4 Dev. 15, 169-172 (1976).
64.	Kuroda, H., Nakajima, Y., Sugihara, K., Takagi, Y., and Muranaka, S., “The Fast Bum with Heavy EGR: New Approach for Low NO, and Improved Fuel Economy,” SAE paper 780006, February (1978).
65.	Harada, M., Kadota, T., and Sugiyama, Y., “Nissan NAPS ‘Z’ Engine Realizes Better Fuel Economy and Low NO, Emissions," SAE paper 810010, February (1981).
66.	Hamed, J., and Montgomery, D., “Comparison of Catalyst Substrates for Catalytic Converter Systems” SAE paper 730561, May (1973).
67.	Bagley, R., Domain, R., and Duke, D., “Multicellular Ceramics as Catalyst Supports for Controlling Automotive Emissions," SAE paper 730274, January (1973).
68.	Zemke, B., and Gumbleton, J., “General Motors Progress Towards the Federal Research Objective Emission Levels,” SAE paper 800398, February (1980).
69.	Shelef, M., and Gandhi, H., “Ammonia Formation in Catalytic Reduction of Nitric Oxide by Molecular Hydrogen," Ind. Eng. Chem. Prod. Res. and Dev. 11, 393-396 (1972).
110
70.	Shelef, M., and Gandhi, H., “The Reduction of Nitric Oxide in Automobile Emissions, Stabilization of Catalysts Containing Ruthenium," Platinum, Metals Rev. 18, 2-14 (1974).
71.	Barnes, G., Klimisch, R., and Krieger, B., “Equilibrium Considerations in Catalytic Emission Control,” SAE paper 730200, January (1973).
72.	Dueker, H., Friese, K., Haecker, W., “Ceramic Aspects of Bosch Lambda-Sensor,” SAE paper ‘ 750223, February (1975).
73.	Tieri, T., Stadler, H., Gibbons, E., and Zacmanidis, P., “ТЮ2 as an Air-to-Fuel Ratio Sensor for Automobile Exhausts,” Bull., Amer. Ceramic Sac.. 54, 280-282 (1975).
74.	Wallman, S., “Development of the Volvo Lambda Sond System," SAE paper 770295, March (1977).
75.	Hammerle, R., and Wu, C., “Three-Way Catalyst Performance Characterization,” SAE paper 810275, February (1981).
76.	Kaneko, Y., Kaneko, H., Kobayashi, H., Komagome, R., Hirako, O., and Nakoyama, O., “Air Fuel Ratio Modulation and Conversion Efficiency of Three-Way Catalysts,” SAE paper 780607, June (1978).
77.	Foster, J., Murrell, J., and Loos, S., “Light-Duty Automotive Fuel Economy Trends,” SAE paper 810386, February (1981).
78.	Federal Register Vol. 37, No. 221, November (1972); Federal Register Vol. 41, No. 101, May (1976).
79.	Federal Register Vol. 45, No. 14, January (1980).
80.	Notice of Intent, Enviromental Protection Agency, April 6, 1981. See also Federal Register Vol. 46, No. 70, April 13, 1981.
81.	Wagner, T., Lawrence, D. , and Plautz, D., “Diesel: Miles per Barrel,” Hydrocarbon Process., 199-204 January (1981).
Глава 3
ИСКРОВОЕ ЗАЖИГАНИЕ:
ФИЗИКА ПРОЦЕССА И ЕГО ВЛИЯНИЕ НА РАБОТУ ДВИГАТЕЛЯ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
Рудольф Мал у, Институт физической электроники, Университет г. Штутгарт, ФРГ (в настоящее время: «Даймлер Бенц», Отдел научных исследований, ФРГ)
3.1.	ВВЕДЕНИЕ
Интерес к более глубокому пониманию процессов воспламенения и самоподдерживающегося распространения пламени возник вместе с появлением самого двигателя внутреннего сгорания. Для выяснения сути этих процессов основное внимание уделялось экспериментам в самих двигателях, целью которых было достижение быстрого успеха. Однако это было и главным недостатком проводившихся исследований. Сложность взаимозависимого влияния большого числа разнообразных эксплуатационных параметров реальных двигателей не позволяла в прошлом глубоко проникнуть в существо явления. Из-за недостатка информации слишком много было возможностей для различных предположений и толкований.
Экспериментальные и теоретические исследования, проводившиеся вне непосредственной связи с двигателем, а с другой стороны, в течение длительного времени, осуществлялись на некачественном оборудовании и при неудовлетворительном моделировании работы двигателя. Вследствие этого продвижение по пути понимания процесса искрового зажигания было медленным, и исследования по большей части проводились в наиболее простой и доступной области создания требуемого импульса высокого напряжения.
Общие аспекты процессов воспламенения, горения, а также другие связанные с ними вопросы достаточно подробно рассмотрены в книгах Пеннера и Маллинза [1 ] и Льюиса и Эльбе [2], содержащих обзоры опубликованных к тому времени работ. Хороший указатель опубликованной до 1965 г. литературы по связанным с работой двигателя проблемам дан Мюллером, Роде и Клинком [3]. Попытка собрать воедино различные сведения об искровом зажигании по литературным данным, опубликованным до 1969 г., была осуществлена Конзельманном в его обширном обзоре [4 ], при этом сам автор ощутил, что многие важные вопросы, связанные с искровым зажиганием, к тому времени были еще далеки от окончательного разрешения.
112
Указанные обстоятельства послужили причиной тому, что Институтом физической электроники Штутгартского университета была начата широкомасштабная программа исследований, нацеленная на изучение самых основ искрового зажигания и распространения пламени. С целью упорядочения данных все процессы были исследованы заново с помощью современных средств измерений. Задачей этих исследований был анализ отдельных результатов лабораторных экспериментов, испытаний двигателей и теоретических разработок с целью их обобщения, воссоздания на этой основе физической картины процесса и применения полученных результатов для уменьшения расхода топлива при снижении уровня токсичности выпускных газов. Основные результаты выполненной работы опубликовывались по мере их получения [5—И].
Целью этой главы является предоставление читателю полного и достаточно подробного обзора основных особенностей и свойств процесса искрового зажигания. Насколько возможно при этом для облегчения понимания будут использоваться результаты, полученные в ходе осуществления указанной программы исследований. Так, где это представляется возможным, делаются ссылки на соответствующую литературу. В главу включены также результаты рассмотрения ряда побочных эффектов, играющих заметную роль в реальных условиях работы двигателя. Порядок изложения материала следует процессу передачи энергии, начиная с накопителя электрической энергии для зажигания. Далее рассматривается плазма искры, затем поверхность плазмы, где в тонком слое межфазной границы и происходит фактически зажигание, и процесс распространения самоподдерживающегося фронта пламени. Основное внимание будет сосредоточено на искровом зажигании. Однако основные свойства и большинство результатов после их небольших изменений, а иногда и без них, применимы и к другим видам зажигания.
3.2.	ОСНОВНЫЕ СВОЙСТВА ЭЛЕКТРИЧЕСКОЙ
ИСКРЫ
3.2.1.	ЭЛЕКТРИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
Электрические свойства, многих внешне различных систем зажигания, как массового производства, так и экспериментальных [12—15], могут быть описаны с помощью простой эквивалентной Цепи, изображенной на рис. 3.1. Это связано с тем, что различные изменения (увеличение тока разряда, увеличение продолжительности разряда, увеличение искрового промежутка, применение множественных разрядов, использование дополнительных сильно-точных разрядов и т. п.), конечно, видоизменяют систему зажигания и сказываются на ее качестве, однако основные свойства при этом остаются неизменными. Для понимания того, как осущест-
113
Рнс. 3.1. Схематичное изображение цепи системы зажигания. Высоковольтный прерыватель не показан, поскольку он не оказывает влияния на основные принципы работы системы 'зажигания. UB (О — сигнал высокого напряжения; Lc — индуктивность катушки; — активное сопротивление
катушки; С- — емкость катушки; Zc — полное сопротивление высоковольтного кабеля; Rr — сопротивление, гасящее радиопомехи; Ср — емкость свечи зажигания; Lp — индуктивность свечи зажигания; SG — искровой промежуток; Rs — шунт (подключается только дли проведения измерений); и (/) — напряжение искры; i (/) — ток
искры
вляется процесс зажигания при работе системы, достаточно знать, как изменяются во времени напряжение и сила тока, которые определяются элементами цепи. Указанные I—У-характери-стики двух различных систем зажигания (CDI — с накоплением энергии в электрическом поле конденсатора и TCI — с накоплением энергии в магнитном поле катушки индуктивности) представлены на рис. 3.2 и 3.3, а диаграммы изменения мощности и энергии приведены на рис. 3.4.
Можно выделить очень короткую (несколько наносекунд) первую фазу — фазу пробоя, во время которой сила тока искры увеличивается до первого максимума величиной в несколько сот ампер. Сила тока определяется напряжением зажигания (70 и полным сопротивлением Zp цепи около искрового промежутка:
Рис. 3.2. I—V — характеристики системы зажигания CDI (с накоплением энергии в электрическом поле конденсатора) в воздухе при 300 К и величине искрового промежутка 1 мм, подводящей искровому промежутку энергию 3 мДж; и — напряжение искры, i — ток искры; t — время с момента образования искры
114
Рис. 3.3. 1—V — характеристики системы зажигания TCI (с накоплением энергии в магнитном поле катушки индуктивности) в воздухе при 300 К и величине искрового промежутка 1 мм, подводящей к искровому промежутку энергию 30 мДж; и — напряжение искры, i — ток искры; t — время с момента образования искры
В это же время напряжение в искровом промежутке падает с начального значения до очень малых величин (<100 В). Эта фаза полностью определяется емкостью (5—15 пФ) и индуктивностью элементов свечи зажигания и искры («5 нГн).
За этой фазой следует вторая — дуговой разряд, которая длится примерно 1 мкс. В этот период времени емкость высоковольтных питающих проводов (40—100 пФ) и емкость катушки («50 пФ) разряжаются через гасящее радиопомехи сопротивление Rr (1—10 кОм), соединенное последовательно с сопротивлением высоковольтных проводов (Ze « 200 Ом). Типичное значе-
Рис. 3.4. Диаграммы изменения мощности во времени Р я энергии Е для системы зажигания TCI в воздухе при 300 К и величине искрового промежутка 1 мм, подводящей к искровому промежутку энергию 30 мДж; i — время с момента образования искры
115
ние силы тока для этого второго пика определяется соотношением	
Ipa = Uo/(Rr + 2С) = 10 кВ/2 кОм = 5А.
Наконец, во время третьей фазы — фазы тлеющего разряда — накопитель энергии высвобождает свою энергию. В системе зажигания с накоплением энергии в магнитном поле катушки индуктивности тлеющий разряд длится несколько миллисекунд. В системах зажигания с накоплением энергии в электрическом поле конденсатора с большим внутренним сопротивлением также будет наблюдаться тлеющий разряд. Однако если сопротивление достаточно мало, то довольно длительное время может сохраняться ток значением более 200 миллиампер, и фаза дугового разряда будет длиться сотни микросекунд. В промежуточном диапазоне (100— 200 мА) могут происходить быстрые превращения дугового разряда в тлеющий и обратно. Максимальные значения силы тока тлеющего и дугового разрядов в этой фазе определяются соотношениями
Zpg = U0/Zc = 10 кВ/200 кОм = 50 мА (тлеющий разряд);
Iva =	= 10 кВ75О кОм = 200 мА (дуговой разряд).
Указанные три фазы, или три типа разряда, вполне однозначно характеризуются величинами высвобождаемых мощности и энергии. Во время пробоя уровень мощности максимален (до нескольких мегаватт) при достаточно малых уровнях энергии (0,3— 1 мДж). Дуговой разряд характеризуется промежуточными значениями мощности и энергии, а тлеющий разряд происходит при минимальном уровне мощности (десятки ватт) и небольших уровнях энергии (30—100 мДж). Это, в первую очередь, объясняется длительностью тлеющего разряда.
При работе любой системы зажигания имеют место эти три типа разряда, характеризуемые индивидуальными значениями энергии и продолжительности. Если основные свойства этих типов разряда будут известны, то показатели системы зажигания вполне можно определить по ее 7 — У-характеристике. Таким образом, вполне достаточно разобраться в физике процессов этих трех типов разряда. Методы измерений характеристик длительных процессов дугового и тлеющего разрядов достаточно просты. Для получения достоверных данных о процессах пробоя и неустойчивого дугового разряда пришлось разработать специальную сложную аппаратуру [16—18]. Однако подробное описание методов измерений (методов регистрации быстро меняющихся электрических параметров, методов спектроскопии, интерферометрии и лазерных методов) выходит за рамки этой главы. Нам понадобятся лишь результаты этих измерений.
116
3.2.2.	ТИПЫ РАЗРЯДА
Предпробой. Первоначально газ, находящийся в промежутке между электродами свечи зажигания, является идеальным изолятором. При приложении импульса напряжения (со скоростью «10 кВ/мс в системах с накоплением энергии в магнитном поле катушки индуктивности и «100 кВ/мс в системах с накоплением энергии в электрическом поле конденсатора) случайные электроны, попавшие с проникающим ионизирующим космическим излучением Земли, могут получать энергию в растущем электрическом поле и ускоряться в направлении анода. Если напряженность электрического поля достаточно высока (50—100 кВ/см), электроны, получившие в этом поле ускорение, могут при столкновениях ионизировать молекулы газа, образуя дополнительные электроны и ионы. Эти носители зарядов также получают энергию от электрического поля и, в свою очередь, способствуют увеличению потока электронов. Число электронов и ионов растет лавинообразно [19]. Однако, поскольку эти электроны поглощаются анодом, нужны какие-то дополнительные процессы для образования достаточного количества свободных электронов у катода или на нем, чтобы их движение было самоподдерживающимся. Это происходит в результате ультрафиолетового излучения (X < 200 нм), испускаемого возбужденными ионами, поскольку сталкивающиеся электроны не только ионизируют молекулы газа, но и возбуждают большое количество электронных уровней.
В малых зазорах между электродами свечи зажигания и при малых давлениях (lg < 1 мм, р < 1 бар (105 Па)) это излучение непосредственно достигает катода и освобождает с его поверхности фотоэлектроны. При больших зазорах и больших давлениях (lg > 1 мм, р > 1 бар (105 Па)) ультрафиолетовое излучение поглощается молекулами газа, и небольшая часть этих молекул образует излучающий объем около катода. Таким образом, процессы ионизации, начинающиеся в результате создания электрического поля, быстро ускоряются, ток в искровом промежутке становится самоподдерживающимся и почти независящим от внешнего электрического поля.
До тех пор пока в процессе ионизации электронов образуется меньше, чем это необходимо для того, чтобы разряд был самоподдерживающимся, фаза разряда будет фазой предпробоя. При малых скоростях роста напряжения зажигания фаза предпробоя может быть достаточно длительной (несколько минут), это зависит от состава газа, давления и формы искрового промежутка. Чем быстрее рост напряжения, тем короче эта фаза, поскольку процессы ионизации проходят быстрее. Температура газа при этом еще очень близка к ее начальному значению, и средняя плотность электронов менее 1015 э/см3, хотя в отдельных каналах ионизации (стримерах) она может достигать 1018 э/см3. В воздухе и азоте происходит интенсивное излучение молекул N2, что используется
117
в лазерах. Излучение атомов пренебрежимо мало. Ионизированное облако заполняет все пространство искрового промежутка, где напряженность поля достаточно высока.
Пробой. По мере того как вырабатывается достаточное количество электронов обратной связи, происходит сверхэкспоненциальное увеличение силы тока разряда под действием объемного заряда, образующегося в проводящих каналах [21 ]. Практически это происходит, когда сила тока превышает «10 мА. Поскольку ток ничем не ограничивается, в течение нескольких наносекунд его сила увеличивается до нескольких сотен или тысяч ампер, увеличение продолжается, пока ему не будет препятствовать сопротивление разряда и внешней цепи вблизи искрового промежутка (т. е. свечи зажигания). На этом этапе Напряжение в искровом промежутке и напряженность электрического поля быстро уменьшаются до очень малых значений (100 В и 1 кВ/см соответственно, т. е. происходит пробой). Минимальная энергия, необходимая для начала фазы пробоя при давлении 1 бар (10® Па) и зазоре между электродами свечи зажигания размером 1 мм, составляет 0.3 мДж.
Во время пробоя через часть объема, обладающую несколько повышенной электропроводностью, проходит все более интенсивный ток. Плотность ионов быстро увеличивается до значений порядка 1019 э/см3, так что доминирующим процессом потери энергии ускоренными электронами становится обмен энергией между электронами и ионами, обусловленный действием сил Кулона [22]. Несмотря на неблагоприятное соотношение масс электрона и иона, становится возможным эффективный обмен энергией при единичных столкновениях. В результате будет осуществляться передача электроэнергии из емкости разрядника через электрическое поле электронам и ионам. Следствием этого является очень высокая степень ионизации (наблюдалась заметная концентрация N4+) и возбуждения электронов при значительном повышении температуры газа (до 60 000 К). Это изображено на рис. 3.5.
Указанные процессы сосредоточены в узком канале, начальный диаметр которого равен 40 мкм, что соответствует величине диаметров стримеров, образующихся во время предпробоя. Все тяжелые частицы внутри этих каналов полностью диссоциируются, ионизируются и сильно возбуждаются, так что внутренняя или потенциальная энергия одной тяжелой частицы составляет более 20 эВ по сравнению с 5,5 эВ тепловой энергии (при 60 000 К). Это показано на рис. 3.6. Поскольку при этом возможно возбуждение более высоких уровней электронов, нетрудно видеть, что при пробое могут накапливаться большие запасы энергии (гораздо большие, чем только за счет повышения температуры). Вследствие чрезвычайно быстрого повышения температуры газа до 60 000 К давление в канале почти мгновенно растет до нескольких сотен бар (1 бар = 10е Па), вызывая распространение ии-
ТIR
Рис. 3.5. Параметры плазмы пробоя в воздухе при 300 К, давлении 1 бар (106 Па) и величине искрового промежутка 1 мм. Продолжительность пробоя 10 нс. Начало отсчета времени произвольно. Eei — электрическая энергия, подводимая к искровому промежутку; Те — температура электронов; Tg — температура газа; пе — плотность электронов; р — избыточное давление в канале плазмы; d — диаметр канала плазмы; i — рремя
тенсивной ударной волны. Сам канал расширяется со сверхзвуковой скоростью.
В процессе этого расширения канал охлаждается, и, поскольку в каждый момент времени соблюдается тепловое равновесие, на
копленная потенциальная
Рис. 3.6. Перераспределение с течением времени t подводимой к искровому промежутку электрической энергии Е в плазме пробоя; превращение потенциальной энергии в тепловую:  — подводимая электрическая энергия; 2 — потенциальная энергия;
» — тепловая энергия
энергия постепенно превращается в тепловую энергию, что обеспечивает процесс расширения. Так как рекомбинация представляет собой процесс, в котором участвуют три тела, после того как плотность упадет до
Рис. 3.7. Изменение во времени t максимальной температуры газа Т в плазме разрядов различных типов: а — система зажигания CDI, 3 мДж, 100 мкс; b — пробой, 30 мДж, 60 нс; с — система зажигания CDI, 3 мДж, 100 мкс и дополнительный дуговой разряд с силой тока 2А; d — система зажигания CDI и дополнительный тлеющий разряд с силой тока 60 мА, 30 мДж, 770 мкс
119
Рис. 3.8. Зависимость от времени i диаметров d и скоростей расширения v объемов, возбужденных системой зажигания CDI (3 мДж, 100 мкс) при величине искрового промежутка 1 мм. Числовые индексы соответствуют:
/ — ударной волне в воздухе при 300 К и давлении 1 бар (106 Па); 2 — каналу плазмы в воздухе при 300 К и давлении 1 бар (10б Па); 3 — электрической и химической плазме в смеси СН4 — воздух стехиометрического состава при 300 К и давлении 1 бар (105 Па)
очень малых значений, будет иметь место повышенная концентрация радикалов. Часть энергии («30 %), отводимая с ударной волной, вскоре возвращается назад, поскольку сферические ударные волны быстро передают заключенную в них энергию молекулам газа, расположенным внутри сферы достаточно малого радиуса (d « 2 мм), в которой впоследствии формируется плазма пробоя.
Изменение температуры плазмы с течением времени для двух различных значений энергии пробоя графически изображено на рис. 3.7, а на рис. 3.8 приведены значения скоростей расширения и диаметров канала. Благодаря тому, что процессы протекают чрезвычайно быстро, потерь почти нет. Катод остается холодным, и он не может нагреваться от плазмы вследствие теплопроводности. Поскольку пробой является нестационарным разрядом, на заключительных этапах эмиссия электронов становится достаточной для действия катодных механизмов, способствующих передаче сильных токов.
Однако продолжительное прохождение сильного тока приводит к появлению термоионной эмиссии с горячих пятен. Это указывает на окончание фазы пробоя и начало дугового разряда. Потери излучения малы, поскольку высокоэнергетическое излучение (X < 200 нм) поглощается в начале и промежутки времени очень коротки. Небольшие потери, таким образом, происходят лишь в низкоэнергетической части спектра. Энергетический баланс приведен в табл. 3.1. Эта таблица позволяет непосредственно сравнить фазу пробоя с фазами дугового и тлеющего разрядов, которые будут рассмотрены ниже. За окончание процесса пробоя можно принять точку, в которой потенциал зажигания падает до величины, меньшей 10 % его начального значения, или, что имеет физический смысл, точку, соответствующую появлению горячего пятна на катоде и превращению разряда в электрическую дугу.
Скорости расширения во время пробоя значительно превышают скорости самоподдерживающегося пламени. Это указывает на необходимость рассмотрения характеристики занимаемого плаз-120
3.1. Энергетический баланс плазмы пробоя, дугового и тлеющего разрядов в идеальных условиях (электроды очень малы)
	Пробой	Дуговой разряд	Тлеющий разряд
Потери излучения	<1 %	около 5 %	<1 %
Потери вследствие теплопро-	около 5 %	около 45 %	70%
водности электродов			
Полные потери	около 6 %	'около 50 %	около 70 %
Энергия плазмы	около 94 %	около 50 %	около 30 %
мой пробоя объема в момент времени, когда скорость расширения падает до значений, сравнимых со скоростями распространения пламени. В соответствии с приведенными на рис. 3.8 данными это происходит через несколько десятков микросекунд. Результаты измерения температуры в невозмущенной экваториальной плоскости, перпендикулярной оси искрового промежутка, приведены на рис. 3.9. Для сравнения на этом же рисунке приведены значения температуры, соответствующие фазам дугового и тлеющего разрядов. Видно, что на этом этапе пробоя максимальная температура плазмы падает до «3500 К, и к этому моменту времени почти вся потенциальная энергия превращается в тепловую энергию, сосредоточенную в достаточно большом тороидальном объеме.
В центральной области имеется пузырек холодного газа, эффективно изолирующий плазму от поглощающих тепло электродов. Этот пузырек является результатом течения в центральную часть холодного газа, обусловленного свойствами распространения сферических ударных волн. За фронтом повышенного давления в том же направлении движется фронт разрежения [25]. Возникновение этого разрежения обусловлено инерцией молекул газа, выбрасываемых со сверхзвуковой скоростью на начальном
Рис. 3.9. Изменение вдоль радиуса г температуры плазмы пробоя Тд дугового Та и тлеющего Та разрядов соответственно в воздухе при 300 К, давлении 1 бар (Ю5 Па) и величине искрового промежутка 1 мм. Вследствие различия уровней мощности окончательный профиль температуры достигается в разные моменты времени. Профиль температуры плазмы пробоя соответствует моменту прекращения расширения. Величины г , г., tr. представляют собой предполагаемые значения радиусов плазмы при температуре пламени 2000 К
121
Рис. 3.10. Снимки, сделанные с помощью электронного микроскопа, иллюстрирующие повреждения поверхности латунного электрода при одном дуговом импульсе 220 В, 225 мДж длительностью 100 мкс в воздухе при 300 К, давлении 1 бар (106 Па) и величине искрового промежутка 1 мм:
а — участок площадью 110 X 90 мкм2 поврежденной области диаметром 1 мм> б — увеличенное изображение, иллюстрирующее характер оплавления в отдельных пятнах
этапе расширения канала пробоя. Вследствие трения скорость расширения около поверхностей электродов намного меньше, чем в невозмущенных центральных областях, и, как только возникает разрежение, газ вдоль поверхностей электродов течет из внешних областей в область искрового промежутка. С увеличением интенсивности ударной волны перепад давлений увеличивается. Поскольку вязкость газа достаточно мала, этот поток холодного газа будет продолжаться и после прохождения волны разрежения.
Дуговой разряд. Электрической дуге всегда предшествует пробой, в процессе которого создается достаточно высокая для ее образования электрическая проводимость. Электрическая дуга характеризуется токами, сила которых превышает 100 мВ и ограничивается лишь величиной внешнего сопротивления. Напряжение горения очень мало («50 В при давлении воздуха 1 бар (105 Па) и искровом промежутке 1 мм), оно состоит из катодного падения «15 В, напряжения дуговой плазмы «10 В и анодного падения «25 В.Катодное падение требуется для поддержания существования большого количества горячих катодных пятен (с температурой Т порядка 3000 К, т. е.температуры испарения материала катода при давлении окружающей среды) расплавленного материала диаметром 10—40 мкм. Электроны, излучаемые пятнами, нужны для поддержания электрической дуги. Рис. 3.10 дает представление о повреждениях поверхности при дуге силой тока 10 А. Без таких пятен расплавленного металла дуга не может существовать, и все меры по их охлаждению приведут либо к увеличению катодного падения и образованию новых пятен, либо к угасанию дуги.
Вследствие высокой температуры катодных пятен происходит значительное испарение материала катода. В табл. 3.2 приведены результаты измерений скоростей эрозии для всех трех 122
3.2. Зависимость скорости эрозии латунных катодов от величины искрового промежутка при пробое, дуговом и тлеющем разрядах в воздухе при температуре 300 К и давлении 1 бар (J06 Па)
Устройство зажигания	Искровой промежуток 1, мм	Проводимая энергия МДж	Эрозия за 10* разрядов	
			масса» г	масса» г- мДж
ТС/	0,5	33	0,89-10-*	2,7-10-«
(тлеющий разряд; 3,4 мс,	1,0	37	1,29-10-*	3,5-10-е
500 В)	2,0	41	1,43-10-*	3,5- IO"*
CDI	0,5	1,6	0,25-10-*	15,6- 10-е
(дуга малой энергии,	1,0	1,76	0,32-10“*	18,2-10-е
100 мкс)	2,0	1,17	0,29-10-*	24,8-10-6
CDI + дуга	0,5 	185	ззз- ю-*	180-IO"’
(дуговой разряд, 100 мкс,	1,0	115	242-10-*	210-10-6
100 В)	2,0	. 67	150-10-*	223-10"»
CDI + дуга	0,5	278	467-10-*	168-10-’
(дуговой разряд, 100 мкс,	1,0	225	442-10-*	196-IO"»
200 В)	2,0	236	483-IO-*	204-10-6
VFZ ‘	0,5	40	6,4-10-*	16-10-в
(пробой, 5 нс, 20 кВ)	2,0	40	4,8-10-*	12-IO"’
	4,0	40	1,3-10-*	3,3-10-’
типов разряда. Скорости эрозии при дуговом и тлеющем разрядах увеличиваются с увеличением искрового промежутка, поскольку более высокое напряжение разряда является причиной накопления большого количества энергии в емкостях катушки и проводов, которая высвобождается, главным образом, при дуговом разряде. Для пробоя справедливо противоположное утверждение. Увеличение размеров искрового промежутка способствует увеличению продолжительности фазы пробоя и, таким образом, уменьшению энергии, сохраняемой для последующей фазы дугового разряда. В оптимальных конструкциях отрицательная роль последующего дугового разряда может быть уменьшена, в результате чего появляется возможность достижения скоростей эрозии, значительно меньших, чем при дуговых разрядах. Это полезно учитывать для продления срока службы свечей зажигания.
Стационарные значения плотности электронов и температуры в центре дуги составляют 1017 э/см3 и 5000—6000 К соответственно, они слабо зависят от силы тока дуги. Вследствие этого основной эффект следующей за пробоем дуги заключается не в усилении характерных проявлений пробоя, а в снижении и доведении до свойственных дуговому разряду значений плотности электронов и температуры газа. Вследствие уменьшения подвода энергии и снижения плотности электронов возможен лишь медленный процесс обмена энергией между электронами и тяжелыми частицами. В результате дуговой разряд приобретает характер чисто теплового процесса, и поэтому энергия передается поверхности плазмы благодаря теплопроводности и диффузии, а не сверхсжатию.
123
Рис. 3.11. Зависимость от времени I диаметров объемов d, возбуждаемых при пробое, дуговом и тлеющим разрядах:
а — пробой, 0,3 мДж, 10 нс; Ь — пробой, 30 мДж, 60 нс; с — система зажигания CDI, 3 мДж, 100 мкс и дополнительный дуговой разряд с силой тока 2 А, 30 мДж, 2 30 мкс; d — система зажигания CD1 3 мДж, 1 00 мкс и дополнительный тлеющий разряд с силой тока 60 мА, 30 мДж, 770 мкс
Эти процессы сравнительно медленны (миллисекунды), и их эффективность снижается по мере роста радиуса канала, по которому подводится энергия, — следствием этоТо является «гауссов» характер профиля температуры.	>
Поскольку температура при этом близка к «6000 К, степень диссоциации достаточно высока, несмотря на низкие уровни ионизации. Это, однако, характерно для очень малой области оси канала, так как температура быстро падает. Зависимость температуры дуги от времени и окончательный профиль температуры изображены на рис. 3.7 и 3.9 соответственно. Процесс расширения плазмы проиллюстрирован рис. 3.11. Продолжительный и интенсивный контакт плазмы дуги с электродами является причиной значительных потерь тепла вследствие теплопроводности. В то же самое время значительная часть тепла теряется в результате излучения поверхностью плазмы, поскольку это излучение не улавливается и процесс происходит сравнительно медленно. Под робные данные приведены в табл. 3.1.
Тлеющий разряд. Тлеющий разряд при высоком давлении очень схож с дуговым разрядом, за исключением того, что катод при этом холоден. Электронами обратной связи являются электроны, образующиеся в результате столкновения ионов. Поскольку эффективность процесса невысока, плотности и значения силы тока малы «100 мА). При низких давлениях значительные участки поверхности катода подвергаются действию катодного механизма. Высокие давления способствуют локализации этих участков и, .таким образом, переходу к режиму дугового разряда. То же самое происходит в случае увеличения силы тока до значений, превышающих «100 мА. В результате будут образовываться горячие катодные пятна. Вследствие довольно значительной продолжительности разряда (до нескольких миллисекунд) его можно считать стационарным разрядом и, таким образом, для изучения его свойств можно использовать значительную часть литературы по разрядам при высоких давлениях в газах [26—29].
Для излучения достаточного количества электронов обратной связи требуется достаточно большое катодное падение напряжения («400 В). Значение катодного падения напряжения определяется соотношением [28]
Uc = 3Ut In (1 4-s Г),
124
откуда следует, что Uc = 400 В для типичных значений напряжения ионизации Ut (14 534 В для N) и Г « 10“4. Величина катодного падения напряжения зависит, таким образом, не от величины давления и температуры, а от состава окружающей газовой среды (Ut) и поверхностных слоев катода (Г, окислы, нагар, углеводороды и т. п.).
Поскольку область катодного падения напряжения сосредоточена в непосредственной близости у поверхности катода (<0,1 мм), почти вся энергия, поступающая в этот слой, передается катоду. Вследствие длительности процесса горения значительная часть энергии, поступающей в тлеющий разряд, опять теряется (до 50 % в неподвижной газовой среде при давлении 1 бар (106 Па), и искровом промежутке величиной 1 мм). Поскольку сила тока мала, напряженность поля в искровом промежутке составляет около 103 В/см. Значение анодного падения напряжения такое же, как и при дуговом разряде. Полная величина напряжения горения достигает «500 В при давлении 1 бар (105 Па) и искровом промежутке, равном 1 мм. Напряжение плазмы увеличивается при увеличении плотности газа. Коэффициент пропорциональности по результатам определения его при 300 К близок к «50 В/(ммХ X бар) («50-10"6 В/(мм-Па)).
Плотность электронов и температура ядра в установившемся состоянии .составляют 2-1014 см-3 и 3000 К соответственно. Механизм переноса энергии из ядра к поверхности плазмы тот же, что и при дуговом разряде. Таким образом, канал тлеющего разряда представляет собой как бы нагретую проволоку с гауссовым профилем температуры по сечению. Экспериментальные данные уже были приведены на рис. 3.6, 3.9, 3.11 и в табл. 3.1.
Интенсивности эрозии малы (см. табл. 3.2), эрозия обусловлена в основном распылением катода. Интенсивность пропорциональна произведению силы тока и времени [30 ] и не зависит от самих их значений. Вследствие длительности процесса горения тлеющий разряд очень чувствителен к потокам, увлекающим разряд от электродов. При скоростях потоков до 15 м/с в процессе разряда образуется достаточное количество новых электронов и ионов для плавного увеличения длины канала разряда, при этом пропорционально увеличивается напряжение горения. При более высоких скоростях потоков длина канала может достичь такой величины, что напряжение в искровом промежутке станет больше требуемого для образования новой искры между электродами еще до высвобождения энергии катушки зажигания. Это напряжение повторного зажигания мало («2—3 кВ),'поскольку У катода имеется достаточное количество электронов и Ионов. Таким образом, начальный разряд прерывается и последовательно образуются искры, каждая из которых начинается с фазы пробоя. Плазмы пробоя, сопутствующие этим искрам, менее эффективны из-за меньшей напряженности поля и значительной пред-Ионизации; в результате состояние плазмы соответствует фазе пе
125
рехода от заключительного этапа пробоя к дуговому разряду. При этом каналы разряда отделяются друг от друга, и энергия каждого из них является лишь частью полной электрической энергии. Эффективная длина разряда может более чем в 20 раз превышать длину искрового промежутка. Часть плазмы, которая образовалась раньше, является носителем значительно большей части энергии по сравнению с плазмой, прилегающей к электродам. Увеличение напряжения горения в условиях работы двигателя может служить характеристикой потоков в области свечи зажигания.
3,2.3.	ЭФФЕКТИВНОСТЬ ПЕРЕДАЧИ ЭНЕРГИИ
Описанные выше физические свойства различных типов разряда обусловливают то обстоятельство, что лишь часть электрической энергии из искрового промежутка фактически может быть передана топливной смеси для ее воспламенения. На рис. 3.12
приведены данные для тлеющего и дугового разрядов в неподвижном воздухе. Влияние потерь теплоты в электроды, а также анодного и катодного падений напряжения очевидно. Если только длительность разряда не становится очень малой (<10 мкс), характеристики передачи энергии не зависят от фактических зна-
чений силы тока и времени.
При пробое (рис. 3.13) возможно достижение очень высокой эффективности передачи энергии (>80 %), однако при увеличении
количества энергии наблюдается тенденция снижения эффектив-
20
to
8
6
4
2
t
0,5
о Тлеющий рязряд,диаметр катода Зин V Тлеющий разряд,диаметр катода 0,2мм, • Дуговой разряд,диаметр катода
Змм
▼ Дуговой разряд, диаметр катода 0,2 мм
I 2 3 4 6 8 10	20 30 Eei, мДж
Ее(, мДж
Рис. 3.13. Зависимость количества передаваемой смеси энергии Eq от количества электрической энергии, поступающей в искровой промежуток, для пробоя. С целью сравнения приведены также данные для системы зажигания ТС! (30 мДж, 2 мс)
Рис. 3.12. Зависимость количества передаваемой смеси энергии Eq от количества электрической энергии Eei, поступающей в искровой промежуток, для дугового и тлеющего разрядов. При длительности разрядов as 10 мкс и более существенной зависимости эффективности передачи энергии от нее и (или) от силы тока не обнаружено
Ес.мДк
126
Рис. 3.14. Эффективность передачи энергии 11 при дуговом и тлеющем разрядах в потоке воздуха со средней скоростью v при 300 К, давлении 1 бар (106 Па) и искровом промежутке 1 мм. Стрелка показывает момент начала повторного зажигания
ности. Эта тенденция обусловлена увеличением продолжительности последующей фазы дугового разряда в случае, если конструкция
устройства зажигания, в котором разряд осуществляется в виде пробоя, не позволяет достаточно быстро передать всю энергию, накопленную за время пробоя. Применяемые системы зажигания нуждаются, таким образом, в оптимизации для обеспечения осуществления передачи энергии в предельно короткие промежутки времени [33].	4
Для реальных двигателей неподвижное состояние газовой среды не характерно, и скорости движения топливной смеси могут быть достаточно высокими, особенно при достижении поршнем ВМТ. На рис. 3.14 приведены данные, иллюстрирующие влияние течения газа на эффективность передачи энергии. При пробое этого влияния совсем нет, поскольку энергия передается всего за несколько наносекунд (даже при скорости потока 100 м/с канал разряда за 10 нс переместится не более чем на 1 мкм). При тлеющем и дуговом разрядах влияние заметно, поскольку канал разряда под воздействием потока смещается и соответственно удлиняется. Это влияние проиллюстрировано рис. 3.15. Если скорость потока менее 15 м/с, происходят повторные зажигания, число которых увеличивается, так что энергия распределяется между многочисленными независимыми каналами разрядов. Вследствие этого можно считать, что дуговой и тлеющий разряды имеют разветвленную форму, почти не зависящую от фактической величины искрового промежутка [34].
В результате удлинения канала разряда под влиянием потока газов отношение напряжения плазмы к величине анодного (катодного) напряжения уменьшается (увеличивается), и потери теплоты в электроды вследствие теплопроводности при этом уменьшаются. Таким образом, газу передается большее количество энергии, но в менее концентрированном виде: чем больше длина Канала разряда, тем меньше, как будет показано в разд. 3.3.3, радиус окружающей его области, в которой выполняются условия зажигания. Максимальная эффективность передачи энергии в идеальных условиях, которым соответствуют приведенные в табл. 3.1 данные, будет достигаться при скоростях потока, близких к 15 м/с. При более высоких скоростях эффективность пере-
127
Рис. 3.15. Однократный разряд системы зажигания ТС1 (тлеющий разряд, 30 мДж, 0,77—1,5 мс) в потоке воздуха при 300 К, давлении 2 бар (2-105 Па) и искровом промежутке 1,2 мм. V — средняя скорость потока в направлении, перпендикулярном оси искрового промежутка. При скорости менее 15 м/с почти нет множественных разрядов, а более 15 м/с только множественные разряды. Каналы тлеющих разрядов видны благодаря их возбуждению во время последующих фаз пробоя
дачи энергии от отдельных каналов будет близкой к соответствующим идеальным условиям значениям 30 и 50 % для тлеющего и дугового разрядов соответственно, поскольку удлинение канала разряда при повторных зажиганиях способствует сохранению высокой эффективности передачи энергии.
Следует, однако, иметь в виду, что полное количество передаваемой энергии не может непосредственно служить мерой энергии, затрачиваемой на воспламенение у поверхности плазмы, поскольку ее величина зависит также от распределения температуры (см. рис. 3.9) и формы плазмы (радиуса зажигания 1 площади поверхности, см. разд. 3.3).	1
3.2.4.	ВОСПЛАМЕНЕНИЕ ОТ ПЛАЗМЫ РАЗРЯДА  Спектроскопические методы позволяют наблюдать химические реакции (например, образование CN) уже через несколько наносекунд после начала образования искры (т. е. во время пробоя). Эти реакции являются результатом предельно высокой плотности радикалов в плазме пробоя, где все тяжелые частицы N, О, Н, С присутствуют в виде сильно возбужденных атомов и ионов. Поскольку, однако, температура ядра в это время слишком велика для существования устойчивых молекул, эти реакции могут происходить лишь на поверхности плазмы, где температура не очень высока. Скорость расширения плазмы при этом все еще сверхзвуковая, так что возможное влияние относительно медленно протекающих химических реакций на скорость движения фронта мало (см. рис. 3.8).
Все процессы переноса энергии определяются в основном состоянием быстро расширяющейся плазмы, в течение этого короткого периода времени химические реакции лишь незначительно увеличивают полную энергию плазмы. Однако независимо от 128
3.3. Результаты расчета равновесного состава стехиометрической смеси СН4 с воздухом при различных значениях температуры
Вещество	Температура, К				
	1200	2000	3000	4000	5000
со			2,6 Е-3	5,3 Е-2	7,2 Е-2	6,3 Е-2
со2	9,1 Е-2	8,6 Е-2	3,6 Е-2	1,5 Е-3	7 Е-5
н	—	6Е-5	1,7 Е-2	1,4 Е-1	2,3 Е-2
н2	—	1,2 Е-3	1,2 Е-2	7,3 Е-3	1,3 Е-3
н2о-	1,8 Е-1	1,8 Е-1	5,8 Е-1	1,3 Е-3	
NO	—	7,5 Е-4	2,2 Е-2	2,3 Е-2	
n2	7,3 Е-1	7,2 Е-1	6,4 Е-1	5,3 Е-1	
о		ЗЕ-5	2,5 Е-2	1,6 Е-1	
он			8,3 Е-4	2,8 Е-2	1,5 Е-2	
о2			1,9 Е-3	4,9 Е-2	1,1 Е-2	
N2Hs	—	7,9 Е-4	5,7 Е-2	4,2 Е-2	
состояния плазмы и скорости ее расширения у поверхности плазмы всегда образуется зона, температура в которой (Т < 8000 К) соответствует идеальной для химической активности. Химические процессы в этой зоне представляют собой все возможные (в диапазоне температур от 8000 К до комнатной) реакции между присутствующими в ней веществами, хотя протекание этих реакций в значительной степени зависит от интенсивности излучаемых плазмой потоков энергии и частиц.
Вклад химических реакций в процессе расширения объема плазмы становится заметным, когда скорость расширения плазмы опускается ниже 100 м/с и скорости химических реакций становятся сравнимыми по величине с локальными значениями скорости расширения. В это время ядро плазмы и искры все еще образуется полностью среагировавшим газом, большая часть энергии которого представляет собой потенциальную энергию (см. рис. 3.5 и 3.6) радикалов N, О, Н, С из полностью диссоциированных молекул топливной смеси. Условия, создающиеся в результате значительного изменения температуры в тонком (0,6 мм при давлении 1 бар (106 Па) и 0,15 мм при давлении 4 бар (4.106 Па)) поверхностном слое, т. е. в зоне воспламенения, могут быть охарактеризованы с помощью результатов расчета равновесного состава смеси СН4 с воздухом (приведенных в табл. 3.3), хотя в действительности состав обычно весьма далек от равновесного.
Поскольку скорости диффузии различных радикалов различны (коэффициент диффузии радикала водорода почти в 5 раз превышает коэффициенты диффузии других радикалов, что подтверждается приведенными в табл. 3.4 данными), в зоне реакции образуется неоднородная слоистая структура, причем радикалы водорода проникают в смесь дальше других радикалов. Таким образом, к высокотемпературной стороне зоны воспламенения энергия
5 П/р Д. Хиллиарда	129
3.5. Расчетные значения коэффициентов теплопроводности основных веществ, присутствующих в топливовоздушных смесях
3.4. Коэффициенты диффузии основных веществ, присутствующих
в топливовоздушных
смесях *
Температура, К	Коэффициент диффузии (см’/с при 300 К		
	и давлении		1 бар)
	n2-	О—	Н—
	N,	N,	N,
1000	1,55	2,15	8,5
2000	4,93	6,81	26,8
3000	9,58	13,4	53,4
4000	13,2	21,5	84
5000	22,3	31,2	121,5
* По данным работы 124].
(1 бар — 105 Па).
1000
2000
3000
4000
5000
Коэффициент теплопроводности, 10-' ДжЛсм-с-К)
N,	о,	сн«	со,	Н,0	И,
665	747	1687	/ 672	1159	4279
1141	1262	3452	1182	2630	7520
1511	1728	4827	1413	3904	10,
1854	2154	5972	1935	4999	13,
2158	2539	6988	2257	5982	15,
.446
,069
,496
* По данным работы [49].
поступает со всеми радикалами в виде их потенциальной энергии (энергия одной частицы Ер « 5 эВ, являющаяся в основном энергией диссоциации), которая во много раз превосходит тепловую энергию (энергия одной частицы ЕТ х 0,7 эВ при 8000 К). Эту энергию радикалы передают молекулам смеси в результате нескольких столкновений. У низкотемпературной стороны, где концентрация радикалов превышает равновесную, начинается цепная реакция О и Н. Все эти процессы усиливаются под влиянием интенсивного потока тепла с большими градиентами.
Вследствие сказанного реакции будут происходить со скоростями, значительно превышающими скорости реакций в обычных условиях, и химическая энергия будет быстро высвобождаться. Из-за высокого насыщения азотом горючих смесей с воздухом во время фазы воспламенения, когда температура заметно превышает температуру обычного перемешанного пламени, преобладают реакции с радикалами N, обладающими очень большой энергией. Быстро образуются такие молекулы, как NO, NH и CN. Будучи неустойчивыми при низких температурах, эти молекулы вступают в сложные реакции горения углеводородов и воздуха [35, 36] и передают свою энергию молекулам других веществ, как только зона воспламенения охлаждается в процессе расширения.
Через несколько десятков микросекунд после возникновения искры температура плазмы снижается до температуры пламени, и поступление энергии из плазмы прекращается. Образующиеся в это время молекулы ОН, СН, Сг, СО и др. указывают на то, что процесс горения становится таким же, как и в стационарном пламени. Это наиболее критический момент процесса, поскольку реакции в зоне воспламенения—пламени— к этому моменту должны развиться настолько, чтобы стать самоподдерживающимися. С этого момента скорость химической реакции должна быть до-130
статочно высокой, чтобы компенсировать потери теплоты через поверхность вследствие диффузии и теплопроводности. Расчетные значения коэффициентов теплопроводности некоторых веществ, представляющие интерес, приведены в табл. 3.5.
Описанные процессы происходят на начальном этапе воспламенения независимо от вида плазмы, будь это плазма пробоя, , дугового или тлеющего разряда, поскольку образование искры всегда начинается с фазы пробоя. Однако в результате особенностей практической реализации систем зажигания и из-за требований, предъявляемых к топливным смесям, энергия плазмы пробоя может оказаться недостаточной для обеспечения условий существования самоподдерживающегося пламени в период охлаждения. В этом случае (который характерен для плазмы дугового и тлеющего разрядов) начальные скорости реакций могут быстро падать с началом потерь теплоты. Зона реакции при этом будет перемещаться к областям более высоких температур (т. е. назад к оси разряда) до тех пор, пока условия для реакций не станут опять более благоприятными. Поскольку при дуговом и тлеющем разрядах теплота от оси разряда поступает в основном вследствие теплопроводности, возможности увеличения скорости реакций меньше, чем при плазме пробоя, когда большая часть теплоты переносится радикалами. При неблагоприятных условиях зона воспламенения может переместиться даже почти к оси разряда, где температура максимальна. В области оси разряда будут также присутствовать радикалы, образовавшиеся в результате диссоциации кислорода и топлива, хотя концентрация их и будет меньше, как и в плазме пробоя. В этом случае при дуговом разряде для воспламенения создаются более благоприятные условия, чем при тлеющем разряде, благодаря более высокой температуре в районе оси разряда и более высокой вследствие этого плотности радикалов.
В стехиометрических смесях энергии плазмы предшествующего пробоя в обычной свече зажигания (0,3—1 мДж, в зависимости от объема зазора между электродами) достаточно, как показано на рис. 3.16, для воспламенения. Все результаты измерения градиентов у фронта пламени ясно свидетельствуют о крутизне профиля температуры в начальной плазме пробоя. Отмечается лишь небольшой вклад в температуру фронта и скорость расширения плазмы дуги и еще меньше — плазмы тлеющего разряда. С другой стороны, увеличение подвода энергии к плазме пробоя способст-ствует значительному ускорению реакций.
При обеднении топливной смеси скорости реакций могут уменьшиться, а количество требуемой для зажигания энергии увеличится. На рис. 3.17 при X = 1,4 ясно видно более медленное размывание впадины на кривой, характеризующей разницу температур плазмы дугового разряда и плазмы пробоя. Это означает, что одной лишь плазмы пробоя с малой энергией, образующейся в свече зажигания, уже недостаточно для формирования само-
5*	131
Рис. 3.16. Профили температуры при разрядах различных типов в различные моменты времени в смеси СН4 — воздух стехиометрического состава при 300 К, давлении 4 бар (4-105 Па) и искровом промежутке 1 мм:
а — система зажигания CD/, 3 мДж, 100 мкс; b пробой, 20 мДж, 80 нс; с — система зажигания CD/, 3 мДж, 100 мкс и дополнительный дуговой разряд с силой тока 2 А, 65 В, 30 мДж, 230 мкс; d — система зажигания CD!,
3 мДж, 100 мкс и дополнительный тлеющий разряд с силой тока 60 мА, 625 В, 3 мДж, 770 мкс
поддерживающегося фронта пламени. Реакции затормаживаются до тех пор, пока не подведется достаточное количество энергии плазмы дугового разряда для их осуществления, профиль температуры плазмы дугового разряда свидетельствует о более плавном снижении температуры у поверхности.
Энергия зажигания, таким образом, передается горючей смеси от плазмы в результате столкновений радикалов с высокой энергией (основная часть которой является потенциальной энергией), с молекулами окружающей среды, с одной стороны, и в результате
Г, к
2000
0	1	2	’ 3	4 г, мн
Рис. 3.17. Профили температуры в различные моменты времени после начала образования искры в смесях СН4 — воздух (300 К, 4 бар (4.105 Па), искровой промежуток 1 мм) при различных значениях коэффициента избытка воздуха X. Способ зажигания: система CD1, 3 мДж, 100 мкс и дополнительный дуговой разряд с силой тока 2 А, 30 мДж, 230 мкс
132
диффузии и теплопроводности. Поскольку потенциальная энергия радикалов превращается в теплоту в результате всего лишь нескольких столкновений с тяжелыми частицами и пламя представляет собой тепловое явление, вообще говоря, нет необходимости четкого разграничения роли радикалов и температуры. Целью воспламенения является начало различных самоподдер-- живающихся химических реакций, так что оба эти процесса передачи энергии можно считать эквивалентными, если только значения плотности энергии соответствуют состоянию топливовоздушной смеси.
Поскольку скорость распространения пламени обратно пропорциональна толщине фронта пламени, более резкое изменение температуры и, следовательно, плотности частиц будет соответствовать более высоким скоростям переноса и способствовать, таким образом, созданию наилучших условий для распространения пламени. Увеличение градиентов является источником резервов для устранения отрицательных эффектов, проявляющихся на более поздних этапах распространения пламени. Более плавное изменение характеристик дугового и тлеющего разрядов приводит к увеличению толщины фронта, уменьшению его скорости, и поэтому фронт становится более чувствительным к различным возмущениям.
При высоких начальных скоростях пламени, желательных для экономичной работы двигателя, время, за которое совершаются процессы обмена энергией, сокращается и уменьшаются соответственно расстояние, через которое энергия передается примерно за 100 мкс, а также глубина диффузии. Энергию зажигания, таким образом, желательно подводить лишь к узкой зоне воспламенения, в то время как в остальной части объема сохраняются прежние условия.
3.2.5. ТИП РАЗРЯДА И РАСПРОСТРАНЕНИЕ ПЛАМЕНИ
Неподвижные смеси. Влияние типа разряда на процессы воспламенения и распространения пламени исследовалось на трех специально созданных системах зажигания с одинаковым количеством подаваемой на электроды электрической энергии, которые позволяли, насколько это возможно, реализовать лишь один тип разряда: пробой, дуговой или тлеющий разряд. Система CDI (3 мДж, 100 мкс) использовалсь для получения дугового и тлеющих разрядов. Некоторые эксперименты проводились с использованием оборудования, позволяющего воспроизвести условия, характерные для работающего двигателя, при этом применялись системы TCI (для создания тлеющего разряда) и VFZ (для создания пробоя с такой же энергией, как и в системе TCI).
На рис. 3.18 показан ряд последовательных интерферограмм, позволяющих проследить процесс распространения пламени в не-
133
100 МКС	500 МКС	2 МС
Рис. 3.18. Интерферограммы, иллюстрирующие эволюцию сгорания смеси СН4 — воздух стехиометрического состава (300 К, 3 бар (3-105 Па), искровой промежуток 1 мм), зажигаемой системой CDI, 3 мДж, 100 мкс. Стрелки показывают иа фронт ударной волны
подвижной смеси СН4 с воздухом. Этот рисунок дает возможность быстро оценить изменение во времени и в пространстве положения фронта пламени в процессе воспламенения и на начальном этапе распространения пламени. Первоначально цилиндрический канал разряда вскоре приобретает форму сферы, сплющенной у электродов вследствие эффектов гашения пламени. При воспламенении от дугового и тлеющего разряда фронт пламени представляет собой развивающуюся сферическую поверхность, а при воспламенении от пробоя существует промежуточный этап, когда фронт йламени имеет форму тора, лишь после этого он также принимает вид сферической поверхности. Размеры объемов и скорости распространения пламени уже приводились на рис. 3.8. На рис. 3.19 приведены дополнительные данные.
Как уже отмечалось ранее (см. рис. 3.16 и 3.17), предшествующий пробой в основном определяет процесс расширения объема в течение 10 мкс после начала образования искры, поскольку расширение плазмы происходит независимо от того, окружает ее горючая смесь или нет. Впоследствии расширение в негорючих смесях происходит гораздо медленнее из-за малой скорости процессов теплопроводности и диффузии. Непрерывный подвод энергии, длящийся более 10 мкс при дуговом и тлеющем разрядах, способствует увеличению скорости расширения объема пламени вследствие непрерывно продолжающегося нагрева центральной области. Однако, как указывалось ранее, смесь воспламеняется 134
еще до истечения 10 мкс. Это подтверждается существенным отличием изображенных на рис. 3.19 кривых для горючей смеси и воздуха. Опять убеждаемся, что при подводе одинакового количества энергии в процессе пробоя объем пламени во все моменты времени больше, чем при разрядах дугового типа. Причиной этому служит не начальное увеличение объема, как можно было поду-. мать, а весь ход процесса сгорания до его окончания. Таким об-
разом, несмотря на кратковременность воспламенения, его влияние ощущается в течение всего последующего процесса.
Рис. 3.16 и 3.17 позволяют объяснить различие скоростей расширения пламени различием распределения температур. При пробое и дуговом разряде объем пламени по истечении 50 и 230 мкс соответственно одинаков, но распределение температур в объеме различно. В смесях СН4 с воздухом стехиометрического состава процесс распространения фронта пламени определяется градиентами температуры плазмы начального пробоя, влияние дугового разряда, нагревающего главным образом центральную область, менее значительно. То же самое можно сказать и о тлеющем разряде, причем его влияние еще меньше. Скорость распространения фронта пламени определяется, таким образом, градиентами температуры плазмы на предшествующем этапе пробоя. Это означает, что процессы переноса тепла теплопроводностью и диффузией обычно протекают слишком медленно для того, чтобы внести заметный вклад в перенос энергии из центральной зоны к поверхности горения. Оценить характерные времена процесса воспламенения можно по кривым расширения объема пламени в воздухе.
Чем больше энергия фазы пробоя, тем быстрее распространяется пламя. Это противоречит встречающемуся в литературе по устойчивому горению утверждению, что скорость горения не за-
висит от процесса воспламенения, а зависит лишь от состава горючей смеси [2]. Фактически, некие и распространение пламени являются нестационарными процессами, на весь ход которых существенно влияют началь-
Рис. 3.19. Увеличение во времени i возбужденного объема V при разряде системы зажигания CDI, пробое, дуговом и тлеющем разрядах в смеси СН4 — воздух стехиометрического состава (полужирные линии) и в воздухе при 300 К, 1 бар (106 Па) и искровом промежутке 1 мм:
в — CDI, 3 мДж, 100 мкс; b — пробой, 30 мДж; с — CDI н дополнительный дуговой разряд с силой тока 1,5 А, 40 В, 0,5 мс; d — CDI и дополнительный тлеющий разряд с силой тока 30 мА, 500 В. 2 мс:
1 — прекращение подвода энергии при пробое; 2 — прекращение подвода энергии при дуговом разряде; 3 — прекращение подвода энергии при тлеющем разряде
135
WO икс	СШ+розряд,0мкс
0	12	3	4 г,нн
Рис. 3.20. Профили температуры Т в различные моменты времени после начала образования искры в смеси СН4 — воздух при 300 К, 4 бар (4-105 Па) и искровом промежутке 1 мм. Средства зажигания:
а — система CDI, 3 мДж. 100 мкс и дополнительный дуговой разряд с силой тока 2 А, 30 мДж, 230 мкс (нулевая продолжительность дуги соответствует зажиганию системой CD1 и дополнительным тлеющим разрядом с силой тока 60 мА, 30 мДж, 770 мкс); б — пробой, 30 мДж, 60 нс
ные условия. Теоретически это будет показано ниже. Указанная особенность более подробно иллюстрируется рис. 3.20, на котором показаны профили температуры в различные моменты процесса распространения пламени. Дуговой и тлеющий разряды лишь незначительно влияют на температуру поверхности плазмы. На этих рисунках показано более значительное повышение температуры фронта пламени при пробое в соответствующие моменты времени.
Скорости расширения могут вдвое превышать скорости, наблюдаемые при тлеющем и дуговом разряде, и, кроме того, на внутренней поверхности тора плазмы пробоя может возникать второй фронт пламени. Это еще раз указывает на необходимость увеличения градиентов температуры (и соответственно концентрации радикалов) в тонком слое воспламеняющейся смеси для повышения эффективности процесса воспламенения и достижения требуемого увеличения скоростей реакций.
Влияние увеличения искрового промежутка показано на рис. 3.21. Увеличение промежутка с 0,5 до 0,7 мм приводит к уменьшению отвода теплоты в электроды. При дальнейшем его увеличении (>1 мм) этот эффект исчезает. В этом случае влияние увеличения размеров промежутка обусловлено повышением напряжения зажигания, следствием которого является перераспределение энергии зажигания в сторону увеличения энергии пробоя (Еь — 1/2CUI). Такое же явление наблюдается и при применении системы зажигания VFZ, когда увеличение искрового промежутка приводит к уменьшению энергии фазы дугового разряда и увеличению энергии фазы пробоя.
1Э6
Увеличение скоростей реакций особенно полезно при работе на бедных смесях, когда температура пламени понижается и реакции происходят очень медленно. На рис. 3.22 показано влияние типа плазмы на увеличение давления в процессе реакции. Даже при X = 1, когда для начала реакции достаточно лишь весьма незначительной энергии зажигания, скорости реакции заметно воз-. растают. При Х= 1,4 относительное ускорение гораздо существеннее, что указывает на необходимость значительного увеличения подвода энергии в зону воспламенения при работе на бедных смесях. Пределы допустимого обеднения топливной смеси за счет этого могут быть расширены, как показано на рис. 3.23, а это позволит увеличить термический КПД двигателя и умень-
шить циклические изменения давления.
Если разряд только тлеющий, то воспламенение возможно лишь для очень близких к единице значений коэффициента избытка воздуха %. Диапазон допустимых значений % расширяется, если используемый тип разряда позволяет более эффективно подводить энергию к зоне воспламенения. Допустимая для воспламенения степень обеднения может, с другой стороны, служить очень чув-
ствительным показателем того,
Рис. 3.21. Влияние размера искрового промежутка и средства зажигания иа радиус возбужденного объема г в смеси СН4 — воздух стехиометрического состава при 300 К и 2 бар (2-105 Па). Средства зажигания: ТС/, 30 мДж, 770 мкс (в основном тлеющий разряд);
VFZ, 30 мДж, 60 нс (в основном пробой)
какое количество энергии фактически подводится к зоне реакций.
На рис. 3.24 приведены результаты сравнения зависимости пределов воспламеняемости при использовании систем зажигания TCI и VFZ от количества подводимой энергии. В то время
Рис. 3.22. Диаграмма избыточного давления Др при сгорании смесей СН4 — воздух при 300 К, 2 бар (2.106 Па) и искровом промежутке 1 мм в бомбе дисковой формы. Средства зажигания: ТС/, 30 мДж, 770 мкс, в основном тлеющий разряд; VFZ, 30 мДж, 60 нс, в основном пробой
137
как при применении системы VFZ не очень существенное увеличение подводимой энергии позволяет почти достичь теоретического предела воспламеняемости, соответствующегоX = 1,95, применение системы TCI не позволяет выйти за рамки X = 1,5, что объясняется недостаточной эффективностью процесса переноса энергии. Приведенные результаты свидетельствуют также о том, что для работы двигателей на бедных смесях не требуется непомерного увеличения подводимой для зажигания энергии, пределы воспламеняемости можно расширить, используя современные системы зажигания.
В реальных процессах сгорания на воспламенении и распространении пламени всегда будут сказываться локальные свойства неоднородной горючей смеси, такие как концентрация, состав, распределение, интенсивность турбулентности и др. Статистической моделью неоднородной смеси может служить изображенная на рис. 3.25 совокупность случайным образом распределенных в пространстве сфер с различными свойствами, размеры которых определяются статистически средней величиной объема неоднородностей.
Если размеры плазмы сопоставимы или меньше диаметра сферы, то влияние локальных свойств будет значительным. С другой стороны, влияние неоднородности не будет сказываться, если объем плазмы намного больше диаметра такой сферы, поскольку в этом случае свойства объема, в котором происходит воспламенение, будут средними, а не локальными свойствами го-
рючей смеси. Это полностью под-
Рис. 3.23. Вероятность зажигания Р смесей СН4 — воздух при 300 К, 4 бар (4-10® Па), искровом промежутке 1 мм и при различных скоростях движения смеси V:
а — пробой, 30 мДж; 60 нс; б — CD/t 3 мДж, 100 мкс н дополнительный дуговой разряд с силой тока 2 А, 30 мДж, 230 мкс; в — CDI, 3 мДж, 100 мкс и дополнительный тлеющий разряд с силой тока 60 мА, 30 мДж, 7/0 мкс. При скоростях смеси больше 1 м/с тлеющий разряд гасился
138
Рис. 3.24. Зависимость допустимых пределов обеднения (концентрации метана С в объемных процентах и коэффициента избытка воздуха X) неподвижных смесей СН4 — воздух от энергии зажигания Eei при 300 К, 1 бар (106 Па) и искровом промежутке 1 мм. ТС1 30 мДж, 770 мкс, в основном тлеющий разряд; VFZ, 30 мДж, 60 ис, в основном пробой
Рис.' 3.25. Схематичное вредстав-леиие влияния радиуса поверхности воспламенения на процесс воспламенения неоднородных смесей. Различные случайно распределенные сферы одинакового радиуса, равного среднестатистическому размеру неоднородностей, обладают разными свойствами,
I — малый радиус поверхности воспламенения; 2 — большой радиус поверхности воспламенения
Ряс. 3.26. Зависимость допустимых пределов обеднения (концентрации метана С в объемных процентах и коэффициента избытка воздуха X) однородных и неоднородных смесей СН4 — воздух (300 К, 2 бар (2-105 Па), искровой промежуток 2 мм) соответственно от радиуса поверхности воспламенения. ТС1, 30 мДж, 770 мкс, в основном тлеющий разряд, малый радиус поверхности воспламенения; VFZ, 30 мДж, 60 нс, в основном пробой, большой радиус поверхности воспламенения. Неоднородные смеси с разной степенью неоднородности изготавливались путем изменения времени перемешивания вводимых синхронно и отдельно друг от друга метана и воздуха (------------ однородные смеси;
-----------неоднородные смеси)
ние неоднородности смеси сказывается меньше. Уместно напомнить, что нет никакой необходимости требовать, чтобы плазма целиком заполняла всю сферу, вполне достаточно иметь плазму в виде сферической оболочки, толщина которой в несколько раз превышает толщину фронта распространяющегося пламени.
На рис. 3.27 приведены данные об изменении во времени давления, иллюстрирующие влияние на процесс распространения пламени стенок. При воспламенении в центре камеры реакции происходят быстрее и пиковое давление увеличивается. По мере приближения точки воспламенения к стенкам отток теплоты в стенки начинается раньше, что приводит к уменьшению термического КПД. Изменение угла наклона кривой роста давления указывает на то, что в этот момент времени значительная часть продуктов сгорания достигает стенок камеры. При обеднении смеси скорость сгорания уменьшается и потери теплоты увеличиваются. Характер же влияния близости стенок, как видно из рисунка, остается неизменным.
Подвижные смеси. Величины скоростей распространения пламени в неподвижных смесях слишком малы для обеспечения нормальной работы быстроходных двигателей. Увеличение скорости сгорания достигается созданием турбулентного потока смеси. Турбулентное течение влияет и на процесс воспламенения и на процесс распространения пламени.
139
p, 10s Па
О М во 120 l60t,nc
Рис. 3.27. Влияние положения места воспламенения иа давление р в бомбе дисковой формы. Воспламенение неподвижной смеси СН4 — воздух при 300 К, 4 бар (4- 10s Па) и искровом промежутке 2 мм с помощью системы зажигания TCI (30 мДж, 770 мкс, в основном тлеющий разряд). Место воспламенения помечено знаком X
Основной поток и макротурбулентности (большие медленно вращающиеся вихри, диаметры которых значительно превышают толщину фронта пламени) будут перемещать плазму зажигания и фронт пламени по камере сгорания, сами не участвуя непосредственно в происходящих реакциях. При таком перемещении, однако, объем, в котором происходят реакции горения, может касаться стенок, что будет способствовать потерям теплоты. На этапе воспламенения потери такого рода будут тормозить процесс образования самоподдерживающегося пламени, а на более поздних этапах
увеличение потерь теплоты приведет к неполному сгоранию.
Микротурбулентности (малые быстро вращающиеся вихри, размеры которых сопоставимы с толщиной фронта пламени), с другой стороны, способствуют интенсификации переноса обладающих высокой энергией частиц с горячей поверхности фронта пламени в негорящую смесь и наоборот, что ускоряет теплообмен во фронте пламени (благодаря турбулентной диффузии и теплопередаче), который происходит гораздо быстрее, чем при обычной диффузии и теплопередаче. Реакции горения при этом будут подавляться турбулентным теплообменом, и последующий процесс распространения пламени будет определяться уровнем турбулентности. При слишком большой турбулентности в процессе воспламенения температура в зоне воспламенения понизится. В отдельных случаях реакции горения могут совсем прекратиться.
В случаях, когда скорости реакций превышают скорости турбулентного теплообмена, скорость сгорания существенно увеличится. Однако, поскольку влияние турбулентности не ограничивается перемещением фронта пламени, отвод тепла к стенкам увеличивается и эффективность процесса сгорания снижается. Турбулентность течения смеси оказывает, таким образом, двоякое влияние. Хотя она и не изменяет химической природы про-
140
Рис. 3.28. Теневые фотографии, сделанные в процессе горения смеси СН4 — воздух стехиометрического состава при 300 К, 2 бар (2- 10s Па) и искровом промежутке 1 мм в турбулентном потоке со скоростью 50 м/с в направлении, перпендикулярном оси зазора между электродами. Система зажигании ТС/, 30 мДж, 770 мкс, в основном тлеющий разряд
141
Рис. 3.29. Теневые фотографии, сделанные в процессе горения смеси СН4 — воздух стехиометрического состава при 300 К, 2 бар (2-Ю5 Па) и искровом промежутке 1 мм в турбулентном потоке со скоростью 50 м/с в направлении, перпендикулярном оси зазора между электродами. Система зажигания VFZ, 30 мДж, 60 нс (в основном пробой)
142
Рнс. 3.30. Влияние скорости течения смеси V на допустимые пределы обеднения (коэффициент избытка воздуха к) смесей СН4 — воздух при 300 К, 4 бар (4-105 Па) и искровом промежутке 1 мм. Система зажигания ТС1 30 мДж, 770 мкс (в основном тлеющий разряд) и VFZ 30 мДж, 60 нс (в основном пробой)
исходящих процессов, ее наличие способствует увеличению роли различных описанных ранее факторов независимо от того, положительно или отрицательно они влияют на ход процесса сгорания. Наибольший эффект достигается, когда скорость повышения интенсивности турбулентности такова же как и скорость стабили
зации процесса горения.
В случаях, когда размеры ядра пламени при больших размерах пламени велики, реакции происходят быстрее и отрицательные эффекты турбулентности сказываются меньше. Это иллюстрируется рис. 3.28 и 3.29. В то время как при применении системы зажигания TCI ядро пламени не развивается в направлении, противоположном потоку со скоростью 50 м/с, перпендикулярному оси зазора между электродами, при применении системы VFZ процесс сгорания благодаря турбулентности ускоряется и пламя быстрее достигает требуемой скорости.
Основные закономерности, установленные при анализе процесса воспламенения неподвижных смесей, справедливы и при их турбулентном движении, хотя и проявляться эти закономерности будут по-другому, как это указывалось ранее. Поскольку микротурбулентности снижают начальную температуру пламени точно так же, как и обеднение смеси, предел воспламеняемости при наличии турбулентности смещается в направлении более богатых смесей. Это показано на рис. 3.30. На кривой для системы зажигания VFZ этот эффект выражен очень четко, поскольку показатели теплопередачи у этой системы не меняются. У системы же зажигания TCI способности к воспламенению при увеличении скоростей потока примерно до 15 м/с увеличиваются, поскольку канал разряда при этом удлиняется и отток тепла к электродам уменьшается (см. разд. 3.2.2). Таким образом, сначала предел воспламеняемости смещается в сторону более бедных смесей. При более высоких скоростях, однако, смещение предела воспламеняемости в сторону богатых смесей происходит даже быстрее, поскольку появление вторичных искр способствует прекращению подвода энергии к плазме разряда. Этот эффект ограничивает возможности минимизации обусловленных турбулентностью потерь теплоты в системах зажигания TCI вследствие нарушения способности воспламенять смеси при малых скоростях течения.
143
3.3.	ОПИСАНИЕ ПРОЦЕССА ЗАЖИГАНИЯ	1
3.3.1.	ВОСПЛАМЕНЕНИЕ	J
В литературе описано несколько теорий процесса воспламенения [38—42], которые специально были разработаны для случаев, когда время воспламенения не ограничено. Поскольку мы видели, что распространение пламени начинается у поверхности быстро расширяющейся плазмы зажигания, то на самом деле время воспламенения ограничено, и при описании нестационарных процессов воспламенения и распространения пламени в двигателях требуется учитывать влияние отличной от нуля начальной скорости. Несмотря на то, что начальный этап воспламенения характеризуется наличием большого количества радикалов высокой энергии, процесс воспламенения в простейшем «нулевом» приближении можно считать тепловым процессом, поскольку все происходящее во фронте самоподдерживающегося пламени тесным образом связано с характером изменения температуры во фронте пламени. Основной задачей приближенной теории процесса воспламенения является выявление основных зависимостей иа основе анализа данных экспериментальных исследований, их обобщение и применение в каких-либо конкретных условиях, а не воспроизведение отдельных экспериментально обнаруженных результатов. Критерием успешного воспламенения будем считать одинаковость теплового баланса зоны воспламенения и фронта самоподдерживающегося пламени, расширяющегося со скоростью vp. Процессами излучения будем пренебрегать, так как излучение пламени представляет собой в основном инфракрасное излучение СО2 и Н2О, которое обычно не может поглощаться нереагирующей смесью из-за отсутствия этих веществ перед фронтом пламени
Вклады в тепловой поток через фронт пламени процессов диффузии и теплопроводности (а также и турбулентности) суммарно учитываются одним коэффициентом переноса х0, имеющим размерность удельной теплопроводности. Предполагая, что фронт пламени имеет сферическую форму и что давление постоянно (температура изменяется как показано на рис. 3.31), после линеаризации получаем следующие выражения, характеризующие изменения энергии в нереагирующем элементарном объеме ДУ (сферической оболочке произвольного радиуса г\ и толщины Д/у) за время Д/. Энергия AQV объема ДУ вычисляется по формуле
до1'-	а.4дг,~ ^-"''’^МДг.. (3.1)
'О	о
где xq — молярная теплота сгорания; — молярная энтальпия, требуемая для нагрева продуктов реакций до температуры пламени, и Уо — молярный объем.
144
Рис. 3.31. Схематичное изображение профиля изменения температуры и теплового баланса модельного фронта пламени при постоянном давлении
Суммарные потери энергии через холодную поверхность (потери энергии через холодную поверхность за вычетом энергии, подводимой с горячей стороны при неизменном градиенте температуры) определяются с помощью выражения
Д(?л = хо ^77^ д/8яг1 Дгх.	(3-2)
Развитие самоподдерживающегося пламени происходит лишь в том случае, когда суммарные потери через поверхность не превышают энергии, заключенной в элементарном объеме, т. е. когда выполняется условие
v = Д(?*7Д(?Л > 1	(3.3)
или, в явном виде,
V — Ро(^у—_ р0 (ху — ЛЯг) гЛ	..
2Rk9T9(,Tf~T9) де “ 2Rk9T0{Tf-T0) •
Это означает, что при постоянной величине гх относительный прирост энергии в зоне воспламенения увеличивается с увеличением координаты. Условия развития пламени более благоприятны при большем удалении от центра разряда. До начала самоподдерживающегося развития пламени величина rf= vP, где vP— скорость расширения плазмы. В результате получаем следующее значение минимального радиуса плазмы, достижение которого необходимо для успешного воспламенения:
Гmln, а
2RkqTо (Тf — Тв) р0(ху-ДЯ^р '
(3.5)
145
Сопоставление результатов расчетов по этому соотношению при использовании исходных данных по литературным источникам с результатами измерений пределов воспламеняемости бедных смесей для разрядов, характеристики которых представлены на рис. 3.9, показало хорошее соответствие вычисленных и замеренных минимальных радиусов воспламенения [10]:
^mln, расч ^~mln, изм
1,03 0,7 мм 0,9 мм
1,5 2,85 мм 2,8 мм
Все параметры, входящие в выражение (3.5), влияют на величину радиуса воспламенения так, как это следует из экспериментальных наблюдений. В связи с этим особого внимания заслуживает оценка влияния величины коэффициента избытка воздуха в смеси X. То обстоятельство, что этот параметр входит в стоящую в знаменателе разность через величину х, способствует усилению его влияния. Для бедных смесей небольшое увеличение параметра X может привести к значительному увеличению радиуса воспламенения. Поскольку энергия воспламенения пропорциональна величине Гт1п, потребности в большой энергии плазмы настоятельно требуют более экономного использования электрической энергии в плазме оболочечной структуры.
Таким образом, большое значение приобретает вопрос оптимального использования ограниченной энергии разряда, осуществляемого за возможно наиболее короткий промежуток времени. Высокие давления (высокие плотности энергии) улучшают условия воспламенения путем уменьшения величины минимального требуемого радиуса воспламенения, а ускорение процессов теплообмена оказывает противоположное влияние. При слишком больших величинах х0 требуемый радиус воспламенения может стать чрезмерно большим, а при слишком малых величинах уменьшится скорость распространения пламени.
Если все газы внутри сферы, возбужденной искрой, имеют температуру Т — Тр (сферическая структура, см. рис. 3.31), то минимальная энергия воспламенения определяется выражением Дтш, »р =	{A^Xmin, t/T’r + C^min, t+d)3—Гт1п, »] &Н f!Ti > (3-6)
где Т = (TF+ То)/2 — температура, близкая к средней температуре зоны воспламенения. Однако, поскольку воспламенение обусловлено лишь процессами, происходящими в тонком поверхностном слое, ядро при оболочечной структуре плазмы может иметь комнатную температуру и фактическая минимальная энергия определяется выражением
Ем, * = -- P£HF [(Лот,, + d)8 - (Гтш,, - d)8].	(3.7)
146
При цилиндрической поверхности плазмы (большой.зазор между электродами, результат воздействия потока иа плазму дугового или тлеющего разрядов) имеем
^mln, с (1 + 2гт1П1 с//) Гпцп, ,/2.	(3-8)
Для коротких цилиндров при I < 2rmin,,
T’mln, ct ^mln, »>	(3-9)
а для длинных цилиндров при I 2гаЛа,е
Лшп, с! = Лп1П, »/2-	(3.10)
Отсюда напрашивается вывод о том, что плазма в виде длинных цилиндров предпочтительнее сферической. Однако это не так, поскольку минимальные значения энергии получаются сравнимыми со значениями для сферической структуры лишь для цилиндров, у которых /«rmm, s- Это условие не всегда удается выполнить в реальных системах зажигания из-за ограничений, обусловленных допустимыми размерами искрового промежутка, максимально возможными уровнями турбулентности и продолжительностью разряда.
Для очень коротких цилиндров или при очень больших значениях радиуса плазмы получаем следующее выражение для величины расстояния гашения:
lq — ^min, s —
2RTqXq (Тf	То)
p0(xq — АНр) *
(3.11)
Здесь вместо скорости распространения плазмы подставлена величина vF. Величина расстояния гашения, таким образом, не постоянна, а сильно зависит от скорости фронта пламени. Это обстоятельство может оказаться полезным для уменьшения отрицательного влияния различных зазоров и канавок на состав отработавших газов двигателей.
3.3.2.	РАСПРОСТРАНЕНИЕ ПЛАМЕНИ
Поскольку воспламенение и начальный этап процесса распространения пламени отделить друг от друга невозможно, для интерпретации экспериментальных данных полезно оценить увеличение с течением времени радиуса пламени. Это можно сделать с помощью соотношения (3.4), учитывая дополнительное увеличение объема, обусловленное высвобождением химической энергии, и решая дифференциальное уравнение после исключения зависящей от времени температуры пламени с помощью использования гипотезы избытка энтальпии в пламени Льюиса и Эльбе [2]. Кроме того, предполагается, что скорость высвобождения химической энергии намного превышает скорость теплопроводности и что скорость пламени можно разделить на постоянную и пере-
147
менную составляющие. В результате для определения скорости фронта пламени получаем соотношения
|’-И-ДЯ1]гр-(2-^-Тв+^0)
(3.12)
Лм-	(3.13)
ПоН-'*»	(3-14}
откуда нетрудно найти ее численно на ЭВМ.
Для малых значений в период воспламенения и на начальном этапе распространения пламени можно получить приближенное решение в замкнутой форме
(/) = ехр

X к -	+ 60) J хв ехр - (xq - ЛНГ) J х0 dt] л] •
(3.15)
Подставляя сюда вместо х0 соответствующие функции времени, можно учесть влияние течения смеси и турбулентности, так как величина х0, по определению, является величиной, характеризующей процессы теплообмена во фронте пламени. Если предположить — рис. 3.32 подтверждает справедливость этого предположения, — что фронт пламени имеет сферическую форму, то можно проследить влияние величины радиуса поверхности воспламенения и турбулентности на процессы воспламенения и распространения пламени (рис. 3.33). В неподвижных смесях (уровень турбулентности равен нулю) большему начальному радиусу плазмы соответствует более быстрое распространение пламени. Заметно также, что начальные условия определяют процесс расширения и на более поздних этапах горения, что подтверждается экспериментальными наблюдениями (см. разд. 3.2.5). При слишком малых радиусах поверхности воспламенения пламя гасится (на рисунке не показано).
Турбулентность при движении поршня вверх в момент, близкий к моменту зажигания, можно считать пропорциональной времени, отсчитываемому от появления искры. Таким образом, х0 (0 = х0 + пхх/, где величина п характеризует интенсивность турбулентности. Расчеты (рис. 3.33) показывают, что такая турбулентность при заданном радиусе поверхности воспламенения будет ускорять движение фронта пламени, если интенсивность турбулентности не очень велика (п = 1). При увеличении интенсивности на начальном этапе скорость распространения пла-
148
Рис. 3.32. Радиальное и осевое сечения (теневая фотография и интерферограмма соответственно) искрового промежутка в процессе горения после воспламенения в результате пробоя неподвижной смеси СН4 — воздух стехиометрического состава при 300 К, 4 бар (4.105 Па) н искровом промежутке 1 мм. Система воспламенения VFZ, 30 мДж, 60 нс (в основном пробой)
меня будет уменьшаться, но затем, с течением времени, она будет увеличиваться. При слишком большой интенсивности турбулентности (п — 8) пламя погасится, поскольку фронт пламени будет быстро охлаждаться.
Выявленные расчетом закономерности процесса распространения пламени подтверждаются экспериментальными результа* тами, приведенными на рис. 3.34. Так, изменение давления при увеличении скорости течения потока смеси соответствует ожидаемому характеру процесса горения. При = 50 м/с роста давления не происходит, хотя шлнрен-методом наличие плазмы при этом подтверждается. Влияние радиуса поверхности воспламенения (наименьший для системы CDI и наибольший для системы
Рнс. 3.33. Результаты расчета продвижения сферического фронта пламени по формуле (3.15) для различных значений начального радиуса поверхности воспламенения н уровня турбулентности прн X = 1. Линейное увеличение со временем турбулентности учитывалось введением функции «о W = «о (1 + Л//4)
149
Рис. 3.34. Результаты регистрации давления при сгорании смеси СН4 — воздух стехиометрического состава при 300 К, 1 бар (105 Па) и искровом промежутке 1 мм:
а — влияние средней скорости потока смеси; б — влияние средства зажигания. CDI, 30 мДж, 100 мкс; TCI, 30 мДж,' 770 мкс; VFZ, 30 мДж, 60 нс
VFZ) на скорости реакций показано на нижних диаграммах. Возрастание скоростей реакций при увеличении объема плазмы происходит аналогично возрастанию под влиянием турбулентности, но без заметных отклонений на начальном этапе процесса (см. нижнюю часть рис. 3.34).
Это означает, что для системы зажигания с ограниченной энергией плазмы зажигания может оказаться целесообразным обеспечить малые уровни турбулентности на начальном этапе расширения, пока фронт пламени разовьется настолько, что он сможет противостоять турбулентности более высокого уровня. Это полностью подтверждается результатами исследований двигателей с искровым зажиганием, выполненных методом теневой фотографии. Для ускорения распространения пламени потребуется увеличение интенсивности турбулентности, пропорциональное увеличению размеров фронта пламени.
На рис. 3.35 показаны результаты расчетов по оценке влияния величины коэффициента избытка воздуха X. При проведении этих расчетов, как и при получении результатов, приведенных на рис. 3.33, дополнительно учитывалось линейное увеличение коэффициента переноса вследствие турбулентности. Видно, что при малых значениях радиуса поверхности воспламенения возможности обеднения смеси ограничены, и при больших значениях X становятся значительными времена задержки (увеличивается продолжительность индукционного периода). Если значения X слишком велики, воспламенение происходит, но самоподдерживаю-щееся распространение пламени при этом становится невозможным. Увеличение радиуса поверхности воспламенения может поз-160
Рис. 3.35. Результата расчета продвижения сферического фронта пламени по формуле (3.15) для различных значений начального радиуса поверхности воспламенения и X при линейном увеличении турбулентности. Изменение турбулентности учитывалось введением функции х0 (0 = Хо (1 + nt/t0)
волить устранить эти ограничения, благодаря чему появляется возможность использования очень бедных смесей (сравним результаты для X = 1,93 при r/r0 = 1 и 4).
При больших значениях радиуса уравнение (3.12) принимает
вид
. _ х0[х^— (Tj — T0) CpihF^Tt-Tr) '
— 6о +
(3.16)
Отсюда следует, что скорость пламени — ?t0 + г по истечении достаточно большого количества времени достигает некоторой постоянной величины при больших значениях радиуса, как и при линейном расширении пламени. Максимальная температура пламени становится при этом равной температуре адиабатического пламени. Кроме того, с течением времени скорость пламени становится уже независимой от давления (т. е. от нагрузки двигателя), как это предсказывается общей теорией распространения пламени [24] и подтверждается экспериментальными наблюдениями [44]. В то время как на начальном этапе распространение пламени ускоряется при увеличении давления окружающей среды, впоследствии скорость его зависит в основном от уровня турбулентности (х0) и теплоемкости при температуре пламени (Cpi): турбулентность ускоряет процесс, а изменение теплоемкости замедляет, особенно при начале процесса диссоциации.
Обеднение смеси приведет к уменьшению скорости пламени, но, поскольку радиус поверхности пламени к этому времени уже достаточно велик, снижение скорости распространения пламени из-за увеличения X может быть скомпенсировано повышением уровня турбулентности. Возможности использования бедных смесей могут быть, таким образом, расширены за счет интенсификации движения топливного заряда в камере сгорания при условии сохранения ядра пламени на начальных этапах процесса, когда особенности процесса определяются системой зажигания.
Процесс распространения пламени следует рассматривать как процесс, состоящий из двух этапов. На первом этапе процесс
151
весьма чувствителен к внешним условиям, особенно при воспламенении и на начальной стадии горения. Второй этап нечувствителен к внешним условиям, он почти полностью определяется изменением во времени микротурбулентности. В двигателях турбулентность в основном является следствием движения поршня, и характер ее определяется формой камеры сгорания, наиболее интенсивна она в окрестности ВМТ (10—15° угла поворота коленчатого вала). Это объясняет, почему в процессе анализа различных характеристик процесса горения при оценке скорости сгорания обнаруживается их очень слабая чувствительность к изменению различных параметров (типа зажигания, состава смеси, качества смеси и т. п.) на заключительном этапе процесса и очень сильная чувствительность на первом (индукционном) этапе.
Скорость фронта пламени может быть также увеличена в результате повышения температуры Т\ без необходимого увеличения потерь теплоты, наблюдаемого при увеличении х0. Увеличение температуры заряда на входе для ускорения распространения пламени при работе на бедных смесях или при неполной нагрузке выглядит вследствие этого весьма привлекательным, если желательно сохранение высокой эффективности теплоиспользования в процессе сгорания. При очень высоких температурах реакции будут происходить очень быстро (горение будет детонационным), это объясняется стремлением к нулю знаменателя в формуле (3.16) и является следствием того, что температура горючей смеси в процессе горения увеличивается в результате адиабатического сжатия остаточных газов продуктами сгорания: чем выше 7\, тем быстрее распространяется фронт пламени, чем быстрее происходит сгорание, тем больше увеличивается 7\, и т. д.
Для предотвращения этого явления обычно применяется интенсификация движения горючей смеси в камере сгорания (по возможности вдали от фронта пламени) и поддерживание величины 7\ на безопасном уровне за счет увеличения теплоотвода, приводящего к уменьшению КПД. Однако, поскольку невозможно создать турбулентность лишь в зоне несгоревших газов, ее интенсификация тоже способствует ускорению распространения пламени, так что организация оптимального движения смеси в камере сгорания является сложным вопросом.
Типичные примеры результатов расчетов по формулам (3-12)— (3.14) приведены иа рис. 3.36—3.38, иллюстрирующих влияние на процесс распространения пламени радиуса поверхности воспламенения, величины X, уровня турбулентности и начальной температуры. Хотя влияние величины радиуса поверхности воспламенения наиболее значительно, как уже указывалось ранее, иа начальных этапах распространения оно сохраняется в течение длительного периода времени.
Наконец, на рис. 3.39 показано, каким образом с помощью организации процесса воспламенения можно улучшить топливную экономичность путем уменьшения потерь теплоты. Для 152
Рис. 3.36. Результаты расчета продвижения сферического фронта пламени поформулам (3.12)—(3.14) при Ti = То для различных значений начального радиуса поверхности воспламенения, уровней турбулентности и Л. Полужирные линии характеризуют влияние начального радиуса поверхности воспламенения, а тонкие линии— влияние величины к при г!го— = 1. Линейное увеличение со временем турбулентности учитывалось введением функции х0 (О=Хо (1 + nt/tn)
описания уровня турбулентности при движении поршня около ВМТ использовалась функция
*о (0 = *о {1 + п exp [—(t/t0 — 5)2]}.	(3.17)
Считая произвольно размер камеры сгорания таким, что г/г0 = 63, можно убедиться, что при малоинтенсивной турбулентности (п < 100) реакция не сможет завершиться при нахождении поршня около ВМТ. Значительная часть топливной смеси будет медленно догорать, что приведет к уменьшению термического КПД. При чрезмерно большой турбулентности (п = 360), с другой стороны, горение завершится слишком рано. Сохраняющаяся интенсивная турбулентность продуктов сгорания послужит причиной больших потерь теплоты, величина которых пропорциональна массе продуктов сгорания, интенсивности турбулентности и величине коэффициента теплопереноса, увеличивающейся при этом более чем в 14 раз [46]. Ожидаемое улучшение топливной экономичности в результате, например, увеличения степени сжатия ограничено, таким образом, связанным с этим увеличением потерь теплоты [32, 47, 48]. При увеличении радиуса поверхности воспламенения оптимальный уровень турбулентности,
Рис. 3.37. Результаты расчета продвижения сферического фронта пламени поформулам (3.12)—(3.14) при Т = = 7’0 для различных значений начального радиуса поверхности воспламенения и уровней турбулентности. Сплошные линии соответствуют г/г0=1; пунктирные линии — г/г0 = 3. Линейное увеличение со временем турбулентности учитывалось введением функции х0 (t) = х0 (1 + 4- nt! tg)
153
Рис. 3.39. Результаты расчета продвижения сферического фронта пламени по формулам (3.12)—(3.14) при Т; = Тй при описании турбулентности в момент достижения поршнем ВМТ с помощью функции я0 (t) = =х0 {1 + п ехр [—(t/t0 — — 5)2]}. Иллюстрируется также влияние интенсивности турбулентности и радиуса поверхности воспламенения иа скорость сгорания
Рис. 3.38. Результаты расчета ? продвижения сферического ’! фронта пламени по формулам (3.12)—(3.14) для различных значений начальной) температуры горючей смеси. Линейное увеличение со временем турбулентности учи- .1 тывалось введением функции I «о (0 = хо (1 + nt!tn) Ч
при котором горение будет завершаться вовремя, может быть уменьшен (и = 80) по сравнению с необходимым при меньшем радиусе. Благодаря снижению уровня турбулентности потери теплоты в процессе сгорания уменьшатся и топливная экономичность' улучшится.
Несмотря на упрощенный характер, описанная модель правильно отражает основные закономерности процесса воспламе-: нения, выявленные в лабораторных условиях или по результатам анализа работы двигателей. Эта модель может быть также-использована для описания и ряда других не рассмотренных в приведенных примерах факторов путем задания интересующих параметров в виде соответствующих функций времени.
3.3.3.	ОСНОВНЫЕ ЗАКОНОМЕРНОСТИ
ПРОЦЕССА ВОСПЛАМЕНЕН ИЯ И ТРЕБОВАНИЯ К НЕМУ
На основании анализа результатов экспериментальных и тео»’ ретических исследований выявлены закономерности и сформули-) рованы следующие требования к процессу воспламенения, ко*| торые могут составить основу требований к системам зажигания] с оптимальными характеристиками.
154	I
1.	Из всей электрической энергии, поступающей в искровой промежуток, для воспламенения доступна лишь та ее часть, которая содержится в поверхностном слое плазмы искры. Толщина этого слоя — зоны воспламенения — имеет порядок толщины фронта пламени, а плотность содержащейся в нем энергии зависит от типа разряда. Наибольшие плотности энергии и градиенты температуры в зоне воспламенения достигаются, когда энергия зажигания подается в искровой промежуток за возможно крат-чайший период времени.
2.	Независимо от формы плазмы искры (будь то сфера или цилиндр) радиус воспламенения должен быть минимальным, его величина увеличивается с увеличением X. Величина минимального радиуса воспламенения уменьшается с увеличением давления окружающей среды и скорости расширения плазмы, а влияние других факторов, увеличивающих потери теплоты из зоны воспламенения, будет способствовать увеличению радиуса воспламенения. После воспламенения скорости горения пропорциональны поверхности пламени, так что желательно, чтобы форма плазмы соответствовала большему значению rmln и большей поверхности горения.
3.	Промежуток времени, в течение которого должна быть подведена энергия воспламенения, сокращается при увеличении требуемой начальной скорости пламени. Подвод энергии после завершения процесса воспламенения не ускоряет распространение пламени. V
4.	Если радиус плазмы больше минимального радиуса воспламенения, то скорости реакции возрастают, полное время сгорания уменьшается и влияние отрицательных факторов уменьшается.
5.	Поскольку энергия воспламенения увеличивается пропорционально Гт in- при работе на бледных смесях потребуется чрезмерно большое количество энергйи, если только плазма не будет иметь соответствующую структуру. Идеальной структурой является сферическая оболочка, энергия в которой сосредоточена лишь в зоне воспламенения.
Эти закономерности и рекомендации имеют общий характер, они справедливы для систем зажигания всех типов: от обычных катушечных систем до факельных и плазменно-дуговых. В литературе можно найти много сведений о различных оптимальных условиях искрового разряда, обсуждать их здесь подробно нет возможности. Нижеследующий пример поможет читателю лучше понять основные результаты, изложенные в этой главе, и покажет, как их можно использовать на практике.
Для создания оптимальных условий искрового зажигания при работе требуется обеспечить некоторые оптимальные значения силы тока искры (т. е. тока тлеющего разряда) и длительности разряда (тлеющего разряда). Увеличение силы тока тлеющего разряда приведет к увеличению энергии, подводимой к плазме тлеющего разряда, и, следовательно, увеличению радиуса поверхности воспламенения. Однако, поскольку напряжение раз-
155
ряда снижается с «500 до «50 В, если сила тока превышает 100—200 мА (переход от тлеющего к дуговому разряду, см. разд. 3.2.2), эффективная подводимая мощность уменьшится с Pg = 500 В-0,1 мА-0,3 = 15 Вт до Ра = 50 В-0,1 мА-0,5 = = 2,5 Вт и уменьшится также радиус поверхности воспламенения (при этом использовано предположение, что значения КПД передачи энергии оптимальны, т. е. они приняты равными 0,3 и 0,5 соответственно). Таким образом, оптимальные значения силы тока установлены. Однако, если сила тока превысит 1 А, радиус поверхности воспламенения станет больше прежнего оптимального значения, так как при этом дуговой разряд обеспечит подвод большей мощности. Это объясняет положительный эффект дополнительных высокоэнергетическйх разрядов в обычных системах зажигания.
Оптимальные значения длительности разряда в диапазоне микро- и миллисекунд зависят от степени неоднородности горючей смеси. При более длительном разряде вероятность того, что при плазме с малой поверхностью воспламенения условия окажутся благоприятными, будет больше. Однако возможности улучшения условий таким путем ограничены вследствие повышения интенсивности турбулентности при приближении поршня к ВМТ, приводящей к ухудшению условий воспламенения и снижению термического КПД при позднем зажигании.
Оптимальные значения параметров, конечно, будут зависеть от индивидуальных особенностей двигателя и от условий эксперимента.
При совместном изменении параметров, регулирующих процесс воспламенения, и других параметров двигателя, осущестВ- ляемом с учетом их взаимосвязи, возможности оптимизации могут быть существенно расширены. Это уже неоднократно отмечалось ранее. Таким образом, в будущем можно ожидать Существенного повышения топливной экономичности и снижения токсичности отработавших газов в результате повышения эффективности процесса горения.
Некоторые из результатов, достигнутых в этом направлении, описаны в ряде статей 150—55], в которых подробно рассматриваются вопросы -улучшения работы двигателей. Хотя достижение этих результатов непосредственно основано на учете закономерностей процессов воспламенения и распространения пламени, обсуждение их в рамках данной главы не представляется возможным. Заинтересованный читатель может обратиться к указанным статьям.
3.4.	ВЛИЯНИЕ ПАРАМЕТРОВ
СИСТЕМЫ ЗАЖИГАНИЯ НА РАБОТУ ДВИГАТЕЛЯ
На работу двигателя влияет множество взаимосвязанных параметров, выявить индивидуальное влияние которых в реальных эксплуатационных условиях очень трудно. Ниже будет при-156
3.6. Влияние типа разряда на характеристики двигателя *
Система зажигания	Энергия зажигания Ее[, мДж	Максимальная сила тока 1, А	Длительность разряда 6 мкс	Угол опережения зажигания, а° до ВМТ	Крутящий момент М, Н-м	Выделения NO, млн-1	Выделения СН, или-1
Богатая смесь к = 0,85 TCI	30	0,04	1000	-35	67	750	240
CDI + тлеющий разряд	60	0,1	1050	-35	66,5	750	240
CD! + дуговой разряд	100	375	15	-35	68,5	860	250
Пробой	20	180	0,02	-35	68	950	270
Бедная смесь X = 1,35 ТС!	30	0,04	1000	-35	7	45	1350
ТС! “	30	0,04	1000	—55	10	50	2000
CDI + тлеющий разряд	60	0,1	1050	—35	7	40	1400
CDI + дуговой разряд	100	375	15	-35	16	75	1125
Пробой	20	180	0,02	-35	18	80	500
Пробой *’	20	180	0,02	—59	32	230	450
* Четырехцилиндровый двигатель, рабочий объем 2 л, п = 2000 мин-1, искровой промежуток 0,6 мм.
* Угол опережения зажигания, соответствующий максимальному крутящему моменту.
веден ряд примеров, иллюстрирующих влияние процесса зажигания на важные показатели двигателя, и будет дано объяснение этого влияния с помощью описанных выше закономерностей процесса горения. Определение показателей работы двигателя Производилось при использовании специальных систем зажигания, разряд в которых является преимущественно разрядом одного типа. В качестве базовой использовалось обычная система TCI.
В табл. 3.6 сравниваются показатели работы двигателя при использовании экспериментальных систем зажигания, разряд в которых является либо пробоем, либо дуговым или тлеющим разрядом. Поскольку при близком к стехиометрическому составу смеси требуемый радиус поверхности воспламенения мал и этому требованию удовлетворяют все использованные системы, показатели почти не изменятся. Некоторое изменение выделений NO объясняется тем, что при большем объеме плазмы сгорание происходит быстрее. При наименьшем радиусе поверхности воспламенения (система CDI) концентрация NO в отработавших газах минимальна, а при наибольшем радиусе (в случае разряда в виде пробой) максимальна.
При работе на бедных смесях различие крутящих моментов и токсичности отработавших газов при применении разных систем зажигания становится заметным. В то время как какая-либо кор-
167
P, 10sHa
Рис. 3.40. р—V диаграммы в логарифмических координатах 31 последовательного циклов для четырехцилиндрового двигателя рабочего объема 1,3 л (В7?0 — камера сгорания с зонами завихрений) при постоянном потоке воздуха, соответствующем половине максимальной нагрузки, и при X = 1, п — 2000 мин-1, Х = 1,3, искровом промежутке 0,8 мм и оптимальном значении угла опережения зажигания:
а — TCJ, 30 мДж, 770 мкс; б — VFZ, 30 мДж. 60 нс; в — типичные (по значениям максимального и индикаторного давлений) диаграммы для случаев о и б соответственно
реляция между величинами крутящего момента и подводимой электрической энергией отсутствует, изменение крутящего момента вполне соответствует описанным ранее свойствам разрядов раз-личных типов. Чем больше радиус поверхности воспламенения в системе зажигания, тем выше скорость горения, больше крутящий момент, больше выделения NO и меньше выделения СН.
Более тщательный анализ, не ограниченный рассмотрением интегральных показателей, может быть проведен с помощью приведенных на рис. 3.40 р—V диаграмм в логарифмических координатах. Процессам политропного сжатия и политропного расширения на таких диаграммах соответствуют прямые линии. Изменения температуры во время этих процессов приводят лишь к незначительным отклонениям, так что процесс горения соответствует криволинейному участку диаграммы, соединяющему две основные прямые. Это позволяет охарактеризовать процесс горения, не проводя расчетов, требующих введения дополнительных предположений относительно механизмов потери теплоты.
При работе на такой не очень бедной смеси различия, наблюдаемые от цикла к циклу при применении системы зажигания с тлеющим разрядом (ТЫ), довольно велики. Результаты анализа показали, что при воспламенении тлеющим разрядом за циклом 158
с очень медленным горением следует цикл с очень быстрым горением, и наоборот. Это происходит потому, что когда скорость реакции мала и температура при ее окончании велика, масса задерживающихся в цилиндре отработавших газов меньше, чем при быстром сгорании. В последующем цикле поэтому доля свежего топливного заряда в горючей смеси будет больше и плотность энергии смеси будет выше. В результате реакция произойдет быстрее, температура в конце процесса соответственно будет меньше и масса остаточных отработавших газов увеличится. Горючая смесь в очередном цикле будет разбавлена сильнее, в результате чего горение будет происходить медленнее, и т. д
Основной причиной этих почти периодических и очень больших изменений от цикла к циклу неизбежно являются случайно распределенные неоднородности заряда топливной смеси в цилиндре (различия локальных значений X, температуры, состава остаточных газов или смеси, интенсивности турбулентности и т. п.), сравнимые по размерам с радиусом поверхности воспламенения плазмы разряда, определяющим начальную скорость распространения пламени. Если радиус объема плазмы значительно превышает средний размер неоднородностей, подобные изменения могут быть уменьшены (при использовании системы VFZ), останутся лишь статистически допустимые отклонения, которые в отдельных случаях тоже могут быть достаточно большими. Изменение радиуса поверхности воспламенения плазмы разряда позволяет, таким образом, оценить характерные размеры неоднородностей смеси.
Исключив предельные отклонения, получаем, что при номинальных характеристиках состояния топливовоздушной смеси сгорание при применении системы зажигания TCI происходит значительно медленнее, чем при применении системы VFZ. Это означает, что увеличение объема плазмы повышает скорости реакций не только во время воспламенения и на начальном этапе распространения пламени, но и во время всего последующего процесса горения. Таким образом, процесс, длящийся несколько наносекунд, оказывает существенное влияние на процесс, длительность которого более чем на 6 порядков превышает его собственную.
Улучшение показателей двигателя с помощью изменения работы системы зажигания всегда возможно, если оно состоит в изменении скорости сгорания и в увеличении радиуса поверхности воспламенения. Эти меры особенно полезны при работе на режимах неполной нагрузки, для обеспечения возможности применения более бедных смесей, при рециркуляции значительного количества отработавших газов и при применении камер сгорания, в которых турбулентность смеси очень мала или очень велика. Уменьшение изменений давления от цикла к циклу (гистограммы максимального и индикатроного давлений, дополняющие р—V диаграммы в логарифмических координатах, приведены
159
Рис. 3.41. Гистограммы максимального и индикаторного давлений для диаграмм, изображенных на рис. 3.40 (по оси ординат — относительное количество наблюдений Л/, по оси абсцисс — давление ртах или pmt)
на рис. 3.41) приводит, как показано на рис. 3.42, к улучшению способности к движению. Способность к движению при работе на бедных смесях, когда размер плазмы достаточно велик, перестает быть критическим фактором, поскольку вследствие гашения пламени у стенок еще раньше начинается чрезмерное увеличение выделений СН (характерное для исследуемого двигателя).
Увеличение скоростей реакций, обусловленное свойствами разряда, проявляется так же и в том, что оно влияет на величину оптимальной задержки зажигания, как это показано на рис. 3.43. Величина задержки определяется так же и уровнем турбулентности в камере сгорания, как это уже отмечалось ранее, поскольку процесс распространения пламени на поздних этапах определяется микротурбулентностью. Снижение уровня турбу-
Рис. 3.42. Способность к движению по Боску. Четырехцилиндровый двигатель рабочего объема 1,3 л (ВТ?О — камера сгорания с зонами завихрений), результаты измерений при постоянном потоке воздуха, соответствующем половине максимальной нагрузки, и при Л = 1, п = = 2000 мин-1, искровом промежутке 0,8 мм, оптимальном угле опережения зажигания. TCI, 30
770 мкс; VFZ, 30 мДж, 60 нс
Рис. 3.43. Зависимость оптимального угла опережения зажигания а (в градусах до достижения поршнем ВМТ) от Л. Четырехцилнндровый двигатель рабочего объема 1,3 л при постоянном потоке воздуха, соответствующем половине максимальной нагрузки, при 1=1; BRO— камера сгорания с зонами завихрений; BR1 —усовершенствованная полусферическая камера сгорания без зон завихрений; п = 2000 мин-1; искровой промежуток 1,2 мм; ТС/, 30 мДж, 770 мкс; VFZ 30 мДж, 60 нс
лентности совместно с увеличением радиуса плазмы привело бы к дополнительной задержке, если бы на начальном этапе распространения пламени условия ухудшились из-за слишком больших уровней турбулентности, как показано на рис. 3.43. Небольшие изменения, наблюдаемые при применении системы зажигания TCI, обусловлены уменьшением переноса энергии тлеющими разрядами при уменьшении оптимальной интенсивности течения смеси (см. рис. 3.30).
Поскольку первоначально камера сгорания была, конечно, предназначена для оптимальной работы с системой зажигания TCI, условия течения смеси в модифицированной камере сгорания таковы, что радиус поверхности воспламенения при применении этой системы зажигания становится меньше, и вследствие этого допустимый уровень обеднения смеси уменьшается. Для системы зажигания VFZ в соответствии с приведенными на рис. 3.30 данными наблюдается противоположная тенденция благодаря уменьшению оттока теплоты из зоны воспламенения. Этот эффект наглядно изображен на рис. 3.44, иллюстрирующем влияние турбулентности в камере сгорания на расход топлива.
Хотя никакая система зажигания сама топлива не сохраняет, она может способствовать повышению эффективности процесса сгорания или уменьшению потерь теплоты таким образом, как это показано на рис. 3.44 и 3.45. Следовательно, с помощью системы зажигания можно добиться дополнительной экономии топлива, которой нельзя реализовать никакими другими средствами. Ликвидация зон завихрения, имеющихся в первоначальном ва-
6 П/р Д. Хиллиарда	161
Рис. 3.44. Зависимость удельного расхода топлива BSFC от 1 при условиях, описанных в подписи к рис. 3.43
Рис. 3.45. Зависимость удельного расхода топлива BSFC от X, при условиях, | описанных в подписи к рис. 3.43, для камеры сгорания BR1 (усовершенствован- I ная полусферическая, без зон завихрения)	I
рианте камеры сгорания, приводит к уменьшению степени сжатия с 8,2 до 7,2. При применении системы зажигания TCI оптимальная величина удельного расхода топлива при этом в соответствии с теоретическими оценками уменьшается на 3 %. Однако, вследствие того что в системе зажигания VFZ объем плазмы больше, скорость распространения пламени увеличилась и термический КПД при меньших уровнях турбулентности был достаточно высоким. В результате потери теплоты уменьшились и КПД, не
смотря на меньшую степень как и при прежней камере
Это еще раз демонстр и-• рует необходимость учета и при оценке обобщенных показателей (таких как крутящий момент и расход топлива), наряду со всеми другими существенными параметрами, особен-
сжатия, оказался таким же сгорания.
Рис. 3.46. Токсичность отработавших газов Т (содержание токсичных веществ в объемных процентах и в млн-1) как функция X, при условиях, описанных в подписи к рис. 3.45
Рис. 3.47. Зависимость удельного зна- I чения выделения NO («no) от удель- I ного расхода топлива (BSFQ при ус- 1 ловиях, описанных в подписи к ,1 рнс. 3.45.	j
162
костей процессов воспламенения и распространения пламени, поскольку влияние всех параметров взаимосвязано. Как было показано при изложении общей теории, зависимости между этими параметрами достаточно просты, и они могут быть выявлены с помощью соответствующих экспериментов.
Данные о токсичности приведены на рис. 3.46. В исследованной камере сгорания тип разряда не влияет на выделения СН. Углеводороды образуются при гашении пламени в щелях и зазорах, которые недоступны при воспламенении. При ускорении реакций выделения NO увеличиваются вследствие повышения температуры пламени. Поскольку ускорение реакций приводит к задержке зажигания, оптимальный крутящий момент меньше того, которого можно было ожидать. Количество NO в отработавших газах является поэтому хорошим показателем необходимости улучшения процесса воспламенения и распространения пламени. Если эти улучшения не сопровождаются слишком большими потерями теплоты, можно добиться относительного уменьшения выделений NO при одновременном улучшении экономичности (рис. 3.47). Выбирая соответствующие значения X, можно добиться требуемого уменьшения расхода топлива или выделений NO, либо обоих этих показателей.
ОБОЗНАЧЕНИЯ
d — толщина фронта пламени, см;
ZiFo, hpt — избыток энтальпии для ТР—То и TF—Т\ соответственно, постоянная величина и характеристика горючей смеси, Дж/см2;
ДЯР, Д/7( — осредненная молярная энтальпия продуктов реакции при Тр и Tt соответственно, , Дж/моль;
р0 — давление окружающей среды, бар;
q,— минимальная молярная теплота сгорания, Дж/моль;
7?—универсальная газовая постоянная: 8,3166, Дж/(моль - К);
гт, гр — радиус горячей поверхности, см;
fF, rit— скорость фронта пламени при TF и Т/, см/с;
Тг, Т}, Tlt То—температура пламени, воспламенения, окружающей среды и начальная, То = 298 К;
vF — скорость фронта пламени, см/с;
Уо — молярный объем при То, см3/моль;
— молярная доля (—);
х — эффективный коэффициент теплопроводности Дж/(см-с - К);
X — коэффициент избытка воздуха в топливовоздушной смеси (величина, обратная коэф-. фициенту избытка топлива <р).
6*
163
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1.	Penner, S. S., and Mullins, В. P., “Explosions, Detonations, Flammability and Ignition,” Pergamon Press, London (1959).
2.	Lewis, B., and von Elbe, G., “Combustion, Flames and Explosions of Gases,” 2nd ed.. Academic Press, New York (1961).
3.	Muller, H., Rhode, S., and Klink, G., “Gemischbildung, Verbrennung und Abgas im Otto-motor,” Fachbibliographie mit Referaten bis 1965, Universitat Braunschweig, Braunschweig, (1972).
4.	Conzelmann, G., “Uber die Entflammung des Kraftstoffluftgemisches im Ottomotor,” Bosch Technische Berichte, 1, 15-20 (1969).
5.	Albrecht, H., Bloss, W. H., Herden, W., Maly, R., Saggau, B., and Wagner, E., “New Aspects on Spark Ignition,” SAE paper 770853 (1977).
6.	Albrecht, H., Maly, R., Saggau, B., and Wagner, E., “Neue Erkenntnisse iiber elektrische Ziindfunken und ihre Eignung zur Entflammung brennbarer Gemische, 1. Teil,” Automobil Industrie. 4/77, 45-50 (1977).
7.	Herden, W., Maly, R., Saggau, B., and Wagner, E., “Neue Erkenntnisse iiber elektrische Ziindfunken und ihre Eignung zur Entflammung brennbarer Gemische, 2. Teil,” Automobil Industrie. 2/78, 15-21 (1978).
8.	Maly, R., Saggau, B., Spaude, H. W., Vogel, M., Wagner E., Greiner, R., and Horch, E. J., “Die Auswirkungen einer verbesserten elektrischen Entflammung auf die Verbrennung im Ottomotor,” Automobil Industrie. 3/78, 37—41 (1978).
9.	Maly, R., and Vogel, M., “Initiation and Propagation of Flame Fronts in Lean CIL-Air Mixtures by the Three Modes of the Ignition Spark,” Proceedings of the I7th Symp.flnt.) on Combustion, The Combustion Institute, 17, 821-831 (1978).
10.	Maly, R., “Ignition Model for Spark Discharges and the Early Phase of Flame Front Growth,” Proceedings of the 18th Symp. (Int.) on Combustion. The Combustion Institute, 18, 1747-1754 (1981).
11.	Ziegler, G., and Maly, R., "Influence of Ignition on Inflammation and Flame Propagation,” Proceedings of the 1st Specialists Meeting (Int.). The Combustion Institute, 1, 89-94 (1981).
12.	Muller, H., and Haahtela, O., “Einfluss der elektrischen Ziindung auf das Betriebsverhalten und Abgaszusammensetzung im Ottomotor,” MTZ, 33, 408-414 (1972).
13.	Harrington, J. A., Shishu, R. C., and Asik, J. R., “A Study of Ignition System Effects on Power, Emissions, Lean Misfire Limit, and EGR Tolerance of a Single-Cylinder Engine— Multiple Spark versus Conventional Single-Spark Ignition,” SAE paper 740188 (1974).
14.	Johnston, R. W., Neuman, J. G., and Agarwal, P. D., “Programmable Energy Ignition System for Engine Optimization,” SAE paper 750348 (1975).
15.	Schwarz, H., “Ignition Systems'for Lean Bum Engines,” Proceedings of the Conference on Fuel Economy and Emissions of Lean Burn Engines, The Institute of Mechanical Engineers, I Meeh E Conference Publications 1979-9, 87-96 (1979).
16.	Albrecht, H., Maly, R., Saggau, B., and Wagner, E., “Entladungsvorgange in Ziindkerzen,” NTO 48, Institut fiir Physikalische Elektronik, Universitat Stuttgart, Germany, May (1974).
17.	Albrecht, H., Herden, W., Maly, R:, Saggau, B., and Wagner, E., “Entladungsvorgange in ZUndkerzen,” NTO 48. Institut fiir Physikalische Elektronik, Universitat Stuttgart, Germany, May (1976).
18.	Saggau, B., and Ziegler, G., “Time and Space Resolved Temperature Measurements in a Combustion Wave in Methane/Air Mixtures by Spark Excited Rotational Bands,” Proceeding of the 5th International Symposium on Plasma Chemistry, ISPC-5, Heriot-Watt University, Edinburgh. 558-563 (1981).
19.	Raether, H., “Electron Avalanches and Breakdown in Gases,” Butterworth, London (1964).
164
20,	Bauer, G. H. “Analyse des Durchbruchs im inhomogenen elektrischen Feld mit Hilfe der Kurzzeitspektroskopie,” Thesis, Universitat Stuttgart, Germany (1979).
21.	Davies, A, J., Davies, C. S., and Evans, C. J., "Computer Simulation of Rapidly Developing Gaseous Discharges,” Proceedings of the IEE. 118, 816-823 (1971).
22,	Spitzer, L., “Physics of Fully Ionized Gases," Interscience, New York (1956).
23.	Albrecht, H., Maly, R., and Wagner, E., “Correlation of Breakdown Mechanisms of Short N2 Sparks with Typical Line Radiation in the Vacuum-UV Region,” Proceedings of the Xllth International Conference on Phenomena in Ionized Gases, University of Eindhoven, The Netherlands, p. 153 (1975).
24.	Hirschfelder, J. O., Curtiss, C. F., and Bird, R. B,, “Molecular Theory of Gases and Liquids,” Wiley, New York, pp. 765, 791 (1964).
25,	Brode, H, L., “Numerical Solutions of Spherical Blast Waves," J. Appl. Phys., 26, 766-775 (1955).
26.	Ganger, B., “Der elektrische Durchschlag in Gasen," Springer Verlag, Berlin (1953).
27.	Finkelnburg, W., and Maeker, M., “Elektrische Bogen und thermische Plasmen,” Fliigge, S., ed., Handbuch der Physik, Vol. 22, pp 254-444 Springer Verlag, Berlin (1956).
28.	Cobine, J, D,, “Gaseous Conductors," Dover, New York (1958).
29.	Brown, S. C., “Basic Data of Plasma Physics," Wiley, New York (1966).
30.	Roth, J., Bohdansky, J, and Ottenberger, W., “Data on Low-Energy Light-Ion Sputtering,” IPP 9/26, May (1979), Max Planck Institut fiir Plasmaphysik, Garching bei Munchen, Germany.
31,	Maly, R., and Meinel, H., “Determination of Flow Velocity, Turbulence Intensity and Length and Time Scales from Gas Discharge Parameters,” Proceedings of the 5th International Symposium on Plasma Chemistry, ISPC-5, Heriot-Watt University, Edinburgh, pp, 552-557 (1981),
32.	Bloss, W. H., Maly, R., Saggau, B,, and Vogel, M., “Experimentelle und theoretische Analyse der Verdichtungserhohung bei Ottomotoren mit dem Audi-Brennverfahren," 2, Teil: “Stromungs und Zundungseinfliisse,” Automobil-Industrie, 2/82, 165-171 (1982).
33.	Bloss, W. H,, patent application DE-P 28 10 159.
34.	Hattari, T,, Goto, K,, and Ohigashi, S., “Study of Spark Ignition in Flowing Lean Mixtures,” Proceedings of the Conference on Fuel Economy and Emissions of Lean Burn Engines, The Institute of Mechanical Engineers, I Meeh E Conference Publication 1979-9, 153-164 (1979).
35.	Bowman, С. T., “Non Equilibrium Radical Concentrations in Shock-Initiated Methane Oxidation,” Proceedings of the 15th Symp. (Int.) on Combustion, The Combustion Institute, 15, 869-882 (1974).
36,	Westbrook, С. K,, and Dryer, F. L., “Prediction of Laminar Flame Properties of Methanol-Air Mixtures," Combustion and Flame, 37, 171-192 (1980).
37.	Gaydon A. G., and Wolfhardt, H. G., “Flames, Their Structure, Radiation and Temperature,” Chapman & Hall, Ltd., London (1970).
38.	Swett, С. C., “Spark Ignition of Flowing Gases,” NACA-TR 1287, 1956, Lewis Flight Propulsion Laboratory, Cleveland, Ohio,
39.	Spalding, D, B., and Janin, V. K., “The Theory of Steady Laminar Spherical Flame Propagation,” Combustion and Flame, 5, 11-25 (1961).
40.	Yang, С, H., “Theory of Ignition and Autoignition,” Combustion and Flame, 6, 215-225 (1962).
41.	Tiggelen, P. J. v., “On the Minimal Initial Size of an Explosive Reaction Center,” Combustion Sci. and Techn., 1, 225-232 (1969).
42.	Lefebvre, A. H., “Ignition Theory and its Application to the High Altitude Relighting Performance of Gas Turbine Combustors,” Cranfield International Symposium Series, The Cranfield Institute, Vol. 11, 105-119 (1971).
43.	Maly, R., and Ziegler, G,, “Theoretical and Experimental Investigation of the Knocking Process,” Symposium: Klopfen von Verbrennungsmotoren, Volkswagenwerk AG, Wolfsburg (1981).
44.	Maly, R., Bloss, W. H., Meinel, H., Saggau, B., Wagner, E,, and Ziegler, G,, “Moglichkeiten zur Beeinflussung des Brennprozesses altemativer Kraftstoffe,” BMFT/DGMK-Gemeinschafts-
165
tagung, November 11-12, 1981, Deutsche Gesellschaft fur Mineraldlwissenschaft und Kohle-chemie, Hamburg, Germany.
45.	Witze, P. O., and Vilchis, F. R., “Stroboscopic Lqser Shadowgraph Study of the Effect of Swirl on the Homogeneous Combustion in a Spark Ignited Engine,” SAE paper 810226 (1981).
46.	Woschni, G., and Fieger, J., “Experimentelle Bestimmung der ortlich gemittelten Warmeii-bergangskoeffizienten in Ottomotor, MTZ., 42, 229-234 (1981).
, 47. van Basshuysen, R, Kromer, G., and Bluhm, K., “Experimentelle und theoretische Analyse der Verdichtungserhohung bei Ottomotoren mit dem Audi-Brennverfahren," 1. Teil: “Versuch-sergebnisse," Automobil Industrie, 1/82, 65-70 (1982).
48.	Henning, H., and Vogt, R., “Experimentelle und theoretische Analyse der Verdichtungserho-hung bei Ottomotoren," 3. Teil: “Thermodynamische Analyse,” Automobil Industrie, 3/82, 285-288 (1982).
49.	Svehla, R. A., “Thermodynamic and Transport Properties of the Hydrogen and Oxygen System,” NASA SP-3011, 1964, Lewis Research Center, Cleveland, Ohio.
50.	Maly, R., and Ziegler, G., “Thermal Combustion Modeling—Theoretical and Experimental Investigation of the Knocking Process,” SAE paper 820759 (1982).
51.	Maly, R., Wagner, E., and Ziegler, G., “Modeling of Flame Propagation and Energy Conversion Rates in Si-Engines,” SAE paper 830331 (1983).
52.	Maly, R., Saggau, B., Wagner, E., and Ziegler, G., “Prospects of Ignition Enhancement," SAE paper 830478 (1983).
53.	Maly, R., Meinel, H., and Wagner, E., “Novel Method for Determining General Flow Parameters from Conventional Spark Discharges,” Int. Conference on Combustion in Engineering, Oxford, April 1983, 1 Meeh E Publication C268.
54.	Ziegler, G., Maly, R., and Wagner, E., "Effect of Ignition System Design on Inflammation Requirements in Ultra-Lean Turbulent Mixtures,” Int. Conference on Combustion in Engineering, Oxford, April 1983, I Meeh E Publication C268.
55.	Maly, R., “General Prospects of Improving Combustion Efficiency of I.C. Engines,” invited special paper SP14 for the 11th World Petroleum Congress, August 28-September 2, London (1983).
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ НА РУССКОМ ЯЗЫКЕ К ГЛ. 3
Льюис Б., Эльбе Г. Горение, пламя и взрывы в газах. М.: Мир, 1968. 592 с.
Спитцер Л. Физика полностью ионизованного газа. М.: Мир, 1965. 212 с. Хнршфельдер Дж., Кертисс Ч., Берд Р. Молекулярная теория газов н жидкостей. М.: ИЛ, 1961. ... с (Перевод изд. 1954 г.).
Браун С. С. Элементарные процессы в плазме газового разряда. М.: Гос-атомнздт, 1961. 323 с.
Гейдон А. Г., Вольфгард X. Пламя, его структура, излучение и температура. М.: Металлургиздат, 1959. 333 с.
Глава 4
ВЛИЯНИЕ РЕГУЛИРОВАНИЯ КЛАПАННОГО
МЕХАНИЗМА ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ
НА РАБОТУ ДВИГАТЕЛЯ
Асмус Т. У., Отдел разработки перспективных силовых установок, фирма «Крайслер», г. Хайленд Парк, шт. Мичиган, США
4.1.	ВВЕДЕНИЕ
Современный автомобильный двигатель с искровым зажиганием, хотя в основе своей и подобен двигателям, предназначенным для других целей, имеет ряд конструктивных особенностей. Эти особенности автомобильных двигателей определяются условиями их эксплуатации, предъявляющими определенные требования к конструкции двигателя. К числу наиболее характерных особенностей относится рассматриваемая в этом разделе работа клапанного механизма газораспределения. Под термином «работа клапанного механизма газораспределения» понимается процесс создания связанных по фазе с движением поршня потоков газа, в результате которых осуществляется процесс газообмена. Этот термин включает в себя изменение фаз газораспределения, продолжительность открытия и размер головок клапанов двигателя.
Для удовлетворения требований, предъявляемых к конструкции автомобильного двигателя условиями его эксплуатации, конструктор должен серьезное внимание уделить следующим вопросам:
1.	Достижение большого значения отношения мощности к массе двигателя.
2.	Создание большого крутящего момента при малой частоте вращения коленчатого вала двигателя.
3.	Малый расход топлива на режиме холостого хода и при неполной нагрузке.
4.	Хорошие показатели холостого хода.
5.	Возможность регулирования уровня токсичности выпускных газов.
6.	Возможность использования доступных топлив.
7.	Простота механических систем.
8.	Обеспечение требуемой долговечности.
9.	Простота технического обслуживания.
10.	Малая стоимость.
Поскольку многие из этих требований противоречивы, большое значение имеет выбор путей и средств создания оптимальной
167
системы. Среди упомянутых в приведенном перечне противоречивых требований создание большого крутящего момента при малой частоте вращения коленчатого вала двигателя, достижение большой удельной мощности и малый расход топлива на режиме холостого хода. Изменениями в механизме газораспределения можно добиться выполнения в той или иной мере этих требований, и, поскольку их выполнение влияет на показатели топливной экономичности автомобиля, эти изменения в механизме газораспределения требуют особого внимания при осуществлении мероприятий по повышению топливной экономичности. Характеристики двигателя могут влиять на выбор передаточных чисел и рабочего объема двигателя из условий достижения требуемых показателей движения автомобиля и его топливной экономичности. Поэтому удельная мощность двигателя является фактором, влияющим на топливную экономичность автомобиля. Точно так же и расход топлива на режиме холостого хода существенно влияет на топливную экономичность автомобиля, особенно при движении по городским циклам.
Одновременное достижение большой удельной мощности двигателя и малого расхода топлива в режиме холостого хода может быть достигнуто в результате оптимальной установки фаз газораспределения. Ниже на основе объяснения роли различных аспектов работы клапанного механизма газораспределения обсуждаются принципы установки оптимальных фаз. Эти принципы могут помочь в выборе конструкций распределительных валов, обеспечивающих минимальное перекрытие клапанов с целью повышения устойчивости процесса сгорания в режиме холостого хода при сохранении или даже некотором увеличении удельной мощности при полностью открытой дроссельной заслонке, т. е. помочь в практическом учете давно известного фактора, определяющего влияния перекрытия клапанов на показатели двигателя.
4.2.	ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ
На начальном этапе массового производства автомобилей большое внимание уделялось разработке двигателей, которые были бы быстроходнее стационарных или других, не предназначенных для автомобилей двигателей. Очень быстро стало ясно, что работа клапанного механизма газораспределения имеет важное значение для обеспечения быстроходности двигателя. Решающим для достижения этой цели оказалось значительное увеличение продолжительности фаз впуска и выпуска по сравнению с продолжительностью хода поршня. Это позволило наполнение цилиндра производить и после окончания хода впуска до момента закрытия впускного клапана. При высоких скоростях работы двигателя это способствует повышению коэффициента наполнения, поскольку давление в цилиндре при достижении НМТ после окончания такта впуска часто меньше давления во впускном трубо-168
проводе. Аналогично было обнаружено, что быстроходной работе двигателя дополнительно благоприятствует открытие выпускного клапана задолго до достижения поршнем НМТ в конце процесса расширения. Это облегчает удаление отработавших газов благодаря использованию повышенного давления в цилиндре и уменьшает работу поршня, затрачиваемую на выталкивание отработавших газов. Хотя такая установка фаз газораспределения существенно улучшает показатели работы двигателя при высоких скоростях, она является причиной уменьшения крутящего момента при малых скоростях. Вследствие позднего закрытия клапана впуска часть свежего топливовоздушного заряда на начальном этапе такта сжатия выталкивается обратно во впускную систему, результатом чего является уменьшение коэффициента наполнения при малых скоростях. Раннее открытие выпускного клапана уменьшает степень расширения и снижает, таким образом, индикаторную работу цикла. Хотя по современным стандартам двигатель модели «Форд Т» вряд ли может считаться высокооборотным, в нем уже были реализованы указанные принципы установки фаз газораспределения: впускной клапан закрывался после 50° с момента достижения поршнем НМТ, а выпускной клапан открывался за 38° до достижения поршнем НМТ. Открытие впускного клапана и закрытие выпускного клапана осуществлялись после 15° с момента достижения поршнем ВМТ и за 2° до достижения поршнем ВМТ соответственно, а это означает, что в продолжение 17° поворота коленчатого вала оба клапана были закрыты! Это прямо противоречит начавшейся с 1930-х годов и усилившейся впоследствии тенденции применения распределительных валов, обеспечивающих значительное перекрытие клапанов, характеризуемое углом поворота коленчатого вала от момента открытия впускного клапана до момента закрытия выпускного клапана.
Поскольку усиливающееся стремление к повышению топливной экономичности заставляет отказываться от восьмицилиндровых V-образных двигателей в пользу забытых было четырехцилиндровых двигателей, все большее внимание уделяется вопросам более эффективного использования топлива на режиме холостого хода, например обеднению топливовоздушных смесей, увеличению угла опережения зажигания и уменьшению частоты вращения коленчатого вала. Для обеспечения стабильности работы двигателя на режиме холостого хода необходимо осуществить соответствующий выбор фаз механизма газораспределения и, в частности, перекрытия клапанов. Влияние этой регулировки будет эффективнее при минимизации перекрытия клапанов.
Вопрос установки фаз газораспределения с точки зрения ее влияния на коэффициент наполнения кратко обсуждается во многих учебниках по двигателям внутреннего сгорания. По результатам рассмотрения некоторых из классических работ [1—6] можно сформулировать следующие положения.
169
1. Главными факторами, влияющими на коэффициент наполнения при высоких скоростях, являются момент закрытия впускного клапана и перекрытие клапанов *.
2. Момент закрытия впускного клапана вместе с диаметром и длиной впускного трубопровода, а также рабочий объем определяют зависимость коэффициента наполнения от частоты вращения коленчатого вала двигателя. Эта зависимость характеризуется инерционным напором горючей смеси во впускном трубо
проводе.
3. Закрытие выпускного клапана должно осуществляться несколько позже достижения поршнем ВМТ, что предотвратит повышение давления в цилиндре в конце процесса выпуска.
4. Открытие впускного клапана должно ’ осуществляться до ВМТ, что предотвратит снижение давления в цилиндре на началь-
ном этапе процесса впуска.
5. Перекрытие клапанов является фактором, влияющим на величину относительной доли сгоревших газов в-горючей смеси, особенно при малых нагрузках.
6. В двигателях с наддувом большое перекрытие клапанов способствует созданию потока из впускной системы в выпускную, что приводит к неполному сгоранию свежего топливного заряда. При применении турбонагнетателя этот эффект может использоваться для уменьшения температуры газа на входе турбины.
Остальную литературу можно разделить на следующие три группы.
1.	Экспериментальные исследования влияния установки фаз газораспределения на токсичность отработавших газов и расход топлива [7—11].
2.	Регулирование нагрузки с помощью изменения установки фаз газораспределения [12—13]. ‘
3.	Теоретические исследования течения газов в связи с показателями двигателя, составом топливовоздушной смеси и КПД цикла [14—22].
Установка фаз газораспределения может влиять на токсичность отработавших газов и расход топлива, так как она влияет на содержание в горючей смеси продуктов сгорания, влияет на величину насосных потерь, движение заряда в камере сгорания, на эффективность сжатия и расширения. Наибольшее влияние на величину доли сгоревших газов в заряде оказывают моменты открытия впускного клапана и закрытия выпускного клапана, а точнее, такие факторы, как (1) продолжительность перекрытия клапанов и (2) сам момент закрытия выпускного клапана. В условиях малых и умеренных скоростей вращения коленчатого вала двигателя и малых нагрузок времени вполне достаточно,
* Перекрытие клапанов обеспечивается ранним открытием впускного клапана и поздним закрытием выпускного клапана, и именно последнее влияет на коэффициент наполнения при высоких скоростих.
170
чтобы благодаря разрежению во впускном трубопроводе довольно значительное количество отработавших газов попало в систему впуска за время перекрытия клапанов. Эти отработавшие газы впоследствии попадают в цилиндр вместе со свежей топливной смесью, увеличивая содержание в горючей смеси доли сгоревших газов. Момент закрытия выпускного клапана может влиять на содержание продуктов сгорания в заряде независимо от продолжительности перекрытия клапанов, если можно считать, что впускной клапан открывается достаточно поздно и что изменение момента закрытия выпускного клапана не влияет на продолжительность перекрытия клапанов. Если выпускной клапан закрывается рано, некоторое дополнительное количество отработавших газов может оставаться в цилиндре вследствие повышения давления в конце процесса выпуска, и, если выпускной клапан закрывается поздно, отработавшие газы могут поступать через выпускной клапан в цилиндр на начальном этапе такта впуска. В любом из этих предельных случаев содержание продуктов сгорания в заряде будет большим, причем минимальное значение будет достигаться при закрытии выпускного клапана в некоторый промежуточный момент времени. Точная установка момента закрытия выпускного клапана, соответствующего этому минимальному значению, зависит от частоты вращения коленчатого вала двигателя и от некоторых особенностей конструкции двигателя. Процесс сгорания реагирует на содержание в заряде горючей смеси продуктов сгорания независимо от способа их введения в горючую смесь, т. е. практически безразлично, все ли продукты сгорания образуются в результате протекания внутренних процессов в двигателе или часть из них поступает в результате работы системы рециркуляции отработавших газов. Указанное утверждение справедливо при следующих условиях:
1.	Равномерное распределение продуктов сгорания по цилиндрам и неизменность их количества от цикла к циклу.
2.	Одинаковая температура заряда горючей смеси.
3.	Отсутствие существенного влияния различия путей поступления продуктов сгорания на движение заряда.
Насосные потери наблюдаются при любых частотах вращения коленчатого вала и при любых нагрузках, хотя наиболее ощутимы они при малых нагрузках, когда основной причиной этих потерь является дросселирование на впуске. На величину насосных потерь могут влиять все аспекты работы механизма газораспределения, однако при малых нагрузках в основном влияют те, от которых зависит степень дросселирования, необходимая для поддержания требуемой мощности. Установка момента закрытия впускного клапана помогает регулировать массу заряда в цилиндре, а факторы, определяющие содержание продуктов сгорания (т. е. перекрытие клапанов и момент закрытия выпускного клапана) влияют на внутреннюю рециркуляцию отработавших газов. Насосные потери при неполной нагрузке можно минимизи-
171
ровать с помощью задержки закрытия впускного клапана й увеличения содержания в заряде продуктов сгорания. Хотя с точки зрения уменьшения насосных потерь оба эти средства приводят к одинаковым результатам, влияние их на состав заряда горючей смеси и на процесс горения различно. При высоких скоростях И полностью открытой дроссельной заслонке насосная работа может быть больше насосной работы в режиме холостого хода, хотя ее роль как фактора, влияющего на топливную экономичность, менее значительна, поскольку она составляет меньшую часть индикаторной работы.
Движение заряда формируется в результате взаимодействия потоков газов, входящих через впускной клапан, и перемещения клапана в процессе впуска. Движение заряда может влиять на перемешивание компонентов заряда и на скорость сгорания, если уровни турбулентности при сгорании заметно меняются.
На относительное расширение и, следовательно, на эффективный КПД цикла может влиять установка момента открытия выпускного клапана. Кроме того, установка момента открытия выпускного клапана может оказать некоторое влияние на изменение во времени температуры продуктов сгорания, которая, в свою очередь, влияет на процессы догорания НС и СО.
К настоящему времени опубликованы результаты ряда экспериментальных исследований [7—11], посвященных влиянию регулировки фаз газораспределения на токсичность и топливную экономичность. Зивертом [7] описаны многочисленные эксперименты на одноцилиндровом низкооборотном двигателе, работавшем при неполной нагрузке на топливовоздушной смеси стехиометрического состава и при угле опережения зажигания, соответствующем максимальному тормозному крутящему моменту. В ходе этих экспериментов независимо друг от друга менялись все четыре характерные точки диаграммы фаз газораспределения. Результаты работ по исследованию токсичности в основном отражают влияние установки фаз газораспределения на содержание продуктов сгорания в заряде горючей смеси. Влияние установки фаз газораспределения на токсичность и топливную экономичность автомобиля исследовалось в работе [81. Исследовалась работа двигателя на различных режимах при неполной нагрузке, и было установлено, что выделения NC)X могут быть значительно уменьшены в результате увеличения перекрытия клапанов, хотя одного изменения установки фаз газораспределения недостаточно для сколько-нибудь существенного уменьшения токсичности. Работы [9—II] посвящены практическим методам установки фаз газораспределения с целью уменьшения выделений NOX.
Регулирование нагрузки двигателя с помощью других схем клапанных механизмов рассматривается в работах [12—13]. Дросселирование впускным клапаном с помощью изменения хода клапана как средство регулирования нагрузки описано в работе [12]. Экспериментальные исследования, проведенные на двига-172
теле с впрыском топлива, снабженном клапанами с подвижными опорами шарнирного типа, показали, что при малых нагрузках малый подъем клапана и связанное с этим повышение скорости впуска смеси приводят к возникновению мелкомасштабной турбулентности, которая увеличивает скорость сгорания и дает возможность использовать более бедные смеси. Регулирование нагрузки с помощью более позднего закрытия впускного клапана описано в работе [13]. Экспериментально было показано, что при неполной нагрузке насосные потери и расход топлива на единицу эффективной мощности при этом уменьшаются. Кроме того, было показано, что такой подход необходимо применять совместно с некоторым дросселированием на впуске для обеспечения возможности регулирования нагрузки при всех условиях эксплуатации автомобиля. В работе [14] в качестве еще одного средства регулирования нагрузки рассмотрено раннее закрытие впускного клапана. При этом заряд формируется до окончания процесса впуска, расширение и последующее сжатие происходят без насосных потерь. Снижение полных насосных потерь при таком регулировании. должно сопровождаться повышением топливной экономичности при неполной нагрузке.
В работах 114—21] описаны различные методы исследования потоков газов в двигателях. Процессы газообмена в связи с токсичностью и расходом топлива при неполной нагрузке рассматриваются в работах [14—-16]. Анализу различных аспектов наполнения двигателя в случаях, когда коэффициент наполнения полностью определяется процессами, происходящими в системах впуска и выпуска, посвящены работы [17—21]. В работе [22] содержится теоретическое исследование неустановившихся потоков в выпускных системах многоцилиндровых двигателей.
4.3.	ПЕРСПЕКТИВНЫЕ НАПРАВЛЕНИЯ СОВЕРШЕНСТВОВАНИЯ КЛАПАННЫХ МЕХАНИЗМОВ ДВИГАТЕЛЕЙ
В последующем будут рассматриваться лишь механические клапанные механизмы газораспределения с тарельчатыми клапанами, поскольку они, по-видимому, являются наиболее приемлемыми для четырехтактных автомобильных двигателей с искровым зажиганием. С учетом этого замечания решение вопроса о применении какого-либо клапанного механизма, существенно отличающегося от используемых в настоящее время, т. е. от механизмов с фиксированной установкой фаз газораспределения и фиксированным ходом клапанов, обязательно должно сопровождаться рассмотрением следующих вопросов.
1.	Позволяет ли предлагаемый механизм удовлетворить всем требованиям, предъявляемым к рабочему циклу?
173
2.	Требуются ли для предлагаемого механизма специальные устройства, позволяющие изменять установку фаз газораспределения и (или) хода поршня?
3.	Если такое устройство требуется, будет ли оно обладать динамической устойчивостью во всем диапазоне значений частоты вращения коленчатого вала двигателя?
4.	Будут ли преимущества применения клапанного механизма с изменяющейся установкой фаз газораспределения и (или) с изменяющимся ходом поршня достаточными с учетом дополнительного увеличения трения и массы?
5.	Потребуются ли для предлагаемого клапанного механизма пружины оттяжки клапанов, подвергающиеся действию различных нагрузок? (Это может существенно увелйчить потери на трение.)
6.	Каково конечное влияние применения предлагаемого клапанного механизма на величину расхода топлива в режиме холостого хода? (Для многих систем привода клапанных механизмов характерна обратно пропорциональная зависимость трения от скорости вследствие тонкопленочной смазки поверхностей трения, поэтому необходима оценка потерь на трение в режиме холостого хода.)
Основные направления разработки новых клапанных механизмов газораспределения, рассмотренные в упомянутых работах, можно сформулировать следующим образом.
1.	Увеличение перекрытия клапанов для регулирования содержания продуктов сгорания в заряде горючей смеси и для уменьшения выделений NOX [7—11].
2.	Регулирование нагрузки:
а)	позднее или раннее закрытие впускного клапана для уменьшения насосных потерь без увеличения содержания продуктов сгорания в заряде с целью улучшения топливной экономичности [13, 14];
б)	дросселирование впускным клапаном для увеличения скорости сгорания [12].
3.	Максимальное увеличение коэффициента наполнения в результате полного открытия дроссельной заслонки при всех значениях частоты вращения коленчатого вала двигателя для улучшения общей характеристики [15].
При фиксированной установке фаз газораспределения и неизменном ходе клапанов ни одно из этих направлений не может быть реализовано без ущерба для выполнения всех других требований, предъявляемых к рабочему циклу. Для их реализации потребовались бы механизмы газораспределения с изменяющейся установкой фаз и (или) с изменяющимся ходом клапанов, и, таким образом, необходимо было бы рассмотреть все указанные выше вопросы. Почти таких же результатов, к которым приводят новые упомянутые выше разработки клапанных механизмов, можно добиться широко известными методами, поэтому целесо
174
образность применения новых подходов необходимо оценить путем сравнения с возможностями механизмов традиционных схем.
В качестве примеров укажем на необходимость сравнения следующих подходов.
1.	Перекрытие клапанов и рециркуляция отработавших газов для уменьшения выделений NOX. ,
2.	Позднее или раннее закрытие впускного клапана или уменьшение рабочего объема с применением наддува для повышения топливной экономичности при неполной нагрузке.
3.	Дросселирование впускным клапаном и применение специальных камер сгорания для увеличения скорости сгорания.
4.	Изменение установки фаз газораспределения и увеличение рабочего объема двигателя или применение Наддува для увеличения кпд.
Массовое внедрение какого-либо из указанных ранее новшеств в клапанных механизмах газораспределения автомобильной промышленностью, по-видимому, маловероятно. Одной из причин этого является отсутствие заметных преимуществ, к которым могло бы привести применение новых систем по сравнению с другими традиционными подходами. Хотя эти новые системы, возможно, никогда не получат массового распространения, многие результаты, достигнутые в ходе их разработки, позволили лучше понять общие принципы работы механизма газораспределения. Это понимание имеет важное значение для оптимизации работы клапанных механизмов двигателей традиционной конструкции.
4.4.	ОСНОВНЫЕ ПРИНЦИПЫ РАБОТЫ
КЛАПАННОГО МЕХАНИЗМА ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ
i
4.4.1.	ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ
Излагаемое ниже описание работы клапанного механизма преследует цель дать сведения, которые могли бы облегчить понимание последствий не слишком значительных изменений фаз газораспределения, оно не содержит строгого анализа потоков газов. Анализ потоков газов требует полной информации о значениях коэффициентов расхода, характеризующих течение газов, и о градиентах плотности газов во все моменты времени, которая обычно не доступна для широкого диапазона различных условий эксплуатации автомобильных двигателей. Кроме того, описание будет ограничено рассмотрением связей между изменениями объема цилиндра, обусловленными движением поршня, и изменением проходных сечений клапанных отверстий, доступных для газообмена. Понимание этих зависимостей даст возможность определить пути оптимизации работы клапанных механизмов современных быстроходных автомобильных двигателей. На рис. 4.1 при-
175
2W-2W-28-106-1,09-1,09
1^ Максимальный подъем выпускного клапана,см
__ Максимальный подъем впускного клапана,см Максимальный подъем
3 впускного клапана градус, после достижения
поршнем ВМТ
Перекрытие клала нов, градус
________ Продолжительность
процесса выпуска,градус
Продолжительность
процесса впуска, градус
Рис. 4.1. Диаграмма фаз газораспределения и расшифровка обозначения, используемого для характеристики распределительного вала, для современного быстроходного четырехцилиндрового двигателя:
1 — открытие впускного клапана; 2 — закрытие выпускного клапана; 3 — открытие выпускного клапана;
4 — закрытие впускного клапана
ведена диаграмма фаз газораспределения для типичного современного автомобильного двигателя *.
Точки, соответствующие максимальной скорости движения поршня (обозначенные символом [ЭУ фУдр ].пЯУк не совпадают,
* Необходимо отметить, что требуется некоторый критерий определения моментов открытия клапанов из-за специфического характера кривой, описывающей ход клапана. Вследствие требований динамической устойчивости работы клапанного механизма быстроходных двигателей кривая, описывающая подъем клапана, имеет большие симметрично или с небольшим смещением расположенные наклонные участки, соответствующие движению клапана с постоянной скоростью при открытии и закрытии, и небольшие участки с обеих сторон, где скорость изменяется по степенному закону. Поскольку подъем клапана при повороте коленчатого вала на довольно значительный угол меняется очень мало, установление моментов открытия и закрытия клапанов по минимально различимой величине их подъема с точки зрения анализа процесса газообмена не имеет особого смысла.
Показанные иа диаграмме моменты открытия и закрытия клапанов установлены по произвольному критерию поворота коленчатого вала на 4° в пределах изменяющихся по степенному закону участков кривых, т. е. в начале и в конце наклонных участков. Единого общепринятого критерия установления моментов открытия и закрытия клапанов нет. Некоторые из используемых критериев основываются, подобно описанному выше, на каком-либо значении угла» а другие — на каком-либо значении хода клапана.
176
а из-за ряда требований к конструкции двигателя и не могут совпадать с точками максимального подъема впускного и выпускного клапана (обозначенные символами Int. CL и Exh. CL соответственно). Основываясь на этой диаграмме, сразу можно сделать два следующих вывода.
1. Процесс очистки цилиндра существенно затрудняется, поскольку максимальная скорость движения поршня достигается при закрытии выпускного клапана, это приведет к увеличению остатков отработавших газов при высоких частотах вращения коленчатого вала двигателя.
2. Процесс наполнения облегчается или, по крайней мере, не затрудняется вследствие того, что максимальный подъем клапана достигается после того, как была достигнута максимальная скорость движения поршня, и благодаря естественной тенденции компенсации потерь на преодоление сопротивления потоку на начальном этапе такта впуска, когда сечение открытой части впускного отверстия может быть меньше соответствующего сечения при движении поршня.
Характеристики двигателя ^.Крайслер* рабочего объема 2,2 л
Диаметр цилиндра, см............................... b	= 8,75
Ход поршня, см..................................   2г	= 9,2
Длина шатуна, см.............................   .	R = 15,1
Рабочий объем цилиндра, см®........................V,	= 553,2
Объем камеры сгорания, см®................ Vc = 72,8
Степень расширения...............................  г/	= 8,6
Для количественного описания этих выводов можно определить мгновенные значения площадей сечений потоков газов через клапанные отверстия и скорости изменения объема цилиндра. Площади сечения потоков через клапанные отверстия вычисляются по исходным данным о величине подъема клапанов и об особенности формы головок и седел клапанов. На рис. 4.2 показаны три различные стадии изменения площади сечения потока через клапанное отверстие в процессе подъема клапана. На первой стадии подъема клапана минимальная площадь сечения потока определяется правильным круговым усеченным конусом между головкой клапана и седлом, площадь поверхности этого конуса и является площадью сечения потока. По мере продолжения подъема клапана минимальная площадь будет определяться уже не расстоянием между конусом тарелки клапана и седлом, а расстоянием между седлом и ближайшим участком поверхности клапана.
Рис. 4.2. Схематичное изображение трех стадий подъема клапана
177
в)
Рис. 4.3. а — Типичная кривая подъема клапана L при продолжительности его открытия, равной 244° угла поворота коленчатого вала; б и в — соответственно кривые изменения площадей сечения открываемых впускным и выпускным клапанами S при диаметрах отверстий D = 3,6 см и £>=3,1 см. По оси абсцисс отложены значения угла поворота распределительного вала ф
Площадь сечения потока при этом представляет собой площадь поверхности правильного усеченного конуса с увеличивающимся углом при основании, т. е. ее величина приближается к площади поверхности цилиндра. Эта стадия подъема клапана названа второй стадией. На третьей стадии подъема клапана минимальная площадь сечения потока равна площади сечения клапанного отверстия, за вычетом площади сечения штока клапана.
На рис. 4.3, (а)—(в) показаны типичные кривые хода клапана, изменения эффективной площади сечения потока через впускной клапан при диаметре впускного отверстия 3,5 см и эффективной площади сечения потока через выпускной клапан при диаметре выпускного отверстия 3,1 см соответственно. Довольно протяженные участки кривых, описывающих изменение площадей сечения потоков, соответствуют постоянной величине, равной площади потока при максимальном подъеме клапана Lmax. Эти кривые свидетельствуют, что увеличение подъема клапана за предел, при котором LmaxlD = 0,3, вероятно не приведет к существенному изменению площади потока и увеличению коэффициента наполнения. Использование специальных приспособлений часто указывает на то, что увеличение подъема клапанов вплоть до значений LmwjD, приближающихся к 0,45, приводит к увеличению интенсивности потоков. Обычно это происходит не из-за увеличения площади сечения потока, а из-за увеличения 178
коэффициентов расхода и (или) уменьшения закрытия стенками камеры сгорания. Как будет указано позже, часто увеличение подъема клапана, хотя и приводит к увеличению интенсивности потоков, не улучшает характеристики двигателя. Это может быть следствием того, что интенсивность потока увеличивается не в подходящие моменты цикла работы двигателя, особенно это относится к процессу выпуска.
Мгновенное значение скорости поршня в двигателе зависит от частоты вращения коленчатого вала N, хода поршня 2г, длины шатуна R и угла поворота коленчатого вала (3 после достижения поршнем ВМТ. Пренебрегая смещением поршневого пальца, можно записать
/(0) = R -|-г _ г cos р - (R2 - r2sin2₽)1/2,	(4.1)
где Г(р) — мгновенное значение перемещения поршня. Дифференцируя выражение (4.1) по р, получаем выражение для псевдоскорости
<4-2>
после умножения которого на скорость вращения коленчатого вала двигателя находим истинную мгновенную скорость v движения поршня
L dp J об	v '
Псевдоскорость изменения объема вследствие движения поршня определяется выражением
dV(PW =-^[d/(PW],	(4.4)
где Ь — диаметр цилиндра. Псевдоускорение определяется формулой
Гг cns R-J- (cos2 ₽ ~sin2 4- r4sin2₽cos2P 1 у д I (Р)/ар - ^г cos р + (7?2_r2sin2p)1/2 + (^—? si^)W] x
х Gso5') 
Графики, изображающие зависимости (4.1) и (4.4) для типичного современного быстроходного двигателя, приведены на рис. 4.4. Отметим, что максимального значения скорость движения поршня достигает ранее прохождения поршнем половины длины хода поршня и при значении угла поворота коленчатого вала после достижения поршнем ВМТ, составляющем менее 90°.
Для характеристики потоков газов через клапанные отверстия скорость изменения объема цилиндра можно поделить на мгновенное значение площади сечения потока через клапанное отверстие(
179
Рис. 4.4. Перемещение поршня и изменение объема над поршнем для двигателя «Крайслер» рабочего объема 2,2 л в зависимости от угла поворота коленчатого вала ₽. (Характеристики двигателя приведены в табл. 4.1).
в результате чего получим выражение для скорости псевдопотока через клапанные отверстия.
Это выражение для скорости псевдопотока имеет вид
<4-6)
На рис. 4.5, а показаны скорость изменения объема цилиндра и площадь сечения потока через клапанное отверстие на протяжении большей части периода открытия клапана, а на рис. 4.5, в — результат деления первой из этих величин на вторую, т. е. скорость псевдопотока, определяемая соотношением (4.6). Отметим наличие двух максимумов скорости псевдопотока для тактов выпуска и впуска в моменты максимальной скорости движения поршня и в пределах 20° около ВМТ. «Размытый» характер максимумов в моменты максимальной скорости движения поршня объясняется постоянством площади сечения потока для этих значений угла поворота коленчатого вала. Локальные максимумы около ВМТ являются следствием того обстоятельства, что перемещения выпускного и впускного клапанов в этот период, которые соответственно закрываются и открываются, описываются степенной функций, а перемещения поршня — линейной. (В идеальном случае скорости псевдопотоков в окрестностях этих максимумов должны бы быть постоянными.) Обратимся к первому из двух выводов, сделанных ранее при рассмотрении фаз газораспределения, в свете приведенных сведений о скоростях псевдопотоков. Существование двух локальных максимумов скорости псевдопотока во время такта выпуска приведет к возникновению градиента давления, величина которого будет увеличиваться с увеличением частоты вращения коленчатого вала двига
180
теля. Наличие градиентов давления у выпускного клапана повлечет за собой ухудшение очистки от отработавших газов. Следствием этого будет уменьшение коэффициента наполнения, поскольку часть отработавших газов останется в цилиндре и объем свежего заряда уменьшится, и, кроме того, дополнительный нагрев свежего заряда горючей смеси может быть причиной повышения требований к октановому числу топлива. Участки индикаторных или Р—V диаграмм при открытом клапане дополнительно иллюстрируют, как будет показано позже, этот эффект. Возможными путями минимизации дросселирования выпускного клапана в конце такта выпуска могут являться дополнительная задержка закрытия выпускного клапана, увеличение размера отверстия выпускного клапана или смещение момента максимального подъема выпускного клапана ближе к моменту его закрытия.
Дросселирование впускного клапана на начальном этапе такта впуска не имеет особого значения при условии достаточности времени и мощности потока до закрытия впускного клапана. Следует отметить, что наиболее существенное влияние на величину коэффициента наполнения оказывает масса заряда горючей смеси, поступившей в цилиндр к моменту закрытия впускного клапана, а отнюдь не потери потока в какой-либо момент времени. Дросселирование впускного клапана на начальном этапе впуска
Рис. 4.5. Скорости псевдопотока для различных значений угла поворота 0 коленчатого вала относительно ВМТ для двигателя «Крайслер» рабочего объема 2,2 л с распределительным валом 244—244—28—106—1,09/1,09 (Характеристики двигателя приведены в табл. 4.1)
Рис. 4.6. Влияние установки фаз выпуска иа скорость псевдопотока для двигателя «Крайслер» рабочего объема 2,2 л с распределительным валом 244— 244—28—106—1,09/1,09 для различных значений угла поворота коленчатого вала 0. (Характеристики двигателя приведены в табл. 4.1):
I — максимальный подъем выпускного клапана в градусах до достижения поршнем ВМТ; 2 — угол закрытия выпускного клапана в градусах после достижения поршнем ВМТ
181
приведет к возникновению турбулентности, что будет способствовать лучшему перемешиванию заряда в цилиндре и увеличению скорости распространения турбулентного пламени. Это означает, что при некоторых обстоятельствах это неизбежное дросселирование впускного клапана может быть использовано с положительным эффектом.
На рис. 4.6 проиллюстрировано влияние относительно небольших изменений угла закрытия выпускного клапана на характер кривой, описывающей изменение скорости псевдопотока. Аналогичным образом можно провести сравнительную оценку степени дросселирования впускного клапана при изменениях угла открытия впускного клапана или подъема впуцкного клапана. Ц
4.4.2.	ВЫБОР ФАЗ КЛАПАННОГО ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ	Я
В этом разделе поочередно будут рассмотрены принципы» выбора моментов открытия и закрытия клапанов.	.»
Открытие впускного клапана. Этот момент времени следует» рассматривать не только как начало процесса впуска, но и как » начало периода перекрытия клапанов в тех случаях, когда оно Я есть. Когда впускной клапан в двигателях без наддува откры- 1 вается значительно раньше достижения поршнем ВМТ, в резуль- | тате наличия градиента давления отработавшие газы из камеры | сгорания попадают в систему впуска. Разбавленный отработав- | шими газами свежий заряд горючей смеси начинает поступать Я в цилиндр лишь после того, как давление в цилиндре в резуль- | тате перемещения поршня снизится до некоторой величины, мень- | шей величины давления во впускном трубопроводе. Момент вре- | мени, когда это происходит, зависит от времени закрытия выпуск- <| ного клапана, величин давления во впускном и выпускном трубо- 1 проводах и степени сжатия. Условиями, благоприятствующими | обратному течению отработавших газов, являются малые частоты 1 вращения коленчатого вала двигателя, низкие давления во впуск- | ном трубопроводе, раннее открытие впускного клапана, позднее | закрытие выпускного клапана и малые степени сжатия. Режимом | работы двигателя, для которого характерно значительное обрат- | ное течение отработавших газов, является холостой ход, хотя я в значительно меньшей степени обратное течение может происхо- | дить при любых частотах вращения коленчатого вала, оно может | даже оказывать отрицательное влияние на показатели работы | двигателя при полностью открытой дроссельной заслонке.	1
Задержка открытия впускного клапана способствует изоляции <1 впускного трубопровода от цилиндра до того момента времени, '] когда давления в цилиндре и во впускном трубопроводе станут | близкими по величине. Большая задержка открытия впускного 1 клапана может привести к тому, что давление в цилиндре на не- Я которое время станет ниже давления по впускном трубопроводе. ’ 182	’
Рис. 4.7. Потери коэффициента наполнения вследствие задержки закрытия выпускного клапана и задержки закрытия впускного клапана для двигателя «Крайслер» рабочего объема 2,2 л, в зависимости от угла поворота коленчатого вала р. (Характеристики двигателя приведены в табл. 4.1):
/ — диапазон значений угла закрытия выпускного клапана; 2 — диапазон значений угла закрытия впускного клапана
Несмотря на дополнительную работу по преодолению разрежения в цилиндре, указанная задержка не обязательно отрицательно скажется на коэффициенте наполнения, поскольку вполне возможно, что времени в такте впуска будет вполне достаточно для компенсации потерь. (Вспомним, что подъем впускного клапана достигает максимальной величины после достижения максимальной скорости поршнем.) Впускной клапан обычно открывается в диапазоне 10—25° до ВМТ. Экспериментально * и теоретически [15] показано, что эксплуатационные показатели двигателя мало зависят от момента открытия впускного клапана и что в некоторых условиях открытие может быть значительно уменьшено без отрицательных последствий.
Закрытие впускного клапана. Впускной клапан всегда закрывается после НМТ, и это является моментом окончания процесса впуска, что дает возможность увеличить продолжительность наполнения цилиндра в условиях, когда при достижении поршнем НМТ давление в цилиндре меньше давления во впускном трубопроводе, т. е. при высоких частотах вращения коленчатого вала двигателя. Позднее закрытие впускного клапана приводит к увеличению коэффициента наполнения при высоких скоростях и к уменьшению его при малых частотах вращения вала. При малых частотах вращения коленчатого вала двигателя, когда давление во впускном трубопроводе равно по значению давлению в цилиндре при достижении поршнем ВМТ, часть свежего заряда горючей смеси выталкивается обратно во впускной трубопровод до закрытия впускного клапана. Для оценки относительной величины уменьшения коэффициента наполнения при малых скоростях вследствие действия указанного механизма рассмотрим следующее выражение:
L = [av(₽)/a₽]-^-,	(4.7)
V 8
где L — потери в процентах, a Vs —рабочий объем цилиндра
Зависимость, характеризуемая отношением (4.7), графически изображена на рис. 4.7. Отметим диапазон значений угла закрытия впускного клапана (40°—60° после достижения поршнем НМТ)
* Неопубликованные данные фирмы «Крайслер».
183
и то, что удельные потери вследствие позднего закрытия впускного клапана принимают значения в диапазоне (0,42—0,65 %)/гра-дус. Этот вывод основан на допущении, что скорость вращения коленчатого вала двигателя достаточно мала, и поэтому дросселирования в клапане нет и что момент, принятый за момент закрытия клапана, совпадает с моментом прекращения потока топливной смеси. Хотя эти допущения и сказываются на точности результатов, они полезны и представляют интерес благодаря возможности проведения сравнительных оценок, которые могут помочь при выборе фаз газораспределения.
Закрытие выпускного клапана. Этот момент времени должен рассматриваться не только как окончание «такта выпуска, но и как окончание периода перекрытия клапанов в тех случаях, когда оно есть. Выпускной клапан обычно закрывается в диапазоне 8—20° после достижения поршнем ВМТ, и поэтому момент закрытия клапана может существенно влиять на количество остаточных газов как в режиме холостого хода, так и при работе с полностью открытой дроссельной заслонкой. В режиме холостого хода установка момента закрытия выпускного клапана позволяет регулировать количество отработавших газов, возвращающихся обратно в камеру сгорания через выпускной клапан под влиянием разрежения во впускном трубопроводе. При полностью открытой дроссельной заслонке и большой частоте вращения коленчатого вала двигателя она позволяет регулировать количество отработавших газов, вытекающих из камеры сгорания. Позднее закрытие выпускного клапана позволяет увеличить мощность ценой уменьшения крутящего момента при малых скоростях и на режиме холостого хода. Обращаясь опять к формуле (4.7) и рис. 4.7, отметим, что удельные потери вследствие позднего закрытия выпускного клапана принимают значения в диапазоне (0,15—0,35 %)/гра-дус, т. е. изменение угла закрытия выпускного клапана влияет на коэффициент наполнения при малых скоростях почти вдвое слабее, чем изменение закрытия впускного клапана. Отметим, что более позднее закрытие выпускного клапана уменьшает коэффициент наполнения при малых скоростях путем увеличения содержания в заряде продуктов сгорания, в то время как более позднее закрытие впускного клапана изменяет массу топливного заряда. Момент закрытия выпускного клапана должен быть подобран так, чтобы давление в цилиндре в момент достижения максимальной мощности как можно меньше превышало противодавление в выпускном канале в момент открытия впускного клапана. Этот вопрос будет обсужден позже при рассмотрении Р—V диаграммы в связи с анализом насосных потерь.
Открытие выпускного клапана. Выпускной клапан открывается обычно до окончания процесса расширения, что способствует очистке цилиндра. Основным критерием выбора момента открытия выпускного клапана является создание условий, при которых давление в цилиндре в момент достижения поршнем НМТ в конце 184
процесса расширения или сразу же после этого момента снижалось бы до величины, равной или близкой давлению в выпускном трубопроводе. Насосные потери при этом минимизируются, и очистка происходит с максимальной эффективностью, если давление в цилиндре в процессе такта расширения не очень существенно превышает давление в выпускном трубопроводе. Установка момента открытия выпускного клапана влияет на термический КПД цикла, так как при ее изменении изменяется степень расширения. Рассмотрим простое выражение для термического КПД цикла Отто:
т!(₽)=1-[1/ге (₽)]*-*,	(4.8)
где
ге (₽) = 1 +	[/? + г - г cos ₽ - (₽2 - r2sln2	(4.9)
Vc — объем цилиндра в момент достижения поршнем ВМТ и Ге ф) — мгновенное значение относительного расширения.
В результате дифференцирования соотношения (4.8) и подстановки равенства (4.9) получаем
[<Эт] (₽)/<?₽] = (k- 1){1 + (-££-) П? +r - rcosp -
- № - г-	1}- [г s.n р +	] X
х(т^)«-)-	<41»>
Графически зависимости (4.8)—(4.10) для конкретного двигателя изображены на рис. 4.8. На рис. 4.8, а и б видно, что все три величины сравнительно
мало изменяются в интервале от 120 до 180° после достижения поршнем ВМТ и что в диапазоне, в котором обычно открывается выпускной клапан, относительные потери коэффициента наполнения вследствие раннего открытия выпускного клапана
Рис. 4.8. Уменьшение КПД цикла Отто вследствие раннего открытия выпускного клапана для двигателя «Крайслер» рабочего объема 2,2 л в зависимости от угла поворота коленчатого вала Р. (Характеристики двигателя приведены в табл. 4.1): * — диапазон значений угла открытия выпускного клапана
185
имеют значения 0,07—0,12 %. Предположения, на которых основан указанный вывод, сводятся к предположениям о мгновенном выделении тепла при достижении поршнем ВМТ и о прекращении расширения в момент открытия выпускного клапана. Эти потери можно сопоставить с потерями, рассмотренными ранее при обсуждении роли установки моментов закрытия впускного и выпускного клапанов, т. е. сравнить влияние потерь коэффициента наполнения и термического КПД на индикаторный крутящий момент или среднее индикаторное эффективное давление. Ясно, что обычный диапазон значений угла открытия выпускного клапана на ухудшении характеристик при малых скоростях сказывается меньше,.чем установка углов закрытия впускного и выпускного клапанов. Вследствие этого выпускной клапан должен открываться настолько рано, чтобы обеспечить требуемые характеристики при высоких скоростях, хотя и не ранее того, чем это требуется, поскольку раннее открытие может, пусть и незначительно, отрицательно влиять на величину индикаторного КПД на всех режимах работы двигателя. Этот вопрос будет обсужден ниже при рассмотрении Р—V диаграммы в связи с анализом насосных потерь.
4.4.3.	ПОДЪЕМ КЛАПАНОВ И РАЗМЕРЫ КЛАПАННЫХ ГОЛОВОК
Установка фаз газораспределения, подъем клапанов и размеры клапанных головок характеризуют обсуждаемую в этом разделе работу клапанных механизмов. Сложная взаимозависимость этих характеристик не дает возможности заранее установить критерии оптимизации конструкции клапанного механизма.
Подъем клапанов. Следует иметь в виду, что площадь сечения потока, образующегося при подъеме клапана, может быть ограничена либо минимальной площадью сечения потока через горловину клапанного отверстия, либо площадью сечения впускного канала. Хотя любое увеличение максимального подъема клапана может лишь немного увеличить его пропускную способность, его результатом будет увеличение продолжительности потока газов с максимальным сечением, т. е. такому потоку будет соответствовать большее перемещение поршня. Рассмотрим, например, изображенные на рис. 4.3. кривые, характеризующие изменение величины подъема клапана и площади сечения потока смеси через клапан. Уменьшение величины подъема клапана привело бы к сокращению горизонтального участка на кривой, характеризующей изменение площади сечения потока. Любое изменение характеристик работы двигателя вследствие изменения величины подъема клапана может быть результатом его влияния на пропускную способность, характеризуемую соответствующими закрытию клапанов участками кривых, описывающих зависимость площади 186
сечения потока от угла поворота распределительного вала. В разд. 4.4.1 обсуждалось несоответствие между изменением площади сечения потока через клапанное отверстие и движением поршня. Это несоответствие при высоких частотах вращения коленчатого вала двигателя способствует уменьшению потока на заключительном этапе процесса выпуска во время закрытия клапана. Аналогично, на величину коэффициента наполнения в процессе впуска при высоких частотах влияет пропускная способность впускного клапана, так как поршень в это время приближается к НМТ и давление в цилиндре, которое было низким на начальном этапе процесса впуска, возрастает. Желательно, чтобы величина подъема клапана не превышала требуемой для обеспечения нужных характеристик. Повышение величины подъема клапана неизбежно приводит к увеличению ускорения движения элементов клапанного механизма и поверхностных напряжений, а также требует применения испытывающих большие нагрузки пружин для обеспечения фиксации клапанов. Это может чрезмерно повысить трение в механизме газораспределения.
Размеры клапанов. С учетом требований, являющихся следствием особенностей конструкции головки цилиндра, размеры клапанных отверстий обычно подбираются максимально соответствующими друг другу. Величина отношения размера отверстия впускного клапана к размеру отверстия выпускного клапана устанавливается, как правило, на основании имеющегося опыта. Отношение хода поршня к диаметру цилиндра является одним из основных факторов, определяющим поверхность клапанов при заданном рабочем объеме цилиндра. Хотя пока нельзя однозначно сказать, какой должна быть величина отношения площади впускного клапана к площади выпускного клапана, в современных быстроходных четырехцилиндровых двигателях она находится в диапазоне от 1,1 до 1,3. Следует иметь в виду, что объем отработавших газов, проходящих через выпускной клапан, примерно в 2,75 раза превышает объем свежего топливного заряда, поступающего в цилиндр через впускной клапан. Некоторые выводы о правильности подбора величины отношения площадей клапанных отверстий можно сделать по результатам анализа насосных потерь при рассмотрении Р—V диаграммы. Этот вопрос будет обсужден ниже.
4.5. МЕТОДЫ ОПТИМИЗАЦИИ РАБОТЫ КЛАПАННОГО МЕХАНИЗМА
4.5.1.	ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИИ
Последующее обсуждение будет касаться оптимизации клапанных механизмов автомобильных двигателей с обычными типами приводов. Известно, что многие характерные особенности работы
187
двигателей препятствуют оптимизации работы клапанных механизмов. В связи с этим основное внимание будет уделено выявлению лишь общего направления их совершенствования.
Очевидно, что работа клапанного механизма влияет на работу двигателя в режиме холостого хода и при полностью открытой дроссельной заслонке. Перекрытие клапанов влияет иа процесс сгорания в режиме холостого хода, а на величине коэффициента наполнения при полностью открытой дроссельной заслонке сказываются все аспекты работы клапанного механизма. Во время переходных режимов при частично открытой дроссельной заслонке перекрытие клапанов, как и в режиме холостого хода, влияет на процесс сгорания, но уже в меньшей степени. Существенно, что процесс сгорания при работе двигателя в режиме холостого хода происходит почти на пределе воспламеняемости горючей смеси из-за разбавления ее отработавшими газами, так как относительное содержание в смеси продуктов сгорания при этом достаточно велико. Перекрытие клапанов способствует увеличению количества продуктов сгорания и, таким образом, отрицательно сказывается на условиях работы двигателя в режиме холостого хода. Во многих случаях при частично открытой дроссельной заслонке содержание продуктов сгорания достаточно мало, что позволяет применять рециркуляцию отработавших газов для уменьшения выделений NOX без вредного воздействия на процесс сгорания. Практически нет никакой разницы, осуществляется ли рециркуляция отработавших газов в результате задержки их благодаря перекрытию клапанов или отработавшие газы подаются извне системой рециркуляции, если только в обоих случаях распределение по цилиндрам отработавших газов одинаково. Перекрытие клапанов способствует задержке в цилиндре наибольшего количества отработавших газов, когда они едва ли нужны, и задержке лишь небольшого количества, когда они требуются. Вследствие этого перекрытие клапанов не может служить эффективным средством уменьшения выделений NOX при частично открытой дроссельной заслонке, в то время как системы рециркуляции отработавших газов выполняют эту функцию весьма успешно. Ясно, что влияние перекрытия клапанов на величину коэффициента наполнения при частично открытой дроссельной заслонке не очень существенно, в то время как дросселирование при впуске является одним из средств уменьшения коэффициента наполнения с целью регулирования мощности-.
Таким образом, характеристики работы двигателя в режиме холостого хода и при полностью открытой дроссельной заслонке зависят от оптимизации клапанного механизма, а для работы при частично открытой дроссельной заслонке ее значение уменьшается. Задачу оптимизации работы клапанного механизма следует рассматривать как задачу минимизации перекрытия клапанов при условии обеспечения наилучших показателей при работе с полностью открытой дроссельной заслонкой.
188
4.5.2.	УСЛОВИЯ РАБОТЫ НА РЕЖИМЕ ХОЛОСТОГО ХОДА
Процесс сгорания при работе на режиме холостого хода происходит медленно из-за чрезмерного разбавления топливовоздушной смеси отработавшими газами, низкого давления и спокойного состояния топливного заряда вследствие малой частоты вращения вала двигателя. Дросселирование на впуске уменьшает величину давления во впускном трубопроводе примерно до половины (или даже меньшей части) величины давления в выпускном трубопроводе, что приводит к расширению остаточных газов до поступления свежего заряда топливовоздушной смеси. При перекрытии клапанов возникает обратный поток отработавших газов из выпускного трубопровода через камеру сгорания во впускной трубопровод, где они могут перемешиваться со свежим зарядом горючей смеси, после чего во время такта впуска они опять поступят в камеру сгорания. Этим процессом можно управлять, регулируя продолжительность перекрытия клапанов. Поскольку дополнительное разбавление топливной смеси в режиме холостого хода едва ли допустимо, часто полезной оказывается минимизация продолжительности перекрытия клапанов. Улучшение работы в режиме холостого хода приводит к следующим результатам.
1.	Уменьшение пропусков сгорания или количества циклов с медленным сгоранием.
2.	Допустимость работы на менее богатой топливовоздушной смеси.
3.	Возможность работы с меньшей частотой вращения коленчатого вала.
4.	Возможность установки оптимального угла опережения зажигания.
5.	Меньшее дергание автомобиля при включении сцепления. Благодаря расширению пределов устойчивости процесса сгорания при уменьшении перекрытия клапанов можно достичь улучшения показателей работы и (или) повышения топливной экономичности на режиме холостого хода. На рис. 4.9 показано влияние угла опережения зажигания на расход топлива на режиме холостого хода, степень разрежения во впускном канале и токсичность двигателя с двумя различными распределительными валами, обеспечивающими перекрытие клапанов величиной 27 и t 14 мм-градус, соответственно *. Отметим, что в двигателе с рас-
* Ранее перекрытие клапанов измерялось величиной угла поворота коленчатого вала двигателя от момента открытия впускного клапана до момента закрытия выпускного клапана. В последующем при анализе роли этого фактора перекрытие будет измеряться физически более наглядным значением площади под кривой зависимости подъема клапана в мм от угла поворота коленчатого вала в градусах, т.е. в мм градус. Соотношение между этими двумя мерами перекрытия клапанов нелинейно, особенно в области малых значений величины перекрытия, где сказывается влияние участков спуска и подъема кривых, описывающих изменение подъема клапанов.
189
Рис. 4.9. Влияние угла опережения зажигания а в градусах до достижения поршнем ВМТ на режиме холостого хода на расход топлива FC, давление во впускном трубопроводе МАР, выделения НС и NOX для двигателя «Крайслер» рабочего объема 2,2 л. Распределительные валы: 244 — 244—28— 106—1,09/1,09 и 232— 244—16— 110—1,09/1,09, обеспечивающие перекрытие клапанов 27 (сплошная линия) и 14 (прерывистая линия) мм-градус, соответственно (фирма «Крайслер»):
1 — 750 мин-*, среднее индикаторное эффективное давление 262 кПа, отношение количества топлива к количеству воздуха в топливной смеси F/A — 0,070;	2 —
600 мин-1, среднее индика-
торное эффективное давление 230 кПа, отношение количества топлива к количеству воздуха в топливной смеси F/A = 0,070
пределительным валом, обеспечивающим меньшее перекрытие клапанов, в условиях принудительного холостого хода степень разрежения во впускном канале и выделения NOX больше, а выделения НС меньше. Аналогичных изменений можно было бы ожидать в результате уменьшения рециркуляции отработавших газов при работе с неполной нагрузкой. Хотя уменьшение продолжительности перекрытия клапанов непосредственно не оказывает существенного влияния на расход топлива в режиме холостого хода, налицо были заметные свидетельства улучшения работы, основное из которых — стабильность частоты вращения коленчатого вала. Несмотря на отсутствие изменений расхода топлива в режиме холостого хода при уменьшении продолжительности перекрытия клапанов, индикаторный КПД должен в итоге увеличиться, частично благодаря некоторому увеличению индикаторной нагрузки, обусловленному изменением величины давления во впускном канале. Одним из положительных результатов уменьшения продолжительности перекрытия клапанов является возможность использования при работе на режиме холостого хода менее богатых топливовоздушных смесей без ущерба для показателей работы двигателя. На рис. 4.10 представлено влияние отношения количества топлива к количеству воздуха в топливовоздушной смеси на расход топлива на режиме холостого хода при оптимальной установке угла опережения зажигания.
На рис. 4.11 с целью облегчения интерпретации описываемых далее результатов схематично изображены Р—V диаграммы. 190
рис. 4.10. Зависимость расхода топлива в режиме холостого хода FC от отношения количества топлива к количеству воздуха в топливной смеси Fl А для двигателя «Крайслер» рабочего объема 2,2 л: 750 мии"1, среднее индикаторное давление 262 кПа, оптимальное значение угла опережения зажигания (фирма «Крайслер»)
На первой из этих диаграмм показаны различные этапы работы двигателя в режиме холостого хода, а на второй для облегчения
анализа насосной петли при полностью открытой дроссельной заслонке увеличен масштаб по оси давления. На рис. 4.12 показаны диаграммы зависимости давления от объема при холостом ходе. Отметим, что в случае, когда распределительный вал обес
печивает меньшее перекрытие клапанов, сгорание происходит быстрее, о чем свидетельствуют более высокие скорости роста
давления после воспламенения при одинаковых углах опережения зажигания. Рис. 4.13 иллюстрирует эффект изменения установки фаз газораспределения в случае, когда перекрытие клапанов очень мало, а именно ровно 0° с учетом вышеприведенного подстрочного примечания, т. е. «7 мм-градус. Заметное различие скоростей сгорания при различных продолжительностях перекры
тия клапанов свидетельствует о влиянии времени закрытия выпускного клапана на содержание продуктов сгорания в горючей смеси. Как отмечалось в разд. 4.4.2, меньшие скорости сгорания
соответствуют более позднему закрытию выпускного клапана; при изменении значения угла закрытия выпускно/о клапана с 6° до достижения поршнем ВМТ на 15° после достижения порш-
нем ВМТ увеличивается содержание в горючей смеси продуктов сгорания вследствие обратного потока отработавших газов через выпускной клапан на начальном этапе процесса впуска.
Для снижения содержания продуктов сгорания в горючей смеси за счет фаз газораспределения возможны два подхода. Они заключаются (1) в сокращении продолжительности перекрытия клапанов и (или) (2) в изменении времени закрытия выпускного клапана. Изменение времени закрытия выпускного
Рис. 4.11. Схематичное изображение индикаторной диаграммы цикла работы двигателя и увеличенное изображение насосной петли (Ус — объем камеры сгорания, V’s — рабочий объем): 1 — открытие впускного клапана; 2 — закрытие вы-пускного клапана; 3 — открытие выпускного клапана; 4 »— закрытие впускного клапана
191
Рис. 4.12. Индикаторные диаграммы для режима холостого хода при различных значениях угла опережения зажигания в диапазоне от 10 до 30° до достижения поршнем ВМТ, иллюстрирующие влияние продолжительности перекрытия клапанов для двигателя «Крайслер» рабочего объема 2,2 л. Распределительные валы 244—244—28—106— . 1,09/1,09 и 232—244— 16— 112 — 1,09/1,09, среднее индикаторное давление 240 кПа (фирма «Крайслер»):
1 — открытие впускного клапана; 2 — ВМТ; 3 — закрытие выпускного клапана; 4 — открытие выпускного клапана; 5 — закрытие впускного клапана
клапана для уменьшения содержания продуктов сгорания в горючей '.смеси неблагоприятно скажется на показателях работы двигателя при полностью открытой дроссельной заслонке при высоких скоростях, о чем уже говорилось в разд. 4.4.2. Более подробно этот вопрос будет рассмотрен в разд. 4.5.3. Минимизация продолжительности перекрытия клапанов с целью уменьшения содержания отработавших газов в горючей смеси не приведет к ухудшению работы при полностью открытой дроссельной заслонке, если она будет осуществляться путем задержки открытия впускного клапана при фиксированной возможно более ранней установке момента закрытия выпускного клапана, удовлетворяющей условиям обеспечения желаемых характеристик при работе на высоких скоростях с полностью открытой дроссельной заслонкой.
192	'
Рис. 4.13. Индикаторные диаграммы для режима холостого хода при различных значениях угла опережения 'зажигания в диапазоне от 10 до 30° до достижения поршнем ВМТ, иллюстрирующие влияние изменения угла закрытия выпускного клапана на работу двигателя «Крайслер» рабочего объема 2,2 л в режиме холостого хода. Распределительный вал 232—232—• 0— ( ) — 1,09/1,09, максимальный подъем впускного клапана достигается при ПО и 131°, среднее индикаторное давление 240 кПа (фирма «Крайслер»):
1	— открытие впускного
клапана; 2 — ВМТ; 3 — закрытие выпускного клапана; 4 — открытие выпускного клапана; 5 — закрытие впускного клапана
4.5:3. РАБОТА ПРИ ПОЛНОСТЬЮ ОТКРЫТОЙ
ДРОССЕЛЬНОЙ ЗАСЛОНКЕ
Излагаемый ниже материал призван облегчить понимание процессов наполнения двигателя и роли, играемой при осуществлении этих процессов клапанным механизмом газораспределения. Будет описан метод минимизации самопроизвольного дросселирования в клапанах и каналах с целью улучшения показателей двигателя способом, не ухудшающим его работу на режиме холостого хода. Для понимания существа этого метода важно рассмотреть в увеличенном масштабе индикаторные диаграммы, что
7 П/р Д. Хиллиарда	193
позволит сосредоточить внимание на той части цикла работы двигателей, во время которой клапаны открыты. Для получения этой информации требуется установка датчика давления непосредственно в камере сгорания и оборудование исследуемого двигателя отметчиком положения коленчатого вала для согласования изменения по времени величины давления и объема. (Хотя использование объема в качестве одной из координат не является обязательным, оно удобно для интерпретации полученных результатов.) На рис. 4.14 показаны участки индикаторных диаграмм, соответствующих работе при полностью открытой дроссельной заслонке при изменении частоты вращения коленчатого вала от 1200 до 5600 мин-1 с интервалом 400 мин-1. (Расшифровка этих участков диаграмм приведена на рис. 4.11.) Отметим увеличение выпуклости участка кривой, соответствующего процессу выпуска, которая становится особенно заметной при частотах вращения коленчатого вала, близких к 4000 мин-1. Максимальной величины, равной примерно 120 кПа, падение давления в насосной петле достигает при 5600 мин-1. Для рассматриваемого примера эта величина не совпадает с фактически замеренной величиной перепада давления 52 кПа между впускным и выпускным каналами: разрежение на впуске составляло 7 кПа, а противодавление на выпуске — 45 кПа. Различие перепада давления в 68 кПа обусловлено дросселированием в клапанах и (или) каналах. Поскольку давление в цилиндре в процессе впуска во всем диапазоне частот вращения коленчатого вала практически одинаково и поскольку заметной выпуклости участка диаграммы в районе точки, соответствующей максимальной скорости движения поршня (73° до достижения поршнем ВМТ или когда объем составляет 45 % рабочего объема), нет, можно сделать вывод, что лишь в незначительной степени изменение величины падения давления происходит в окрестности впускного клапана. С другой стороны, увеличивающаяся с увеличением частоты вращения вала двигателя выпуклость кривой в районе точки, соответствующей максимальной скорости движения поршня при выпуске, указывает на то, что клапанное дросселирование в основном характерно для выпускного клапана. Это означает, что увеличение размеров выпускного клапана привело бы к улучшению характеристик. Кроме того, соответствующее уменьшение размеров впускного клапана не оказало бы отрицательного эффекта. Следует отметить, что увеличение давления при выпуске имеет место, когда скорость движения поршня в процессе закрытия выпускного клапана близка к максимальной, т. е. псевдоскорость в процессе выпуска максимальна (см. разд. 4.4.1 и рис. 4.5). Чрезмерное ограничение потока через впускной клапан приведет к образованию локального минимума на кривой зависимости давления от объема в процессе впуска при скорости поршня, близкой к максимальной, более заметного при больших частотах вращения вала двигателя. Увеличение пропускной способности выпускного клапана приведет 194
Рис. 4.14. Насосные петли индикаторных диаграмм при работе с полностью открытой дроссельной заслонкой для различных частот вращения коленчатого вала в диапазоне от 1200 до 5600 мин'1, оптимальный угол опережения зажигания и максимальное отношение количества топлива к количеству воздуха в топливной смеси Fl А. Двигатель «Крайслер» рабочего объема 2,2 л, распределительный вал 244—244—28—106—1,09/1,09, среднее индикаторное давление 240 кПа (фирма «Крайслер»):
1 — открытие впускного клапана; 2 — ВМТ; 3 — закрытие выпускного клапана; 4 открытие выпускного клапана; 5 — закрытие впускного клапана
к незначительному улучшению показателей, поскольку ограни-чение потока отработавших газов происходит в основном в самом клапане во время его закрытия. Увеличение пропускной способности впускного клапана может, однако, существенно улучшить показатели работы, поскольку поток газов при впуске отслеживает существующий градиент давления даже при максимальном подъеме клапана, так как система стремится скомпенсировать 7»	195
Рис. 4.15. Насосные петли индикаторных диаграмм при работе с полностью открытой дроссельной заслонкой для различных частот вращения коленчатого вала в диапазоне от 4400 до 5600 мни-1, иллюстрирующие влияние угла закрытия выпускного клапана иа характер изменения давления для двигателя «Крайслер» рабочего объема 2,2 л. Оптимальный угол опережения зажигания и максимальное отношение количества топлива к количеству воздуха в топливной смеси, среднее индикаторное давление 240 кПа, распределительный вал 244—244— 28—( )—1,09/1,09, максимальный подъем впускного клапана достигается при 102 и 106° соответственно (фирма «Крайслер»):
1 — открытие впускного клапана; 2 — ВМТ; 3 — закрытие выпускного клапана; 4 — открытие выпускного клапана; 5 — закрытие впускного клапана
потери потока, происшедшие на начальном этапе процесса впуска. (Напомним, что максимальная скорость движения поршня достигается до момента максимального подъема клапана.)
Рис. 4.15 и 4.16 иллюстрируют эффект смещения на 4° (значение угла поворота коленчатого вала) фаз газораспределения для двух распределительных валов, обеспечивающих большое 196
и малое перекрытие клапанов соответственно. В частности, эти рисунки иллюстрируют характер влияния установки момента закрытия выпускного клапана на величину давления в цилиндре на заключительном этапе процесса выпуска. На рисунках показаны лишь насосные петли индикаторных диаграмм при достаточно больших частотах вращения коленчатого вала, поскольку
Рис. 4.16. Насосные петли индикаторных диаграмм при работе с полностью открытой дроссельной заслонкой для различных частот вращения коленчатого вала в диапазоне от 4400 до 5600 мии'1, иллюстрирующие влияние угла закрытия выпускного клапана иа характер измеиеиия давления для двигателя «Крайслер» рабочего объема 2,2 л. Оптимальный угол опережения зажигания и максимальное отношение количества топлива к количеству воздуха в топливной смеси, среднее индикаторное давление 240 кПа, распределительный вал 232—232—0— ( )—1,09/1,09, максимальный подъем впускного клапана достигается при 117 и 12Г соответственно (фирма «Крайслер»):
1 ~~ открытие впускного клапана; 2 — ВМТ; 3 — закрытие выпускного клапана; 4 — открытие выпускного клапана; 5 —. закрытие впускного клапана
197
именно они наиболее показательны. Отметим неблагоприятный характер влияния закрытия выпускного клапана и величины давления в цилиндре в конце процесса выпуска. Повышение давления в момент закрытия выпускного клапана, о котором свидетельствует характер кривой, соответствующей процессу выпуска на индикаторной диаграмме, отрицательно влияет на показатели работы двигателя при высоких частотах вращения коленчатого вала, поскольку оно приводит к увеличению количества остаточных газов и увеличению теплосодержания топливовоздушной смеси, результатом чего является уменьшение коэффициента наполнения. Увеличение теплосодержания свежего заряда топливовоздушной смеси может привести к повышению требований к октановому числу топлива. Для распределительного вала, обеспечивающего малое перекрытие клапанов, повышению давления соответствуют гораздо более остроконечные пики на кривых зависимости давления от объема, чем для вала, обеспечивающего большое перекрытие клапанов; это является следствием более резкого перехода от процесса выпуска к процессу впуска. Насосные петли индикаторных диаграмм дают информацию, полезную для подбора момента закрытия выпускного клапана.
Как указывалось в разд. 4.4.2, при работе с полностью открытой дроссельной заслонкой выпускной клапан должен от-
Рис. 4.17. Насосные петли индикаторных диаграмм при работе с полностью открытой дроссельной заслонкой для различных частот вращения коленчатого вала в диапазоне от 2800 до 5600 мии'1, иллюстрирующие влияние угла открытия выпускного клапана иа характер измеиеиия давления для двигателя «Крайслер» рабочего объема 2,2 л с распределительным валом 232—232—0—131—1,09/1,09. Оптимальный угол опережения зажигания и максимальное отношение количества топлива к количеству воздуха в топливной смеси F/A (фирма «Крайслер»):
1 — открытие впускного клапана; 2 — ВМТ; 3 — закрытие выпускного клапана; 4 — открытие выпускного клапана; 5 — закрытие впускного клапана
198
Рис. 4.18. Зависимость потерь среднего индикаторного давления Lj от значения угла открытия выпускного клапана в градусах до достижения поршнем ВМТ при полностью открытой дроссельной заслонке и 5200 мин"1 для двигателя «Крайслер» рабочего объема 2,2 л (фирма «Крайслер»): / — полные потери; 2 — насосные потери (по результатам измерений); 3 — потери термического КПД (по результатам рас* чета)
крываться лишь настолько рано, насколько это обеспечивает завершение удаления отработавших газов из цилиндра по возможности сразу после достижения поршнем НМТ. Насосные петли индикаторных диаграмм для различных режимов нагрузки дают информацию, полезную для точного выбора момента открытия выпускного клапана. На рис. 4.17 показаны последствия большой задержки открытия выпускного клапана, при которой, однако, обеспечивается эффективность удаления газов из цилиндра, а именно последствия открытия выпускного клапана при значении угла положения коленчатого вала двигателя, равном 37° до НМТ. Отметим малую скорость удаления отработавших газов (см. рис. 4.17) и то, как такая скорость влияет на изменение величины насосной работы по сравнению с работой при более высоких скоростях удаления газов (см. рис. 4.14—4.16). Несмотря на очень позднее открытие впускного клапана, а именно — 15° до достижения поршнем ВМТ (15° после достижения поршнем ВМТ), наблюдается лишь небольшое увеличение давления в процессе впуска. Это подтверждает малое влияние на процесс наполнения установки момента открытия впускного клапана, что ранее было отмечено в разд. 4.4.2. На рис. 4.18 приведены результаты анализа насосных петель индикаторных диаграмм, соответствующих различным значениям угла открытия выпускного клапана в диапазоне 24° при полностью открытой дроссельной заслонке и при частоте вращения коленчатого вала двигателя 5200 мин-1. Насосные потери определялись по результатам измерений, а термический КПД определялся расчетным путем по соотношению (4.10). Поскольку значения насосных потерь и потерь термического КПД изменяются по-разному, размер суммарных потерь почти нечувствителен к установке момента открытия выпускного клапана и достигает минимума в случае открытия клапана около 45° до достижения поршнем НМТ, т. е. оптимальное значение угла открытия выпускного клапана, позволяющее обеспечить максимальную мощность, для данного двигателя примерно равно 45° до НМТ. Для повышения топливной экономичности открытие выпускного клапана можно задержать еще больше, ухудшение характеристик при этом будет незначительным.
199
4.5.4.	КРАТКАЯ СВОДКА РЕЗУЛЬТАТОВ
z Рассмотрение различий участков индикаторных диаграмм, характеризующих изменения давления в процессе выделения тепла (см., например, рис. 4.12 и 4.13), дает возможность качественно оценить изменения от цикла к циклу скорости сгорания. Анализ зависимости максимума давления в цилиндре от времени для большого числа циклов позволяет провести такую оценку лишь при близком к оптимальному значении угла опережения зажигания.
Исследуя участки индикаторных диаграмм, соответствующие работе двигателя при открытых клапанах, можно получить полезную информацию о потерях потока, влияющих на показатели двигателя. При этом могут быть точно определены потери, связанные с установкой фаз газораспределения, с размерами каналов и клапанов. В качестве примера приведем следующие результаты.
1.	Появление «выпуклости» вверх в насосной петле индикаторной диаграммы в конце процесса выпуска указывает на то, что выпускной клапан закрывается слишком рано. Чтобы избежать излишних потерь, выпускной клапан следует закрывать позже, определяя момент закрытия из условия исключения появления та [бой выпуклости на диаграмме при максимальной эксплуатационной частоте вращения коленчатого вала двигателя.
2.	Опережение угла открытия выпускного клапана должно лишь обеспечивать удаление отработавших газов из цилиндра при всех частотах вращения коленчатого вала двигателя после достижения поршнем НМТ к моменту, когда объем газов в цилиндре составляет 10—20 % рабочего объема. Определить, выполняется ли эта рекомендация, можно либо при максимальной частоте вращения вала двигателя, либо при наибольшем значении коэффициента наполнения.
3.	Экспериментальные исследования подтверждают вывод о том, что открытие впускного клапана может производиться позже, чем это обычно принято. Допустимая величина задержки открытия впускного клапана зависит от многих особенностей конструкции двигателя, основными среди которых являются размер впускного клапана и пропускная способность впускного канала. Значительное разрежение на начальном этапе впуска, о чем свидетельствует появление «впадины» на индикаторной диаграмме, указывает на достижение предела, за которым можно ожидать значительное увеличение потерь. Задержка открытия впускного клапана является основным средством уменьшения продолжительности перекрытия клапанов без ущерба для показателей работы двигателя.
4.	Угол закрытия впускного клапана является единственным параметром, определяющим взаимосвязь коэффициентов наполнения при малых и больших частотах вращения коленчатого вала, и поэтому его значение должно выбираться исходя из требуемых 200
показателей работы двигателя. Обычно принято изменять установку распределительного вала по отношению к коленчатому валу для изменения зависимости величины крутящего момента от частоты вращения вала двигателя при полностью открытой дроссельной заслонке. Если это делается в слишком широком диапазоне, результатом могут быть чрезмерные потери мощности в случае соответствия установки обеспечению создания требуемого крутящего момента при малых частотах, и, наоборот, значительное уменьшение крутящего момента в случае соответствия установки обеспечению максимальной мощности.
5.	При оптимизации размеров клапанов можно руководствоваться результатами анализа насосных петель индикаторных диаграмм. Появление «вздутия» на диаграмме либо в конце процесса выпуска, либо в начале процесса впуска, увеличивающегося по размерам при увеличении частоты вращения вала двигателя, может свидетельствовать о том, что отношение размеров клапанов не соответствует обеспечению максимального КПД.
4.6. ВЛИЯНИЕ ОПТИМИЗАЦИИ РАБОТЫ КЛАПАННОГО МЕХАНИЗМА ГАЗОР АСПРЕДЕЛЕНИЯ НА ПОКАЗАТЕЛИ АВТОМОБИЛЯ
Как отмечалось ранее, основным результатом оптимизации работы двигателя за счет регулировки клапанного механизма газораспределения должно быть повышение топливной экономичности вследствие (1) улучшения показателей работы на режиме холостого хода, что позволит более эффективно управлять расходом топлива, и (2) увеличения мощности при полностью открытой дроссельной заслонке, которое может повлиять либо на выбор передаточных отношений, либо на выбор размеров двигателя, позволяющих повысить топливную экономичность автомобиля. Абсолютные значения, количественно характеризующие улучшение показателей топливной экономичности, привести не представляется возможным, поскольку они зависят от исходных условий и многих индивидуальных особенностей двигателя, трансмиссии и автомобиля. Однако можно сформулировать следующие практические правила, подтверждающиеся результатами испытаний по методике FTP по ездовым циклам, имитирующим движение в городе и по автостраде.
1.	На городском цикле можно ожидать улучшения топливной экономичности, которое составляет по величине от одной четверти до одной шестой относительного уменьшения расхода топлива при закрытой дроссельной заслонке (в режиме холостого хода и при торможении двигателем), т. е. уменьшение расхода топлива при закрытой дроссельной заслонке на 10 % может привести к увеличению топливной экономичности при движении по городскому циклу на 1,7—2,5 %. Ожидаемое увеличение топливной
201
экономичности на ездовом цикле, имитирующем движение по автостраде, составляет около 1 %.
2.	Если величина крутящего момента при полностью открытой дроссельной заслонке монотонно возрастает во всем диапазоне скоростей и если передаточные числа подбираются так, что мощность остается постоянной, то можно ожидать, что относительное повышение топливной экономичности составит от одной четверти до половины относительного увеличения мощности двигателя при движении по комбинированному ездовому циклу. Если, с другой стороны, увеличение мощности двигателя приведет к постановке на автомобиль двигателя с меньшим рабочим объемом, то относительное увеличение удельной мощности может привести к такому же по величине повышению топливной экономичности автомобиля. Например, если крутящий момент двигателя при монотонном возрастании увеличивается на 10 %, то можно ожидать увеличения топливной экономичности на комбинированном ездовом цикле на 2,5—5 % за счет соответствующего изменения передаточного числа, а если в результате увеличения мощности двигателя будет установлен двигатель меньшего рабочего объема, то можно надеяться на достижение увеличения топливной экономичности автомобиля на 10 %.
4.6.1.	РЕЖИМ ХОЛОСТОГО ХОДА
Ездовые качества системы двигатель — автомобиль в режиме холостого хода отражают субъективную оценку шума и вибрации двигателя при работе в режиме холостого хода. В то время, когда повсеместно использовались шести- и восьмицилиндровые двигатели, ездовые качества в режиме холостого хода редко вызывали беспокойство, хотя именно тогда потребители стали обращать на них внимание. По мере перехода на четырехцилиндровые двигатели в связи с повышенными требованиями к топливной экономичности обеспечение высоких ездовых качеств в режиме холостого хода стало более сложной проблемой. В связи с ожидаемым в будущем переходом на двух- и трехцилиндровые двигатели сложность этой проблемы возрастет.
Улучшение ездовых качеств в режиме холостого хода часто влияет на расход топлива, а именно, увеличение частоты вращения вала двигателя, использование более богатых смесей и задержка зажигания улучшают ездовые качества в режиме холостого хода, однако отрицательно сказываются при этом на расходе топлива.
Как отмечалось в разд. 4.5.2, значительное разбавление горючей смеси продуктами сгорания оказывает существенное влияние на процесс сгорания в режиме холостого хода, в результате чего скорость сгорания от цикла к циклу сильно меняется. Этот факт отражен на индикаторных диаграммах, приведенных на рис. 4.2, различием кривых, описывающих изменение величины давления 202
Л 244 -244 - 28-110— 7,09/ 7,09	6 X cov
Рис. 4.19. Показания датчика ускорений, иллюстрирующие вибрации двигателя в режимах холостого хода и принудительного холостого хода, для двигателя «Крайслер» рабочего объема 2,2 л с распределительными валами, обеспечивающими перекрытие клапанов 27 и 14 мм-градус соответственно. Отношение количества топлива к количеству воздуха в топливной смеси Fl А = 0,070, угол опережения зажигания составляет 10° до достижения поршнем ВМТ (фирма «Крайслер»):
1 — распределительный вал; 2 — холостой ход, 900 мнн-1; 3 — принудительный холостой ход, 700 мни-1; 4 — принудительный холостой ход, 725 мин-1
в процессе сгорания и расширения. Указанное различие приводит к появлению импульсов крутящего момента, что, в свою очередь, является причиной вибрации двигателя. Рис. 4.19 характеризует вибрации четырехцилиндрового двигателя в режиме холостого хода; на этом рисунке изображены показания датчика ускорения в направлении, перпендикулярном к плоскости, проходящей через центры цилиндров. Отметим разницу амплитуд колебаний двигателя для автомобиля с автоматической трансмиссией в режиме холостого хода и принудительного холостого хода, а также различие в характере колебаний при применении двух различных распределительных валов, обеспечивающих перекрытие клапанов величиной 27 и 14 мм-градус соответственно. В случае применения распределительного вала с меньшим перекрытием клапанов величины стандартного отклонения (о) и коэффициента вариации (COV) меньше. При меньшем перекрытии клапанов содержание продуктов сгорания в горючей смеси уменьшается, и значение факторов, влияющих на изменение скорости сгорания, таких, например, как нарушения состава топливовоздушной смеси, ухудшение смешивания заряда, случайные флуктуации потока газов и т. п., снижается.
Для четырехцилиндровых двигателей основная частота колебаний в режиме холостого хода в 2 раза выше частоты вращения коленчатого вала двигателя. Изменения амплитуды колебаний, связанные с различием протекания процессов сгорания в цилиндрах, происходят с частотой, равной половине частоты вращения вала двигателя. Эти низкочастотные колебания могут быть
203
причиной существенного ухудшения ездовых качеств на режиме холостого хода.
На колебания двигателя с основной частотой, равной удвоенной частоте вращения вала двигателя, значительно влияет величина индикаторной нагрузки, т. е. величина среднего индикаторного эффективного давления при работе двигателя в режиме холостого хода. Это означает, что в связи с рассмотрением ездовых качеств автомобиля заслуживают внимания и такие факторы, как нагрузки от вспомогательного оборудования и гидротрансформатора, а также трение в двигателе.
4.6.2.	РАСХОД ТОПЛИВА НА РЕЖИМЕ ХОЛОСТОГО ХОДА
Применение распределительных валов, обеспечивающих малое перекрытие клапанов, может позволить добиться повышения топливной экономичности в режиме холостого хода без ухудшения ездовых качеств. В частности, сохраняя приемлемыми ездовые качества, можно использовать обедненные (или даже бедные) топливовоздушные смеси, уменьшить частоту вращения вала двигателя и оптимизировать угол опережения зажигания.
Минимизация усилий в пружинах клапанов является фактором, влияющим как на расход топлива на режиме холостого хода, так и на ездовые качества автомобиля. Как отмечалось в разд. 4.4, при оптимизации работы клапанного механизма газораспределения необходимо минимизировать подъем клапана, требуя лишь, чтобы его величина удовлетворяла условию обеспечения требуемой мощности при работе с полностью открытой дроссельной заслонкой. Минимизация подъема клапана может применяться для минимизации ускорений движения деталей клапанного механизма, что, в свою очередь, способствует минимизации усилий в пружинах клапанов, величина которых должна обеспечивать динамическую устойчивость работы клапанного механизма при больших частотах вращения вала двигателя. Поскольку для большинства клапанных механизмов характерно довольно значительное трение скольжения, уменьшение усилий в пружинах клапанов может привести к уменьшению трения в клапанном механизме. Благодаря тонкопленочной смазке пар трения момент трения в клапанном механизме обратно пропорционален частоте вращения вала двигателя, т. е. он максимален при минимальной частоте вращения, и его величина может составлять довольно значительную часть полных потерь в двигателе на трение в режиме холостого хода.
ОБОЗНАЧЕНИЯ
А (Р) — мгновенное значение площади потока газа через клапанное отверстие;
b—диаметр цилиндра;
204
Р — угол положения коленчатого вала, отсчитываемый от ВМТ;
D — диаметр клапанного отверстия;
d — диаметр штока клапана;
т) — КПД цикла Отто;
k — показатель политропы («1,35);
L — подъем клапана;
I (Р) — мгновенное значение перемещения поршня;
R — длина шатуна;
г — радиус кривошипа (половина длины хода поршня); гв — степень расширения;
а — стандартное отклонение ускорения при колебаниях в режиме холостого хода (в произвольных единицах);
V (Р) — мгновенное значение объема цилиндра, V (0) — 0;
Vc — объем цилиндра при нахождении поршня в ВМТ;
Vs — рабочий объем цилиндра;
X — среднее значение амплитуды ускорения при колебаниях в режиме холостого хода (в произвольных единицах).
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1.	Fraas, А. Р., Combustion Engines, 1st ed., pp. 135-154, McGraw-Hill, New York (1948).
2.	Polson, J. A., Internal Combustion Engines, 1st ed., pp. 380-413, Wiley, New York (1933).
3.	Taylor, C. F., and Taylor, E. S., The Internal Combustion Engine in Theory and Practice, 2nd ed., Vol. I, pp. 147-205 MIT Press, Cambridge, MA (1966).
4.	Ricardo, H. R. and Glyde, H. S., The High-Speed Internal-Combustion Engine, pp. 226-241, Interscience, New York (1941).
5.	Heldt, P. M., High-Speed Combustion Engines, pp. 358-361, P. M. Heldt, Nyack, NY (1944).
6.	Obert, E. F Internal Combustion Engine and Air Pollution, 3rd ed., pp. 469-478, Intext Educational Publishers, New York (1973).
7.	Siewert, R. M., “How Individual Valve Timing Events Affect Exhaust Emissions,” SAE paper 710609 (1971).
8.	Bechtold, R. L., and Marshall, W. F., “Valve Timing—Its Effect on Emissions and Fuel Economy,” BEPC/RI-77/9, Energy Research and Development Administration, Bartlesville, Oklahoma, August (1977).
9.	Freeman, M. A., and Nicholson, R. C., "Valve Timing for Control of Oxides of Nitrogen (NOx),” SAE paper 720121 (1972).
10.	Meacham, G. В. K., “Variable Cam Timing as an Emission Control Tool,” SAE paper 700673 (1970).
11.	Schiele, C. A., DeNagel, S. F., and Bennethum, J. E., “Design and Development of a Variable Valve Timing Camshaft,” SAE paper 740102 (1974).
12.	Stivender, D. L., “Intake Valve Throttling—A Sonic Throttling Intake Valve Engine,” SAE paper 680399 (1968).
13.	Tuttle, J. H., “Controlling Engine Load by Means of Late Intake-Valve Closing,” SAE paper 800794 (1980).
14.	Sherman, R. H., and Blumberg, P. N., “The Influence of Induction and Exhaust Processes on Emissions and Fuel Consumption in Spark Ignited Engine,” SAE paper 770880 (1977).
15.	Tasaka, H., and Matsuoka, S., “Predictions of Combustion, Fuel Economy and Emission Characteristics Influences by the Gas Exchange Process of S. I. Engines,” SAE paper 810821 (1981).
16.	Tasaka, H., and Matsuoka, S., “Analysis of Gas Exchange Process of S.I. Engines Under City-Driving Conditions,” SAE paper 800535 (1980).
17.	Wolgemuth, С. H., and Olson, D. R., “A Study of Engine Breathing Characteristics,” SAE paper 650448 (1965).
18.	Huber, P., and Brown, I. R., “Computation of Instantaneous Air Flow and Volumetric Efficiency,” SAE paper 812B (1964).
19.	Brandstetter, W R., “Simularity Laws for Four-Stroke Engines and Numerical Results for the Intake Process Calculated with the Method of Characteristics” SAE paper 690466 (1969).
20.	Kastner, L. J., Williams, T. J., and White, J. B., “Poppet Inlet Valve Characteristics and Their Influence on the Induction Process,” Proc. Instn. Meeh. Engrs., 178, Pt. 1, No. 36, 955-975, July (1963).
21.	Benson, R. S., and Whitehouse, N. D., “Internal Combustion Engines,” Vol. 11, pp. 205-269, Pergamon Press, Oxford (1979).
22.	Blair, G. P., and Goulbum, J. R., “An Unsteady Flow Analysis of Exhaust Systems for the Multicylinder Automobile Engine,” SAE paper 690469 (1969).
Глава 5
РАСПРОСТРАНЕНИЕ ПЛАМЕНИ
И ТЕПЛООТДАЧА В ДВИГАТЕЛЯХ
С ИСКРОВЫМ ЗАЖИГАНИЕМ
Клаус Боргнакке, Лаборатория автомобильного транспорта, Мичиганский университет, г. Энн Арбор, шт. Мичиган, США.
5.1.	ВВЕДЕНИЕ
Основные характеристики двигателя внутреннего сгорания в конечном счете определяются процессами, происходящими в камере сгорания. В ходе этих процессов тепловая энергия превращается в механическую, теряется тепло и образуются токсичные вещества. Поэтому именно эти процессы определяют взаимозависимость экономичности и токсичности двигателя. Указанное обстоятельство вызывает необходимость выявления и изучения сущности основных физических процессов, происходящих в камере сгорания. Только после этого станет возможным для достижения желаемых результатов управлять основными параметрами, влияющими на процесс сгорания. В прошлом на основании анализа экспериментальных данных и теоретических исследований был достигнут приемлемый уровень понимания сложных процессов, происходящих в камере сгорания двигателя внутреннего сгорания. Для описания этих процессов необходимо использовать многие научные дисциплины, важнейшими из которых являются химия, термодинамика, механика жидкостей и газов и теплопередача. Некоторые из наиболее важных вопросов, связанных с анализом работы двигателя, указаны на рис. 5.1. Процесс сгорания происходит в таких сложных условиях, что любое точное и полное описание его на достаточно серьезном научном уровне невозможно без привлечения новейших научных достижений. Многочисленные эксперименты позволили получить массу информации, которая дала возможность выявить и более подробно исследовать важнейшие процессы. На основе этих экспериментальных данных и результатов теоретических исследований созданы полуэмпирические методы расчетов процессов в двигателях внутреннего сгорания. Для дальнейшего их совершенствования необходимо продолжение экспериментальных и теоретических исследований. Хотя уже и современные двигатели являются весьма совершенными в конструктивном отношении, продолжающиеся исследования будут способствовать более глубокому пониманию различных процессов, а следовательно, и дальнейшему улучшению показателей двигателей.
207
Рис. 5.1. Вопросы, рассматриваемые при исследовании двигателя
5.2.	ФАЗЫ ГОРЕНИЯ
Во время процесса впуска в камеру сгорания поступает свежий заряд топливной смеси, и начинается его перемешивание с находящимися там остаточными газами. Процесс перемешивания продолжается и во время такта сжатия, когда после появления искры на электродах свечи зажигания начинается процесс горения. В результате появления искры образуется некоторый объем плазмы и формируется ядро пламени, которое может распространяться в несгоревшем заряде топливной смеси. Процесс воспламенения и начальный этап горения, на котором формируется ядро пламени, определяются в основном химическими реакциями и свойствами топливной смеси. Причем начальный этап горения более чувствителен к характеристикам потоков горящих газов в зоне горения и около нее. Когда ядро пламени становится достаточно большим, оно постепенно преобразуется в развитое распространяющееся пламя. Процесс распространения пламени обычно определяется законами механики жидкости и газа; в зависимости от характеристик потока газа и состава заряда топливной смеси существенное значение на этом этапе могут иметь и химические явления. В конце концов пламя охватывает почти всю смесь, а на заключительной стадии процесса сгорания около стенок оно медленно затухает и гасится в результате теплоотвода в стенки. Процесс догорания несгоревших газов после гашения пламени является диффузионным процессом.
208
Весь процесс горения является неустановившимся процессом, но, исходя из приведенного выше краткого описания, его в соответствии с развитием зоны горения можно разделить на следующие этапы:
1)	воспламенение;
2)	формирование пламени;
3)	распространение пламени;
4)	гашение пламени.
Это деление пригодно для нормально происходящих процессов сгорания при отсутствии таких явлений, как пропуски зажигания, неполное сгорание или детонация. Указанные явления нарушают нормальный процесс сгорания, и возможность их появления характеризует предельные режимы работы двигателя в заданный условиях. Поскольку на каждом из четырех этапов сгорания определяющую роль играют различные процессы, в последующих разделах эти этапы будут рассмотрены отдельно.
5.3.	ВОСПЛАМЕНЕНИЕ И ФОРМИРОВАНИЕ ПЛАМЕНИ
Процесс воспламенения и влияние на него эксплуатационных параметров двигателя с точки зрения химии и механики жидкости и газа здесь рассматриваться не будут. Краткое описание некоторых аспектов, связанных с химией и механикой жидкости и газов и имеющих значение для понимания механизма распространения пламени, будет приведено ниже.
Процесс сгорания начинается с разряда в искровом промежутке свечи зажигания. Высвобожденная в газовую смесь энергия образует объем плазмы, в котором происходит быстрый распад топлива. В результате химических превращений топлива и окислителя энергия химических связей превращается во внутреннюю (тепловую) энергию газов, и образуется ряд различных веществ. Некоторые из образующихся в результате этих реакций веществ являются активными веществами, которые инициируют процесс разрыва молекулярных цепочек несгоревшего топлива. Эти активные вещества, в большинстве своем легкие радикалы, оказывают большое влияние на развитие процесса сгорания, поскольку они понижают кажущуюся полную энергию активации. Энергия и активные вещества, образовавшиеся в плазме, диффундируют, как показано на рис. 5.2, в окружающую среду, причем окружающей средой являются смесь несгоревших газов или поверхности камеры сгорания. Развитие процесса сгорания начинается тогда, когда в ходе реакции в примыкающем к плазме несгоревшем газе создаются соответствующие условия. Воспламенение окружающей газовой смеси происходит, когда к несгоревшему газу подводятся достаточные потоки энергии q и активных веществ J. Движение потоков q и J зависит от градиентов температуры и концентрации веществ в сгоревшем и несгоревшем газах, а их локальные вели-
209
Плазна Окружающая среда " Чяав “ Чсонп “• Янге
Рис. 5.3. Зависимость температуры ядра пламени Т от времени:
а — в случае воспламенения; б — в случае невоспламе* нения
Рис. 5.2. Плазма воспламенения
чины зависят от формы поверхности раздела сгоревшего и несгоревшего газов.
Поскольку потоки из объема горения будут понижать температуру и концентрацию содержащихся в нем активных веществ, существует равновесное состояние, при котором их воспроизводство равно потерям вследствие отвода. Первоначально температура плазмы очень высока по сравнению с температурой пламени, и равновесное состояние сразу установиться не может. Вследствие конечной скорости химических реакций поток веществ формируется за время., определяемое временем химической индукции. В течение этого времени плазма теряет энергию путем теплопередачи и излучения, так что ее температура будет понижаться, как качественно показано на рис. 5.3, пока не сформируется нужный поток веществ (кривая а). Если этого не случится, понижение температуры будет продолжаться и воспламенения не произойдет (кривая Ь)
Успех превращения плазмы при зажигании в ядро пламени зависит от многих факторов, таких как энергия зажигания, объем плазмы и его расположение, химические реакции, поле средних скоростей и турбулентность потока в районе электродов свечи зажигания. Влияние турбулентности на процесс воспламенения исследовалось Баллалом и Лефебвром [1, 2, 3], Де Сетей [4, 5], Карповым и Соколиком [6, 7] и другими исследователями. Эти исследования показывают, что предел воспламеняемости, выраженный отношением количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси, очень сильно зависит от турбулентности потока. Один из примеров, а именно результат определения пределов воспламеняемости смеси пропана с воздухом, показан на рис. 5.4, заимствованном из работы Карпова и Соколика [6]. Влияние турбулентности сказывается на пределах воспламеняемости и бедных, и богатых смесей, диапазон значений отношения количества воздуха к количеству топлива для воспламеняемых 210
топливных смесей становится меньше для более высоких значений интенсивности турбулентности. В этих экспериментах пределы воспламенимости для смесей, близких по составу к стехиометрическим, определить не удалось из-за ограниченности значений интенсивности турбулентности, которые оказалось возможным реализовать в опытах. Однако для смесей стехиометрического состава авторы определили пределы воспламеняемости, выраженные через интенсивность турбулентности, разбавляя топливные смеси аргоном и гелием. Пределы воспламеняемости при разбавлении сильно уменьшаются, и при разбавлении гелием предельная величина и' гораздо меньше, чем при таком же разбавлении аргоном. Это различие можно объяснить разницей теплопроводности и коэффициентов диффузии, результатом чего является отличие чисел Льюиса для этих двух смесей.
Баллал и Лефебвр [1, 2, 3] замерили минимальную энергию воспламенения в зависимости от интенсивности турбулентности, линейного размера турбулентности и отношения количества воздуха к количеству топлива в горючей смеси. Как показано на рис. 5.5, минимальная энергия воспламенения резко увеличивается при изменении состава смеси по сравнению со стехиометрическим, при более высокой интенсивности турбулентности это увеличение выражено ярче. При составе, близком к стехиометрическому, увеличение интенсивности турбулентности от 1 до 22 % приводит к увеличению минимальной энергии воспламенения в 8 раз. Влияние линейного размера турбулентности указывает на сложный характер турбулентного горения. По резуль-
Рнс. 5.4. Зависимость пределов воспламенимости от интенсивности турбулентности
Рнс. 5.5. Зависимость минимальной энергии воспламенения Е от коэффициента избытка воздуха <р И интенсивности турбулентности (цифры означают величину интенсивности турбулентности в процентах)
211
пламени [8] Баллал и Лефебвр установили существование переходной области, в которой интенсивность турбулентности и' примерно в 2 раза превышает скорость распространения ламинарного пламени SL. Для очень малых значений отношения соответствующих очень слабой турбулентности, минимальное значение энергии воспламенения уменьшается с увеличением линейного размера турбулентности, и скорость распространения турбулентного пламени при этом увеличивается. При уровнях интенсивности турбулентности от равных скорости ламинарного пламени до превышающих ее в 4 раза минимальная энергия воспламенения увеличивается с увеличением масштаба турбулентности, а для более высоких значений и' характер поведения меняется на противоположный, и минимальная энергия зажигания уменьшается с увеличением масштаба турбулентности. Частично это может быть обусловлено чувствительностью пламени к возмущениям различной длины волны, которая будет обсуждена позднее. Баллал и Лефебвр выдвинули гипотезу, что наличие переходной области связано с величиной отношения масштаба турбулентности Колмогорова к толщине ламинарного пламени. Для больших значений масштаба Колмогорова (слабая турбулентность), пламя еще ламинарно, но его поверхность деформируется под влиянием возмущений, и поэтому площадь поверхности, объятой пламенем, увеличивается. Для малых значений масштаба Колмогорова (сильная турбулентность) пламя деформируется и искажается настолько сильно, что его уже нельзя считать ламинарным.
Развитие пламени можно охарактеризовать как процесс превращения ядра пламени в полностью развитое распространяющееся пламя. В течение этого периода размер пламени увеличивается и его объем достигает порядка объема камеры сгорания. Скорость распространения этого превращения изменяется вследствие изменения объема пламени в зависимости от формы камеры. Влияние химических процессов по мере развития пламени ослабевает, и распространение пламени все более подчиняется законам механики жидкости и газа. Можно выделить три области значений отношения линейного размера турбулентности Хг к размеру ядра или толщины пламени SPL:
Xr/6PL = ~0, ~1и ^>1,
соответствующие диффузии и конвекции. Для полностью развитого пламени толщина 6PL имеет порядок среднего размера турбулентности, откуда следует, что структура пламени сильно искажается и скорость его распространения имеет такой же порядок, как и скорость турбулентной конвекции.
То, как протекает процесс распространения пламени, очень важно для последующего сгорания остальной смеси газов. Наличие большой поверхности пламени в нужных местах приводит к быстрому сгоранию, в то время как при меньшей поверхности пламени у твердой поверхности или при наличии отдельных
212
участков пламени с поверхностью малой площади сгорание происходит медленнее или даже пламя совсем гасится. Различия в росте и расположении очагов пламени являются одной из основных причин различий, наблюдаемых от цикла к циклу. Поскольку первоначальное ядро пламени мало по сравнению с большими завихрениями в турбулентном потоке, оно перемещается в цилиндре, увлекаемое основным потоком и завихрениями, превышающими его по размерам. Это обусловленное турбулентностью движение по своей природе случайно, его можно считать случайным блужданием, и оно наблюдалось на фотографиях, полученных шлирен-методом на ранних этапах горения Иинумой и Ибой [9, 10], Намазяном и др. [12]. Количественные корреляционные соотношения между скоростью и максимальным давлением были получены Коулем и Сордзом при исследовании флуктуаций давления. Эти исследования ясно показали существование сильной корреляции между перемещениями ядра пламени и процессом последующего горения. В циклах, при осуществлении которых ядро пламени перемещалось ближе к стенкам камеры сгорания, наблюдаемое максимальное давление по величине было меньше и сгорание происходило медленнее. Эти же данные показали, что сгорание происходило быстрее всего, когда ядро перемещалось к центру камеры сгорания, т. е. путь дальнейшего движения пламени уменьшался. Однако в это же самое время происходит много других различных явлений, так что изложенные выше выводы несколько упрощены, и они не объясняют всех экспериментальных фактов.
На начальном этапе развития ядра пламени его рост определяется скоростью ламинарного пламени и площадью поверхности ядра. Это означает, что влияние некоторых условий эксплуатации двигателя, таких как степень сжатия, уровень рециркуляции отработавших газов и отношение количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси, сказывается лишь через влияние скорости ламинарного пламени. Для углеводородных топлив скорость ламинарного пламени определяется зависимостью
SL = С(Р/Ро)“[У^о2ехр (— E/RTm)Y/2, (5.1) предложенной Ван Тиггеленом и Деккерсом [13], Табацзинским и др. [14], и Лавойем [15]. В этом выражении средняя температура пламени Тм определяется формулой
Тм = 0,74 (Т°ь - Ти) + Ти-,	(5.2)
где Ти — температура несгоревшего газа и Ть — температура адиабатного пламени. Показатели а и Ь являются порядками реакций топлива (концентрация УР) и кислорода (концентрация У02) соответственно. Из корреляционной зависимости (5.1) можно видеть, что наибольшее влияние на скорость ламинарного пламени оказывают параметры, изменяющие среднюю температуру пламени. Например, при изменении коэффициента избытка воздуха
213
в топливной смеси и ее обеднении будут изменяться концентрации, но основной эффект будет связан с изменением температуры адиабатного пламени. Указанные, а также и некоторые другие эффекты, легко оценить с помощью соотношений (5.1) и (5.2), если известна схема химической реакции и, таким образом, можно рассчитать температуру адиабатного пламени.
Кроме того, что ядро пламени перемещается основным потоком и крупномасштабными турбулентностями, оно сильно деформируется и растягивается под воздействием случайно возникающих и изменяющихся пограничных областей потока. Эти возмущения и перемещения развивающегося пламени изменяют локальные потоки энергии и веществ из фронта пламени в несгоревшие газы. Кривизна фронта пламени также будет изменять поле скоростей вследствие расширения газов по мере их сгорания, результатом чего является неравномерность распределения давления у фронта пламени. Эти два явления могут быть причиной неустойчивости процесса распространения пламени. Причиной диффузионно-тепловой неустойчивости являются потоки энергии и веществ в смесях нестехиометрического состава, у которых коэффициент диффузии реагирующих веществ высок. Это не характерно для используемых в двигателях внутреннего сгорания топливовоздушных смесей, так что такой неустойчивости в двигателях нет. Второй вид неустойчивости — это гидродинамическая неустойчивость, причиной которой является неравномерность распределения давления. Эта неустойчивость исследовалась Маркштейном [16], Льюисом и фон Эльбе [17] и другими исследователями, см. работу Уильямса [18]. Была обнаружена неустойчивость пламени при возмущениях либо любой длины волны, либо в ограниченном диапазоне значений длин волн, в зависимости от чувствительности скорости пламени к кривизне фронта. Поскольку в турбулентном потоке спектр длин волн возмущений достаточно широк, такая неустойчивость всегда будет иметь место. Само распространение пламени, однако, оказывает стабилизирующее влияние на гидродинамическую неустойчивость, так что если не происходит гашения пламени, окончательным эффектом является изменение полной скорости распространения пламени. Этот эффект очень важно учитывать при оценке скорости распространения развитого турбулентного пламени, как это было сделано Баллалом и Лефебвром [8], Хомяком [19[, Уильямсом [20] и Боуером и др. [21].
Во время роста ядра пламени характер влияния турбулентности меняется в связи с. изменением относительных размеров ядра по сравнению с характерными размерами потока. Влияние мелкомасштабной турбулентности (Хт < 6FL) проявляется в увеличении эффективных значений вязкости и коэффициента диффузии, так что способность к переносу увеличивается. Для смесей, состав которых не очень близок к пределу горения, увеличение способности к переносу ускоряет процесс сгорания, и ядро пламени растет быстрее. Это ясно подтверждается результатами 214
Рис. 5.6. Зависимость скорости распространения пламени от величины ядра пламени
измерений скоростей распространения пламени, осуществленных Ланкастером и др. [22] и представленными на рис. 5.6. Однако если состав смеси близок к пределу горения, то турбулентность может быть причиной такого быстрого смешивания продуктов сгорания и несгоревшего газа, при котором ядро пламени будет охлаждаться, а скорость реакции уменьшаться. Если реакции при этом прерываются,
происходит объемное гашение. Предел неполного
сгорания, строго говоря, отличается от предела воспламенимости. Экспериментально выявить различие между этими двумя пределами в двигателях очень трудно из-за малости массы сгорающих газов. Поэтому все пределы, связанные с прекращением процесса горения на начальном этапе, обычно принимаются за предел
воспламеняемости.
В ряде экспериментальных исследований пределов горения обедненных смесей Куодеру [231 и Петерсу и Куодеру [24] удалось найти два предела. Размещая в камере сгорания несколько ионных датчиков, оказалось возможным определить пределы неполного сгорания и пределы воспламеняемости. Предел воспламеняемости был определен при углах опережения зажигания, а предел неполного сгорания — при некоторых углах запаздывания зажигания. Диапазон между этими двумя значениями определяет возможные углы зажигания для заданного коэффициента избытка воздуха в топливной смеси и вместе со значением, соответствующим максимальному тормозному моменту, оно определяет предельные значения для данного двигателя. Диапазон допустимых значений углов зажигания по мере обеднения смеси сужается до нуля, что позволяет определить состав наиболее бедной смеси, которая будет воспламеняться и полностью сгорать.
5.4.	МАТЕМАТИЧЕСКИЕ МОДЕЛИ
НАЧАЛЬНОГО ЭТАПА ФОРМИРОВАНИЯ ПЛАМЕНИ
Рядом исследователей были предложены различные математические модели для описания процесса воспламенения и начального этапа формирования пламени. Модели, основанные на введении понятия минимальной энергии воспламенения, здесь рас
'	215
сматриваться не будут. Экспериментальные результаты и анализ развития ядра пламени ясно указывают на то, что на начальном этапе горение происходит почти в ламинарных условиях. Турбулентность может перемещать газы около электродов свечи зажигания, в результате чего начальный объем, в который выделяется энергия искры, увеличивается, и по мере увеличения ядра влияние турбулентности с течением времени становится ощутимее. Эти эффекты учитывались при исследовании возникновения и распространения пламени Де Сётем [4, 5], Хомяком [25], Малу [26] и Адельманом [27]. В последней из этих работ была выявлена зависимость размера ядра от времени в виде
гй = (А + В01/2. •	(5.3)
где А и В — функции подводимой энергии и термодинамического состояния. Учитывая эффект турбулентной диффузии, Малу [26] получил дифференциальное уравнение для радиуса ядра в виде
drh/dt + (1 + vf/v) (В - Ark) = 0,	(5.4)
где v и vt — ламинарная и турбулентная вязкости соответственно. Если Vf — возрастающая функция времени, из уравнения (5.4) следует, что радиус ядра вследствие турбулентности увеличивается или что, если V/ слишком велико, пламя гасится. Отношение, входящее в это уравнение, равно числу Рейнольдса ReT турбулентного потока
Rer = vt/v = u'l/v = К^Ч/у,	(5.5)
где u' — A1/2, К — кинетическая энергия и Г— интегральный линейный размер турбулентности. Для больших значений времени уравнение (4) несправедливо, поскольку становятся несправедливыми допущения о толщине пламени и о зависимости турбулентной вязкости от времени, сделанные Малу.
Приблизительные модели позволяют успешно описывать процесс горения как физическое явление. Не учитывая подробности неустанбвившегося характера начального этапа возникновения пламени, Близард и Кек [28 ] описали процессы вовлечения и выгорания соотношениями
(5.6)
dm,
-JT = (те — ть)/ть,	(5.7)
где те — масса вовлекаемого фронтом пламени газа, а ть — масса продуктов сгорания. Вовлечение свежего заряда топливной смеси плотности р„ происходит через поверхность пламени AFL со скоростью ие, после чего вовлеченная масса сгорает за характерное время ть. В уточненном варианте этой модели, предложенном Табацзинским и др. [14, 29] и Хайресом и др. [30], соотно-216
шения (5.6) и (5.7) описывают горение в единичном «вихре» размера I при
ие = и' ~t~ Si,	(5-8)
и
тс = K/SL.	•	(5.9)
Микромасштаб Тейлора X можно вычислить [31 ], зная интегральный размер турбулентности и число Рейнольдса турбулентного потока в изотропных условиях, по формуле
l = /(-^)1/2ReF1/2,	(5.10)
где А — постоянная. Предполагается, что пламя через вихри с внутренней турбулентностью характерного размера X распространяется со скоростью ламинарного пламени SL. По результатам расчетов при различных значениях размера турбулентности X, размера вихрей /, интенсивности турбулентности и' и коэффициента избытка воздуха в топливной смеси ср было установлено корреляционное соотношение для характерного времени ть:
ть= 1,8р2/3те,	(5.11)
где р — отношение времени ламинарного горения тс к времени прохождения половины вихря те:
Р = тс/те, те = //и'.	(5.12)
Время горения можно оценить по значениям /ни'. Естественно при задании этих параметров интегральный размер турбулентности можно связать с высотой камеры сгорания h, а интенсивность турбулентности со средней скоростью движения поршня Vp. Окончательно выражение для времени горения можно записать в виде
A9ig = Ci3(V)1/3W'3.	(5.13)
Описанная модель приводит к результатам, хорошо согласующимся с некоторыми данными о задержке воспламенения при различных значениях степени рециркуляции отработавших газов, отношения количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси и степени сжатия [30]. При изменении установки момента зажигания данная теория предсказывает некоторое запаздывание воспламенения по сравнению с экспериментальными результатами Маккьюстона и др. [32], однако основное время горения предсказывается верно. Сравнение проведено на рис. 5.7, где кривая, изображающая результаты расчета по описанной модели, отмечена цифрой 2. Лучшее соответствие экспериментальным данным достигается при учете затухания турбулентности с течением времени. Такой учет был осуществлен Боргнакке и др. [33], результаты их расчетов представлены кривой на рис. 5.7, отмеченной цифрой /.
217
Рис. 5.7. Зависимость угла запаздывания воспламенения и продолжительности горения от установки угла зажигания: • — экспериментальные	данные,
—-----— модель 1,---------мо-
дель 2
Рис. 5.8. Зависимость отношения скоростей пламени от радиуса ядра пламени для двух уровней турбулентности:
1 — сильная турбулентность; 2 —• слабая турбулентность
Зависимость скорости пламени от радиуса ядра пламени оценивалась косвенно Ланкастером и др. [22] по экспериментальным зависимостям давления от времени. Один пример зависимости скорости пламени приведен на рис. 5.6, а на рис. 5.8 показана зависимость от радиуса ядра отношения скорости турбулентного пламени к скорости ламинарного пламени для двух различных уровней турбулентности. Основываясь на полученных данных, они предложили следующее уравнение для определения отношения скорости турбулентного пламени к скорости ламинарного пламени:
RFS— St/Sl — RfSM (ггь/гЕьмУт '^2>	(5.14)
где величины RFSM и rFLM относятся к полностью развитому пламени. При выводе отношения (5.14) предполагалось, что скорость турбулентного пламени может быть представлена в виде функции и', т. е.	*
ST ~ Cju' + Sl,	(5.15)
а величина и' (г) определяется по данным о распределении энергии. Для исследованного двигателя экспериментальные данные хорошо описываются предложенной формулой при величине rFLM (~3 см), т. е. примерно вдвое превышающей высоту зазора, а наилучшее значение т оказалось равным 2. Рассмотренная модель является одним из примеров моделей распространения пламени, учитывающих относительную величину размеров пламени и характерных размеров потока, которая имеет достаточно большое распространение.
В заключение можно сказать, что результатов измерений параметров процесса начального этапа распространения пламени
218
и моделей для его описания известно не очень много. Недостаток экспериментальных данных, полученных при работе двигателя, объясняется трудностями получения достаточной информации о статистических характеристиках течений и процесса горения. Результаты определения относительной массы сгоревшего газа хъ по данным о зависимости давления от времени на начальном этапе горения могут быть ошибочными, а предположение о незначительности толщины пламени при вычислении скорости пламени неверно [22, 34]. Проведенные сравнительно недавно эксперименты, в которых измерялись скорости, температура и осуществлялась визуализация потока, свидетельствуют о возможностях методов, использованных Дайером [35].
5.5.	РАСПРОСТРАНЕНИЕ ПОЛНОСТЬЮ
РАЗВИТОГО ПЛАМЕНИ
Полностью развитое пламя образуется, когда его размеры увеличиваются до размеров, сравнимых с размерами потока. На этом этапе распространение пламени в основном определяется формой камеры сгорания и течением газов. Пламя становится толще, и свойства его по толщине неоднородны. В зависимости от уровня турбулентности скорость пламени может в 5 или даже в 10 раз превышать скорость ламинарного пламени, как показано на рис. 5.8, заимствованном из работы Ланкастера и др. [22].
Измерения параметров процесса горения в двигателе обычно осуществляются на макете двигателя. В процессе такого моделирования моделируется все, кроме скорости горения, которая затем вычисляется по результатам измерений зависимости давления от времени (см. работы [14, 29, 30, 32, 34, 36, 37]). В ходе этих расчетов может быть определена зависимость от времени относительной массы продуктов сгорания:
хь — mb/tntot, 0 < хь < 1,
а затем определяется величина задержки воспламенения как время 0jg (в углах поворота коленчатого вала двигателя) от момента зажигания до момента, когда величина хь достигнет 2 или 10 %. Аналогично определяется продолжительность основного горения 06, соответствующая интервалам 2—98 % или 10—90 %:
0jg = ДО для 0 хь 0,02 или 0,1, (0,02 хь <_ 0,98 или
0Ь = Д0 Для j01()< Хь<-о,9О.
Пример кривых, характеризующих зависимости относительной массы вовлеченного и относительной массы сгоревшего газа от угла поворота коленчатого вала двигателя, показан на рис. 5.9,
219
Рис. 5.9. Зависимость относительной массы сгоревших газов от угла поворота коленчатого вала (1580 мин'1, рециркуляция отработавших газов 10%, среднее индикаторное эффективное давление 48, угол зажигания 30° до ВМТ)
Рис. 5.10. Зависимость продолжительности сгорания (в градусах угла поворота коленчатого вала) от уровня рециркуляции отработавших газов EGR: О — эксперимент,---------расчет; в про-
центах указана относительная масса продуктов сгорания
заимствованном из работы Маккьюстона и др. [32], содержащей результаты измерений при испытаниях на макете двигателя. Эти данные свидетельствуют, что процесс распространения полностью развитого пламени имеет место, когда значение относительной массы продуктов сгорания увеличивается от 10 до 60 %. К моменту, когда относительная масса продуктов сгорания составляет 50—70 %, фронтом пламени вовлечено почти 98 % свежего топливного заряда, и сам фронт находится в непосредственной близости у стенок камеры сгорания. Поскольку пульсации скорости около твердых поверхностей уменьшаются, фронт пламени при приближении к стенкам замедляется, что ясно видно на рис. 5.6 и 5.8.
Измерения величины 0Ь показывают, что, как сообщается Ланкастером и др. [22] и Маккьюстоном и др. [32], продолжительность горения почти не зависит от скорости вращения коленчатого вала, или, как установили Хайрес и др. [30] на экспериментальном («CFR» — Combustion Fuel Research) двигателе, может незначительно увеличиваться с увеличением числа оборотов. В ходе этих и ряда других [37, 381 исследований выявлено, что влияние коэффициента избытка воздуха <р в топливной смеси в диапазоне значений 0,8 < <р< 1,2, т. е. для смесей, близких по составу к стехиометрическому, очень мало. Пример, иллюстрируемый рис. 5.9 из работы Маккьюстона и др. [32], показывает, что продолжительность горения (соответствующая в данном примере интервалу 2—98 %) увеличивается при увеличении отклонения состава смеси от стехиометрического вследствие уменьшения скорости ламинарного пламени (или, что то же самое, скорости реакции). Увеличение продолжительности горения при <р> 1 220
или <p < 1 наблюдается вплоть до достижения пределов гашения или невоспламеняемости. Изменение продолжительности горения в том же самом диапазоне значений коэффициента избытка воздуха в топливной смеси значительно меньше, если момент зажигания подбирается из условия обеспечения максимального тормозного момента (МВТ — Maximum Brake Torque), т. е. горение происходит около ВМТ (TDC — Top Dead Center). Это означает, что увеличение продолжительности горения в основном происходит на начальной стадии процесса, когда важное значение имеет скорость ламинарного пламени. Продолжительность горения также увеличивается и при разбавлении свежего заряда топливной смеси в результате рециркуляции отработавших газов, как показано на рис. 5.10, на котором приведены результаты измерений [30] при испытаниях двигателя «Форд PR.OCO-». Увеличение продолжительности горения определяется по результатам исследования влияния химической кинетики, оно более ярко выражено, как установлено во время испытания одноцилиндрового CFR-дри-гателя, при малых уровнях турбулентности. Исследования влияния других параметров, таких как степень сжатия, момент зажигания и форма камеры сгорания, показали, что доминирующее влияние на процесс распространения пламени оказывают характеристики потоков в камере. Факторы, влияющие на химическую кинетику и, тем самым, на скорость ламинарного пламени, имеют второстепенное значение, если только условия работы двигателя не приближаются к соответствующим какому-либо пределу горения.
Характеристики течения, влияющие на процесс горения, можно разделить на мелкомасштабные и крупномасштабные. Мелкомасштабные факторы по своей природе локальны, к ним относятся отчасти турбулентность, вариации локальных значений отношения количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси и скорости теплопередачи. На эти мелкомасштабные факторы существенное влияние оказывают крупномасштабные факторы, такие как средние характеристики течения, форма камеры сгорания и среднее значение отношения количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси. Турбулентность, например, увеличивает локальные скорости распространения пламени, а основное течение определяет полную площадь поверхности пламени и движение пламени в камере сгорания. Полное время горения определяется и скоростью распространения пламени, и величиной пути, который проходит пламя до выгорания всего заряда. Наилучшие показатели достигаются, когда и мелкомасштабные, и крупномасштабные эффекты влияют на процесс сгорания в благоприятном направлении.
Влияние турбулентности на распространение пламени исследовалось достаточно интенсивно. Измерения проводились как в двигателях [34, 36, 39—45] и замкнутых сосудах [35], так и для случаев открытого пламени или горения в трубах [46—53].
221
Несгоревшие
Рис. 5.11. Структура пламени
течения, так что размер и зя считать независимыми.
Хотя некоторые отдельные результаты противоречивы, ясно, что при высоких уровнях турбулентности основное ее влияние связано с интенсивностью. Скорость турбулентного пламени примерно линейно зависит от интенсивности турбулентности и' и не зависит от ее масштаба. Следует, однако, иметь в виду, что в большинстве-случаев диапазон возможных значений размера турбулентности определяется величиной и' и геометрическими характеристиками интенсивность турбулентности нель-Когда и' > SL, турбулентные пуль
сации способствуют конвекции пламени, и пламя вовлекает свежую смесь со скоростью, определяемой величиной и'. Очаги пламени, которые вытягиваются и вклиниваются в несгоревшую смесь для того, чтобы они не погасли из-за потерь активных веществ и энергии, должны быть достаточно большими. Поэтому часть спектра размеров турбулентности, которая расположена ниже критического размера, соответствующего гашению языков пламени, не участвует в конвекции пламени, хотя и увеличивает размеры перемешанной и предварительно нагретой зоны. Под воздействием крупномасштабной турбулентности очаги пламени вовлекаются в несгоревшие газы, а несгоревшая топливная смесь в область, занятую пламенем. В результате этого процесса образуется неоднородное пламя, в котором имеются области, занимаемые продуктами сгорания, горящими' и несгоревшими газами. При измерениях с помощью ионных датчиков [7, 19, 34, 51 ] сигналы имеют ясно выраженный прерывистый характер, соответствующий неоднородной структуре пламени, изображенной на рис. 5.11. Эти и другие [46—48] измерения, выполненные при исследовании пламени в трубах, подтверждают, что процесс горения происходит в тонком межфазном слое, т. е. что горение не является однородным объемным процессом. Локальная скорость горения зависит от скорости образования в потоке газов поверхностей раздела продуктов сгорания и несгоревших газов. Эти поверхности раздела образуются в результате каскадного процесса взаимодействия различных структур потока. Уменьшение размеров структур потока приводит в конечном счете к их разрушению силами вязкости со скоростью, определяемой характерным временем турбулентности т. В равновесном состоянии скорость диссипации кинетической энергии турбулентности е определяется скоростью расхода энергии на каскадный процесс, и поэтому величину т"1 можно использовать для оценки скорости
222
образования межфазной поверхности. Модели, основанные на такой интерпретации, будут описаны в следующем разделе.
Крупномасштабные особенности движения заряда, такие как завихрения и пульсации, влияют на расположение и распространение зоны горения. Завихрение — это движение в касательном направлении, а пульсация — движение в радиальном направлении, определяемые формой камеры сгорания. Кроме пульсаций есть еще один вид радиального движения — расширение, являющееся следствием расширения газов при сгорании. Эти крупномасштабные движения порождают или поддерживают на некотором уровне турбулентность при сжатии. Они также могут изменять турбулентность, возникающую в районе ВМТ, так что турбулентность близка к изотропной, и, вследствие этого, различия между циклами уменьшаются. Уменьшение разброса значений времени воспламенения от цикла к циклу дает возможность использования более бедных смесей и способствует плавности работы двигателя. Другое преимущество большой завихренности движения является следствием тенденции перемещения продуктов сгорания к оси вихря. Эта тенденция обусловлена действием сил тяготения и разностью плотностей продуктов сгорания и несгоревших газов. Продукты сгорания при этом удаляются от стенок, что приводит к уменьшению потерь тепла через стенки и увеличению площади поверхности контакта продуктов сгорания и несгоревших газов. Некоторые из указанных эффектов проиллюстрированы полученными Уитцем и Вилчисом [54], Уитцем [55] и Ином и др. [56] с помощью лазера фотографиями зоны горения. Указанные исследования свидетельствуют о важности расположения свечи зажигания и о различиях продолжительности горения в случаях, когда пламя примыкает или не примыкает к стенке. Когда пламя вследствие соответствующего расположения свечи зажигания примыкает к стенке, оно сильно деформируется и растягивается вихревым движением, в результате чего площадь поверхности пламени увеличивается. Это компенсирует увеличение продолжительности горения, обусловленное необходимостью прохождения пламенем большего расстояния при расположении свечи зажигания у стенки; при достаточно интенсивном вихревом движении продолжительность горения становится меньше, чем при расположении свечи зажигания в центре камеры сгорания. Если пламя не примыкает к стенке или выступающей свече зажигания, то лучше производить воспламенение в центре, уменьшая таким образом путь движения пламени.
Течение газов в двигателе, приводимом в движение от другого Двигателя, изучено достаточно хорошо благодаря измерениям [12, 24—36, 40—45] и теоретическим исследованиям [33, 57— 60], проведенным при использовании простых моделей. Следует, однако, указать на сложность интерпретации результатов измерений скорости, осуществляемых как с помощью нагретой нити,
223
так и с помощью лазерного доплеровского анемометра. Кроме учета необходимых при использовании нагретой нити поправок, обусловленных изменениями температуры и давления, следует отфильтровать скорости основного потока от флуктуаций. Для определения значений скорости основного потока применяется осреднение результатов, полученных для большого количества циклов. При этом разница между мгновенными значениями скоростей и осредненными значениями представляет собой величину флуктуации. Такой прием позволяет с достаточной степенью точности определить характеристики основного потока и турбулентности в двигателе, приводимом в движение от другого двигателя, т. е. в случае, когда изменения от цикла к циклу малы. Случайный характер горения в работающем двигателе служит причиной дополнительных отличий от цикла к циклу основного потока, возникающих во время такта расширения. При осреднении же результатов для большого количества циклов эти отличия интерпретируются как следствие турбулентности. Для точного определения при этом характеристик основного и турбулентного течений по результатам измерений, таким образом, требуется их более тщательный анализ.
Основные принципы улучшения процесса горения за счет крупномасштабных и мелкомасштабных факторов уже реализованы. В последнее время разработан ряд двигателей с быстрым процессом сгорания, имеющих улучшенные характеристики экономичности и токсичности. Однако многие детали взаимодействия основного потока заряда топливной смеси, турбулентности и процесса горения до конца еще не выяснены [12, 18, 34, 37, 60]. Результаты измерений указывают на положительный эффект выемок небольшого объема около свечи зажигания и кольцевого зазора между головкой поршня и цилиндром, благодаря которым скорость пульсирующего движения при сжатии может быть сделана неравномерной по объему. Такие неправильности формы около свечи зажигания важны для организации движения начального ядра пламени, а все зазоры важны для уменьшения выделений несгоревших углеводородов; однако расчетным путем их роль оценить очень трудно. К настоящему моменту разработан ряд методов расчета движения заряда топливной смеси, применение которых может помочь исследовать влияние изменения формы камеры сгорания и условий впуска. Эти методы позволяют рассчитывать двумерные потоки, и они используются [61—64] для оценки некоторых из указанных эффектов. Однако пока упомянутые методы не доведены до такого состояния, чтобы их можно было использовать в процессе разработки конструкций двигателя. | Тем не менее, повышение точности и разрешающей способности | методов позволит точнее изучить роль различных факторов дви- I жения заряда топливной смеси.
224
5.6.	МОДЕЛИ ТУРБУЛЕНТНОГО ПЛАМЕНИ
На основе рассмотрения результатов теоретических исследований и экспериментальных данных разработано множество теорий распространения турбулентного пламени [16—18, 34, 37, 391. Ни одна из этих теорий не имеет очевидных преимуществ перед другими, и все они справедливы при изменении параметров турбулентности и химических реакций лишь, в некоторых пределах. Модели можно разделить на два класса. Один класс составляют модели, в которых используется концепция возмущенного ламинарного пламени, так что важным параметром в этих моделях является скорость ламинарного пламени. Другой класс составляют модели, в которых скорость реакции предполагается бесконечной, решающее значение придается турбулентному перемешиванию, распространение пламени при этом определяется интенсивностью турбулентности. Эти модели называются иногда моделями смешивания. Существует также несколько теорий, занимающих промежуточное между этими двумя классами положение, в которых скорость химической реакции считается конечной, но допущения о ламинарности пламени не делается.
Рассматривая плоское одномерное распространение пламени, уравнение баланса энергии конвекции и диффузии для подогретой зоны (см. Уильямс [181) можно записать в виде конвекция ~ диффузия: ST ~ Г/6КЬ.
Здесь ST — скорость распространения пламени, Г — эффективный коэффициент переноса и — толщина пламени. Средняя скорость реакции W может быть представлена в виде
W7 St,
так что для скорости распространения пламени получаем
Sr-(Г^)1'2,	(5.16)
а для толщины пламени
6и,~(Г/Г)’/2.	(5.17)
В общем случае для скорости распространения пламени можно записать
ST = (ГГ/у)*'2»	(5.18)
где у — собственное значение задачи о распространении пламени. В предельном случае, когда энергия активации велика и скорость является скоростью одноступенчатой реакции Аррениуса, собственное значение может быть найдено для ламинарного пламени методом возмущений [18, 65—67]. Известны попытки получения аналогичных решений для турбулентного пламени [20, 67, 68], но результаты этих решений основываются на некоторых
8 П/р Д. Хиллиарда	225
сомнительных допущениях о статистической корреляции между изменениями скорости горения и флуктуациями концентрации.
Для турбулентного течения коэффициент переноса Г можно выразить через интенсивность и линейный размер потока следующим образом:
Ге// = Ггат + №/Д/аГ)	(5.19)
где от — обобщенное число Прандтля — Шмидта, имеющее порядок единицы. Диссипация кинетической энергии турбулентности имеет вид
е = Kjx - К3/2//,	(5.20)
а характерное время турбулентности
т - 1/К1>2.	(5.21)
В соответствии с экспериментальными данными, как указывалось ранее, среднюю скорость реакции можно оценить по времени перемешивания, т. е. для бесконечно быстрых реакций
W ~ т-1 - К1''2/!.	(5.22)
Оценки величин ST и при этом принимают вид
Sr^iTeffWy/2 ~ К1'2,	(5.23)
- (Ге///Г)>/2 ~ I,	(5.24)
и они полностью определяются характеристиками турбулентного течения. Соотношение (5.23) указывает на линейную связь интенсивности турбулентности и скорости турбулентного пламени. Линейность подтверждена в условиях работы двигателя Ланкастером и др. [22, 36]. Это соотношение аналогично соотношениям (5.6) и (5.7) теории вовлечения и выгорания Близарда и Кекка [251 для распространения установившегося пламени при скорости вовлечения, равной К1/2. В предельном случае для ламинарного пламени из (5.6) получаем
~ (ггатгу/2,
так что для малоинтенсивной турбулентности, когда скорость реакции сохраняет, по-видимому, соответствующее ламицарному случаю значение, находим
St St (1 Д- Reyoy/o)1^2.	(5.25)
Аналогичное соотношение было предложено Дамкёлером [69] по результатам рассмотрения . деформированного ламинарного пламени в виде
ST~aSL+bu',	(5.26)
что является типичным примером корреляционной зависимости, определенной по результатам экспериментов. Во всех теориях 226
подчеркивается существование ламинарного пламени, и поэтому выражение для скорости турбулентного пламени получается в результате незначительной корректировки выражения скорости ламинарного пламени, т. е.
Sr = SLf(SL) и', U).	(5.27)
В большинстве этих теорий предполагается, что скорость турбулентного пламени не зависит от масштаба турбулентности. Обсуждение такого рода зависимостей и некоторых других моделей можно найти в работах Андру и др. [50 ], Шета и др. [52 ] и Абдель-Гейда и др. [53]. Примерами использования корреляционных соотношений типа (5.25)—(5.27) для макетов двигателей являются способы использования уже упомянутой модели Близарда и Кекка [28, 14, 32, 33] и модели Хейкала и др. [70], в которой используется соотношение вида (5.25). Эти модели хорошо согласуются с экспериментальными данными для двигателей при условии учета изменения турбулентности во времени [33, 34].
Влияние масштаба турбулентности учитывается в некоторых феноменологических теориях, в которых принимается во внимание структура потока. Используя концепцию крупно- и мелкомасштабных вихрей, Соколик и др. [6, 7] разработали теорию, основанную на представлении процесса смешивания продуктов сгорания и несгоревших газов как непрерывного пульсирующего процесса воспламенения. Аналогичные идеи были использованы Хомяком [19, 25, 51 ], разработавшим модель структуры прерывистого пламени с размером, равным микромасштабу Тейлора X. Из рассмотрения подобных структур ясно, что, используя несколько параметров, связанных с энергией и характерным размером, можно получить корреляционную зависимость для скорости пламени в виде
St ~ f (SL, и', X, I).	(5.28)
Хомяк приводит соотношение
Sr ~ и'3/4 (у/1),/4	,	(5.29)
где 1] — масштаб длины Колмогорова. Абдель-Гейд и др. [53] обработали некоторые данные по теории двухмасштабных вихрей и получили следующую зависимость:
St ~ SL (u’/SL) (vt/vt/)1/2,	(5.30)
где xf — безразмерное время, характеризующее горение в больших и малых вихрях. Приведенные корреляционные зависимости очень трудно проверить из-за недостатка экспериментальных данных относительно параметров турбулентности и отсутствия полных статистических данных о структуре пламени. В лучшем случае они могут быть проверены при вдувании в пламя холодного турбулентного потока в процессе непрерывного горения.
8*
227
Все разработанные ранее теории турбулентного процесса горения относятся к идеализированному процессу распространения пламени. Для теорий, описывающих течение в одном, двух или трех направлениях с помощью дифференциальных уравнений, требуется знание локальной скорости реакции, отнесенной к единице массы или к единице объема. Для процесса ламинарного горения систему связанных уравнений можно получить с помощью химической кинетики. Для простых систем эти уравнения могут быть сведены к одному соотношению типа соотношения Аррениуса:
7? = с^В exp (— E/RT),	(5.31)
где В — фактор частоты, R — газовая постоянная и Е — полная (или кажущаяся) энергия активации. Показатели степени концентраций ct указывают порядок реакций. Для процесса турбулентного горения соотношения осредняются по ансамблю, так что осредненное соотношение (5.31) будет определять локальное осредненное значение скорости реакции. Вследствие пульсирующего характера турбулентности и изменения соотношений величин характерных масштабов течения и химических реакций (масштабов длины или времени) процесс осреднения становится гораздо сложнее процесса получения корреляционных зависимостей для скорости пламени. Следует подчеркнуть, что осредненное соотношение (5.31) (осреднение обозначается угловыми скобками ( ))
</?) = (с? В exp (- E/RT)}
нельзя записывать через осредненные переменные, т. е. соотношение, в которое подставлены осредненные значения концентраций и температуры, будет неверным
(7?)#={С“‘)Вехр (-E/R <Т».
В нескольких работах были предприняты попытки разложения в ряд существенно нелинейных членов (см., например, Брей и Мосс [71] и Либби и др. [72, 73]), но применимость такого подхода в общем случае не доказана. В предельном случае бесконечно большой скорости химической реакции ход реакции определяется смешиванием, и ее скорость можно приближенно определить по характерному времени турбулентности
# ~ т-1 ~/<1/2//,	(5.32)
о чем уже говорилось ранее. Брей и Мосс [71 ] рассмотрели уравнение переноса для концентрации и пришли к выводу, что скорость реакции можно выразить через среднеквадратичную величину флуктуаций концентрации с помощью выражения
R = р№/2	(5.33)
228
При нормировании величины концентрации максимальное значение автокорреляции флуктурирующей концентрации выражается через среднее значение концентрации по формуле
<с'%ах = С (1 - С),	(5.34)
т. е. оно равно нулю для несгоревших и полностью сгоревших газов. Соотношение (5.33) эквивалентно выражению для скорости диссипации флуктуаций концентрации, и можно ожидать, что автокорреляция с' при высоком уровне турбулентности будет близка к ее максимальному значению. В этом случае в качестве оценки для с' можно использовать соотношение (5.34), подставляя его в (5.33); среднее значение скорости реакции, таким образом, может быть выражено через среднее значение концентрации, необходимости решения какого-либо уравнения для определения с’ нет. Аналогичные модели были предложены ранее (см. Сполдинг [74]) на основе предположений, приводящих к соотношению типа (5.32). Исходя из предположений физического характера, Сполдинг [75] и Хау и Шипман [47] разработали модель разрушающихся вихрей для описания турбулентного горения в объемах жидкости или гаЗов, в разное время вовлеченных в пламя. Результирующие соотношения модели Сполдинга по форме совпадают с соотношениями (5.33) и (5.34), хотя вместо кинетической энергии и характерной длины в них входит скорость сдвига.
Математически описать задачу распространения пламени можно с помощью законов сохранения энергии и вещества (см. Уильямс [18]). При этом скорость пламени является собственным значением соответствующей краевой задачи. При использовании для скорости реакции выражения (5.31) возникают трудности с удовлетворением условий на холодной границе [18] из-за экспоненциальной формы зависимости скорости от температуры. Скорость реакции в холодной смеси отлична от нуля, так что должно быть задано некоторое граничное значение температуры, наподобие температуры воспламенения. С другой стороны, при использовании соотношения (5.34) эта форма зависимости от температуры (или концентрации) приводит к бесконечной скорости пламени. Это указывает на то, что данное выражение для скорости реакции может быть хорошей аппроксимацией в большей части зоны горения, но оно не может быть верным для фронта пламени. Указанное обстоятельство подтверждается также результатами работы Хау и Шипмана [47], в которой они проводят сравнение расчетов по предложенной ими модели с экспериментальными данными.
Для того чтобы избежать представления скорости реакции через средние значения величин, были разработаны статистические подходы. Допазо [76] и Поуп [77, 78 ] характеризуют скорость реакции с помощью ее математического ожидания, используя объединенную функцию вероятности для скорости и концентрации. Уравнение переноса для этой функции вероятности
229
может быть решено методом Монте-Карло [78 ] при использовании различных совокупностей для описания распределения. Этот метод был успешно применен для решения задач о непрерывном горении Праттом [701, Поупом [78], Флаганом и Апплтоном [8] и Радхакришнаном и Хейвудом [81 ]. В этих исследованиях пространственное распределение сохранялось неизменным, а изменение в пространстве этим методом исследовалось Коррзиным [82 ]. К исследованию двигателей метод был применен Мансури и др. [831. Методы такого типа, хотя они и требуют больших затрат на проведение вычислений, могут быть полезны при исследовании горения неоднородных зарядов топливной смеси или зарядов с послойным распределением смеси, когда температура горения в пространстве и во времени будет меняться случайно. Более точное определение характеристик важно при определении сильно чувствительных к температуре величин и характеристик процессов, таких как скорости реакций, скорости образования NOX, сажи или других макрочастиц.
Для определения скорости реакции или скорости распространения пламени в качестве исходных данных требуются характеристики турбулентности, для описания которой, в свою очередь, требуется соответствующая теория. Поскольку течение и турбулентность в период горения около ВМТ образуются под влиянием впускного потока, можно проследить формирование и развитие течения, начиная с начала процесса впуска. Измерения показывают, что во время впуска течение существенно анизотропно и неоднородно, но при сжатии оно становится более близким к изотропному и однородному. Таким образом, есть возможность охарактеризовать турбулентность параметрами, связанными с процессом впуска, и учесть при этом явления релаксации. Предложенные несколько моделей турбулентности отличаются друг от друга выбором используемых параметров и их числом. В большинстве моделей используется кинетическая энергия турбулентности К (или, что то же самое, и'), а если в модели используется более одного параметра, то в качестве второго обычно берется характерная длина I или диссипация кинетической энергии е. Здесь будут рассмотрены лишь модели, используемые для описания процессов, происходящих в двигателях.
При разработке теорий для исследования течений в двигателях Близард и Кекк [28], Табацзинский и др. [14, 29] и Хайрес и др. [30] с целью описания влияния турбулентности использовали интенсивность турбулентности и ее характерный размер. Турбулентность в камере сгорания после впуска оценивается по средним характеристикам неустановившегося струйного течения за клапаном. Соотнося параметры турбулентности с параметрами основного течения, интенсивность турбулентности, пропорциональную средней скорости на входе, можно записать в виде
и'о = CuVpB2/(L0Dv,)
(5.35)
230
а пропорциональный характерному размеру течения линейный размер турбулентности
/0 =	(5.36)
где Vp—средняя скорость движения поршня; В—диаметр цилиндра; Lv, Do — ход и диаметр клапана, а в качестве L можно взять либо ход клапана, либо высоту зазора h. Предполагается, что при последующем сжатии газов величины и' и I быстро изотропно изменяются. Это равносильно предположению о столь быстром сжатии, что угловой момент «вихрей» в его процессе не изменяется, и о том, что размер турбулентности изменяется так же, как и размер «вихря». При этих предположениях изменение параметров турбулентности определяется изменением плотности, происходящим после окончания впуска:
« = и0 (р/р0)1/3;	(5.37)
/ = /о(Ро/Р)1/3-	(5.38)
При быстром изменении, описываемом соотношениями (5.37) и (5.38), неизменной также остается турбулентная вязкость vT, а число Рейнольдса турбулентного потока изменяется лишь вследствие изменения ламинарной вязкости. Эта теория предсказывает увеличение интенсивности турбулентности и уменьшение ее масштаба при сжатии, что лишь частично подтверждается экспериментом [22, 34]. В большинстве систем впуска создается значительная мелкомасштабная турбулентность, так что интенсивность турбулентности на начальном этапе сжатия будет быстро уменьшаться, а ее масштаб будет увеличиваться. Это обстоятельство можно учесть, принимая во внимание диссипацию турбулентности .
Один из путей описания динамического характера изменения турбулентности заключается во включении в общую систему уравнений, содержащих скорости изменения параметров турбулентности. Турбулентность под воздействием потока может образовываться, диффундировать и рассеиваться, так что выражение для скорости кинетической энергии турбулентности можно записать, используя уравнение баланса энергии для этих процессов [31, 33, 62],
P^T = Pk-Dh-p8.	(5.39)
Порождение Рк определяется работой турбулентных касательных напряжений, а диффузия Dk выражается через градиент кинетической энергии и вязкость:
п ___ _т dUj т dUt । 2 jj- dp
П — d L Vt
Dk ~ tej \p
dK \ dXj J *
231
Для величины К используется лишь одно уравнение для скорости, диссипация е определяется масштабом длины в соответствии с соотношением (5.20):
е = CD№/2//, Cd = 0,09,	(5.40)
а для линейного размера турбулентности используется алгебраическое выражение
I = С^, Ct « 0,22,	(5.41)
где в качестве характерного размера течения L в большинстве случаев принимается высота зазора. Это выражение для размера турбулентности взято из корреляционных - соотношений, полученных для полностью развитого потока, и поэтому для возможности его применения требуется, чтобы течение было равновесным и чтобы уже сказывалось наличие границ. Анализ уравнения (5.39) показывает, что величина К может возрастать, если приращение вследствие порождения будет больше потерь, вызываемых диссипацией и диффузией. Даже при наличии генерации, когда порождение положительно, величина К может убывать из-за значительной диссипации, характерной для мелкомасштабной турбулентности, которая и наблюдается во впускном потоке. Можно отметить, что при отсутствии генерации вследствие сдвигов, диффузии и диссипации проявляется лишь эффект изменения объема, и уравнение (5.39) в этом случае принимает вид (5.37). Общая формулировка теории, в которой используется лишь одно уравнение, может быть получена в результате интегрирования уравнения (5.39) по всему объему. При этом слагаемое, характеризующее диффузию, описывает поток через границу, а слагаемые, характеризующие порождение и диссипацию, осредняются по объему. Такая модель приемлема, если турбулентность в камере сгорания почти равномерна, в противном случае вследствие нелинейности уравнений необходимо учитывать пространственное распределение.
Если состояние течения далеко от равновесного, то размер турбулентности не обязательно будет пропорционален размеру потока, как это предполагается соотношением (5.41). Уточнение теории описания турбулентности с учетом этого обстоятельства может быть достигнуто введением еще одного уравнения для скорости изменения второго параметра турбулентности вместо алгебраического соотношения для ее размера. Наиболее часто в качестве второго параметра использовалась диссипация, для скорости изменения которой и записывалось второе уравнение. В /f-8-модели уравнение для скорости изменения величины е очень схоже с уравнением для скорости изменения величины К и имеет вид:
р-^ = Л + Г>е-СеР82/Я.	(5.42)
232
В это уравнение также включены члены, учитывающие порождение, диффузию и диссипацию. Размер турбулентности в этом случае определяется по значениям К и е с помощью формулы
I = CD/(3/2/e,	(5.43)
и изменение размера турбулентности может быть не таким, как в равновесном случае (см. (5.41)). Если в уравнениях (5.39) и (5.42) порождением при сдвиге и диффузией пренебречь, а диссипацию считать малой по сравнению с изменениями, обусловленными объемной деформацией, можно показать, что в соответствии с этой моделью изменение величин К и е будет описываться соотношениями
к ~ р2/з, е ~ р*/з,	(5.44)
которые совпадают с соотношениями (5.37) и (5.38) для случая быстрого деформирования, /f-е-модель для описания процессов в двигателях в глобальной форме применялась Боргнакке и др. [33, 591, Дейвисом и Боргнакке [84], а в локальной форме для описания двумерных течений Уатцем [61 ], Госманом и Харви [63], Дивакаром [64]. Хотя в описании отдельных слагаемых, в особенности в уравнении для е, сохраняются некоторые неясности, указанная модель достаточно точна и наиболее универсальна из всех известных к настоящему времени.
5.7.	ТЕПЛООТДАЧА
Наличие стенок камеры сгорания оказывает влияние на движение и энергию потоков. Давление на стенки и теплоотдача в стенки существенно меняют величины и характер распределения в пространстве скоростей и температуры, или энергии газов. У стенок все касательные скорости равны нулю, а нормальная скорость равна скорости перемещения стенки, что означает также исчезновение у стенок всех составляющих флуктуаций скорости, т. е. турбулентности. Температура газов по мере приближения к стенке непрерывно стремится к температуре стенки, что качественно показано на рис. 5.12. Изменения характеристик движения и энергии при приближении к стенкам по сравнению с характеристиками общей массы газов происходят в тонких примыкающих к стенкам слоях газа, учет которых важен при исследовании теплоотдачи в стенки. В период горения пограничные слои в зонах, занятых продуктами сгорания и несгоревшими газами, распределяются, как показано на рис. 5.13. Поскольку характеристики основной массы газа изменяются в течение цикла, пограничные слои будут изменяться как из-за потоков к стенке, так и вследствие изменений характеристик основной массы газа. Интенсивность теплоотдачи в любом определенном месте стенки будет зависеть от изменения состояния близкорасположенных
233
Пограничный. Основная слой масса газов
Рис. 5.12. Тепловой пограничный слой
Рис. 5.13. Тепловые пограничные слои в камере сгорания
газов, температуры стенки и свойств переноса теплового пограничного слоя. Эта зависимость от мгновенных значений характеристик и свойств переноса служит причиной взаимосвязи изменений теплового пограничного слоя и пограничного слоя потока. Отсюда ясно, что исследование теплоотдачи нельзя проводить в отрыве от анализа пограничного слоя потока.
С целью иллюстрации некоторых особенностей пограничных слоев запишем одномерное уравнение сохранения энергии для газов, предполагая, что они ведут себя как идеальный газ, в виде
Г дТ ,	„ j, дТ dP dq	-
рСР dt + pCpU ~dT~~St dy'	<5,45)
Граничное условие для этого уравнения имеет вид
Т = Tw при у = 0; Т = Тео при у -> оо,
а теплоотдачу в стенку можно определить по градиенту температуры у стенки
Уа, = — k ~ при У = 0.	(5.46)
Для решения уравнения сохранения энергии и оценки интенсивности теплоотдачи необходимо знать функциональную зависимость эффективного коэффициента переноса от у. Для чисто ламинарного течения эффективный коэффициент переноса равен ламинарной удельной теплопроводности, и он может бы!ъ рассчитан, как и любое свойство газов.
Сравнение результатов расчета неустановившейся ламинарной теплоотдачи с результатами экспериментов при сжатии поршнем воздуха и аргона было проведено Найканджемом и Грифом [85], Грифом и др. [86]. Они обнаружили, что тепловой пограничный слой на начальной стадии сжатия начинает расти вследствие потока тепла, однако затем эффект сжатия становится значитель-234
1
нее и вынуждает пограничный слой уменьшаться. Поскольку динамический процесс впуска, характерный для двигателя, отсутствовал, течение было чисто ламинарным и невозмущенным, оно вызывалось лишь перемещением поршня. В этих условиях соответствие результатов расчетов результатам измерений было очень хорошим. Однако в реальных условиях работы двигателя можно ожидать интенсивной турбулентности и сильных завихрений и пульсации основного течения. Постановку задачи в таких случаях необходимо уточнить с целью учета турбулентного переноса тепла. Способ уточнения будет описан ниже.
Уравнение сохранения энергии (5.45) можно проинтегрировать по толщине теплового пограничного слоя 6. Если предположить, что пограничный слой можно считать находящимся в псевдоустановившемся состоянии, то поток тепла через этот слой будет постоянным. При этом условии интегральная форма уравнения сохранения энергии принимает вид
в	б
^.^CpTdy-CpTaB^\pdy = 6^-~-qai>	(5.47)
о	о
а соотношение для толщины теплового пограничного слоя и интенсивности теплоотдачи записывается в виде
(5.48)
Однако эффективный коэффициент переноса в турбулентном потоке не является свойством газа, его можно представить в виде суммы двух составляющих — ламинарной и турбулентной:
keff = pCpVeff/o =	+ кт,	(5.49)
причем основная роль вдали от стенки будет принадлежать турбулентной составляющей. Необходимо, таким образом, использовать какую-либо модель турбулентного переноса, проверив, как с ее помощью описывается поведение вблизи стенки. При постоянной величине q и переменном по толщине слоя эффективном коэффициенте переноса соотношение (5.48) можно проинтегрировать и получить в результате
q = каое (Т^ — Т о,)/6,	(5.50)
где среднее значение коэффициента переноса
/в
1^*- <6-61> о
Это соотношение представляет собой общую форму для скорости теплоотдачи; kavglb соответствует коэффициенту теплоотдачи, обычно встречающемуся в литературе. Для вычисления интеграла в формуле (5.51) необходимо знать, как изменяется в пространстве эффективная вязкость, для чего нужно исследовать пограничный
235
слой потока. Если вспомнить выражение (5.19) для эффективного коэффициента переноса и использовать его для определения вязкости, то получим
V,// = V + к1,21,	(5.52)
и, таким образом, знание характера изменения величин К и I даст необходимую информацию. В соответствии с выводами работ Вольфштейна 187] и Сполдинга [88 ] в пограничном слое существует баланс между диффузией и диссипацией К. При предположении о том, что размер турбулентности по толщине пограничного слоя меняется линейно, из уравнения баланса можно найти величину К в виде степенной функции. При этом соотношение (5.51) удается записать в виде
kaog = kJ J 11 + CftZ3/2j-l dZ>	(5.53)
где Z — безразмерное расстояние,
Z = y/8,	'
a Ch — функция толщины пограничного слоя и соответствующих основной массе газа величин К. и I, имеющая вид
Ch = бз/2 pr Ci/V>
Представляет интерес оценить долю в среднем значении коэффициента переноса ламинарной и турбулентной проводимостей. Турбулентная проводимость играет решающую роль во всем пограничном слое, за исключением малой, его части при Z -> О, где турбулентная проводимость равна нулю. Если толщина пограничного слоя достаточно велика, то ламинарной проводимостью в большей части пограничного слоя можно пренебречь и интеграл вычислить приближенно, в результате чего выражение для интенсивности теплопередачи принимает вид
Ъ, = kL	(ReT)W f (fi/f).	(5.54)
Отношение (5.54) отражает известную зависимость между числами Нуссельта и Рейнольдса, хотя в эту формулу входит число Рейнольдса для турбулентного потока. В большинстве случаев интенсивность турбулентности пропорциональна средней скорости, а ее линейный размер пропорционален размерам камеры сгорания, так что различие между двумя числами Рейнольдса мало.
Изменение процесса теплоотдачи во времени можно оценить с помощью уравнений (5.47) и (5.53). Когда толщина теплового пограничного слоя очень мала, Cft< 1 и тепловой пограничный слой полностью расположен в ламинарной области пограничного слоя потока. При этом в соответствии с (5.53) средний коэффи-236
Рис. 5.14. Зависимость интенсивности теплопередачи (числа Нуссельта) от времени в машине быстро-
циент переноса равен ламинарной ци-Ю3 проводимости, и из уравнения (5.47) следует, что толщина теплового пограничного слоя увеличивается пропорционально квадратному корню из времени. По мере своего увеличения толщина теплового пограничного слоя становится больше толщины пограничного слоя потока, на нее большее влияние оказывает турбулентность, скорость увеличения толщины изменяется, иона становится пропорциональной /°-8. Число Нуссельта в ламинарной области
пропорционально а когда го сжатия: г «	_	_ «	1 — без горения; 2 — в случае горения
тепловой пограничный слои цели-ком расположен в области тур-
булентности, оно пропорционально Это соответствует предельным случаям решения уравнений (5.47) и (5.53).
Указанное изменение в поведении неустановившегося теплового пограничного слоя частично отражено в результатах измерений Саммерса [89], заимствованных из работы Аннанда [90] и изображенных на рис. 5.14. Эти измерения проводились в машине быстрого сжатия, поршень которой останавливался после прихода в ВМТ, опыты проводились как при горении, так и без горения. При быстром сжатии температура основной массы газа изменяется, как при изэнтропическом процессе, и при этом образуется очень тонкий пограничный слой. Когда движение поршня в ВМТ прекращается, пограничный слой увеличивается вследствие теплоотдачи в стенки, скорость конвекции при этом мала, поскольку газы не расширяются. Если бы они расширялись, увеличение теплового пограничного слоя было бы более быстрым из-за влияния скоростей расширения. Как видно из рис. 5.14, число Нуссельта начинает убывать пропорционально /-1/2, что соответствует ламинарному тепловому пограничному слою. Далее следует более заметное уменьшение числа Нуссельта, и для больших значений времени его убывание становится пропорциональным (-°-25. Такое изменение числа Нуссельта можно объяснить, если учесть уменьшение турбулентности и ослабление основного течения в камере. Поскольку турбулентность с течением времени уменьшается, величина Ch будет убывать и средний коэффициент проводимости (см. уравнение (5.53)) станет меньше. Такое динамическое изменение процессов течения и теплоотдачи может быть причиной резкого изменения скорости уменьшения числа Нуссельта. Описанное поведение наблюдалось в обоих случаях как при горении, так и без горения, хотя в случае горения, как показано на рис. 5.14, число Нуссельта больше. Следует
237
напомнить, что при горении сжатие газов сильнее и у стенки пламя гасится, и поэтому начальный тепловой пограничный слой может быть тоньше соответствующего слоя, образующегося при отсутствии горения. Это может служить объяснением увеличения числа Нуссельта; кроме того и течения в этих двух случаях могут несколько отличаться друг от друга.
Приведенный пример иллюстрирует динамику поведения теплового пограничного слоя в псевдоустановившемся состоянии. В двигателе процессы сжатия и расширения происходят весьма быстро, что может быть причиной недопустимости предположения о постоянстве теплового потока q через пограничный слой. В пограничных слоях температура может иметь локальные минимумы и максимумы, так что поток тепла в стенку может не совпадать по фазе с полной разностью температуры стенки и основной массы газов. При некоторых углах поворота коленчатого вала во время сжатия свежего заряда топливной смеси, температура которого первоначально ниже температуры стенки, поток тепла меняет направление на противоположное, пока температура основной массы не превысит температуру стенки. И при расширении горячих продуктов сгорания поток тепла будет уменьшаться быстрее, чем разность температур. Этот эффект сжимаемости будет менее заметен, если он вообще будет проявляться, в случае хорошей теплопроводности. Поскольку свойства, характеризующие теплопроводность, существенно зависят от особенностей течения, изменение турбулентности и основного потока, например изменение вихревого течения, будет сильно влиять на интенсивность потока тепла к стенкам, и она также будет различной в разных местах стенки.
Экспериментальная оценка интенсивности потока теплоты в двигателе, приводимом в движение от другого двигателя, была осуществлена Хассаном [911, Дао и др. [92], Дентом и Сулиама-ном [93], Аннандом и Пинфолдом [94] и другими исследователями. Основной вывод всех этих исследований состоит в том, что для описания влияния потока газов на поток тепла можно использовать корреляционное соотношение между числами Нуссельта и Рейнольдса для псевдо установившегося состояния, установленное для пограничного слоя при обтекании плоских пластин:
Nu ~ Re".	(5.55)
Тепловой поток к стенке при этом можно описать уравнением
<5-5б>
где показатель степени п принимает значение в диапазоне от 0,7 до 0,8. Влияние турбулентности учитывается выбором соответствующих величин постоянной С и показателя степени п. Это означает, что предпосылкой справедливости уравнений (5.55) и (5.56) является равновесность турбулентности в основном по-238
токе, характеризуемом скоростью невозмущенного потока Vp. При сильно завихренном течении число Рейнольдса следует определить, исходя из скорости вихревого течения. При предположении, что вихревое течение подобно вращению твердого тела, имеем
Vsa> = <ог;	(5.57)
Re = a>r2/v.	(5.58)
Зависимость (5.58) указывает на возможность учета изменения радиуса камеры сгорания, что и было сделано Дентом и Сулиама-ном [93]. Можно также принять радиус равным радиусу цилиндра.
Результаты измерений при работающем двигателе, осуществленных Вошни [95], Аннандом и Ма [96], Дентом и Сулиама-ном [93], показали необходимость некоторого изменения коререляционных соотношений (5.55) и (5.56), обусловленную влиянием горения. Вошни учел влияние горения на течение введением эффективного числа Рейнольдса:
Re = (Vp + Ve) B/v,	(5.59)
’'• = с(тг)(тг1)’	<5-60*
где скорость расширения Ve определяется разницей между действительным давлением и давлением Рт в двигателе, приводимом в движение от другого двигателя. Добавление скорости расширения позволяет учесть в корреляционном соотношении для теплового потока скорость процесса горения. Косвенно это позволяет также учесть и изменение течения, на которое, как показано в предыдущем разделе, влияет распространение пламени. Явный учет влияния вихревого движения был осуществлен Лефевром и др. [97], Дао и др. [92] и Дентом и Сулиаманом [93] путем использования вместо скорости движения поршня скорости вихревого движения, скорость расширения при этом не учитывалась. Различие по фазе потока тепла и разности температур учитывалось Аннандом и Ма [95], Аннандом и Пинфолдом [94]. Они использовали основное корреляционное соотношение между числами Нуссельта и Рейнольдса, но вместо разности Т — Tw использовали выражение, содержащее дополнительное слагаемое [94], , = с4ке"(т-Т«, + а^^-).	(5.61)
В работе [95] неустановившийся характер процесса учитывался дополнительным слагаемым другого вида. Использование этих соотношений позволило добиться лучшего соответствия с данными относительно скорости возрастания или убывания интенсивности теплоотдачи около ВМТ.
Все корреляционные зависимости, основанные на соотношении между числами Нуссельта и Рейнольдса, типа приведенных выше, являются общими. Они характеризуют теплоотдачу в камере сгорания в среднем, и при этом предполагается, что она
239
может быть охарактеризована с помощью средней температуры основной массы газа. Эта температура может быть достаточно
просто рассчитана математически по имеющимся экспериментальным данным об изменении давления, термодинамическом состоянии и составе газов. Другое допущение, вводимое при использовании корреляционных зависимостей, связано с выбором условий, которым соответствуют свойства газов.
Перед началом процесса горения температура газов по объему распределена почти равномерно, и она представляет собой среднюю
температуру газов, а состав газов определяется составом несгоревшего заряда топливной смеси. После воспламенения средняя температура основной массы газов в большинстве теорий рассчитывается по составу, определяемому продуктами сгорания. В некоторых исследованиях [97] вместо средней температуры основной массы газов при оценке теплового потока и определении свойств газов используется температура слоя газов. Эта температура определяется как среднее значение между температурой стенки и температурой основной массы газов. Однако нет никаких оснований считать, что такой подход обладает преимуществами по сравнению с теориями, основанными на использовании средней температуры основной массы газов. При сравнении результатов расчетов по всем этим теориям с результатами измерений наблюдаются несовпадения, обусловленные достаточно большими раз-
личиями интенсивности теплопроводности в разных местах камеры сгорания. Во время горения заряда в цилиндре имеются две более или менее различных зоны: одна, занятая несгоревшими газами, и другая — продуктами сгорания. Эти две зоны разделены фронтом распространяющегося пламени, так что их положение в камере сгорания определяется ходом процесса горения, на который влияют течение газов и форма камеры сгорания. Положение фронта пламени при заданном угле поворота коленчатого вала двигателя будет меняться от цикла к циклу вследствие возможных изменений хода процесса горения и турбулентности, поэтому измерения теплоотдачи на протяжении большого количества циклов позволяют определить статистически средние величины. Хотя использование средней температуры включает в себя осреднение по всему объему заряда топливной смеси, оно не учитывает различия температур в разных участках поверхности. Вследствие этого очень трудно проверить справедливость корреляционных соотношений по результатам измерений в одной точке, необходимо проводить сравнение со значениями, полученными в результате осреднения по
нескольким точкам поверхности камеры сгорания.
Площадь поверхности стенки можно разделить на две части, в соответствии с частями поверхности, к которым примыкают зоны, занятые несгоревшим газом и продуктами сгорания, если эти зоны размещены в пространстве, как показано на рис. 5.13,
A tot = Аь + Аи.
240
Предполагая, что в каждой из этих областей газы имеют свою среднюю температуру и свой состав, полный тепловой поток можно представить в виде
Q =	+ Чи^-ut
где интенсивности теплоотдачи в зонах расположения продуктов сгорания и несгоревших газов определяются уравнениями
k
qu = C -J^-Re^Tu-T^ k	i
qb = C^tenb(Tb-Tw).
Целесообразность подобного разделения зависит, конечно, от того, насколько верно такое разделение на зоны соответствует действительности. Если не проводить двумерных расчетов [61— 64], то необходимо задать форму поверхности фронта пламени. В термодинамических теориях, учитывающих наличие двух зон, рассматривались сферическая [14, 28, 32, 37] и цилиндрическая поверхности фронта пламени [30, 37]. Влияние формы и величины площади при расчетах теплоотдачи становится важным при оценке целесообразности изменения формы камеры сгорания. Результаты исследования влияния величины отношения диаметра цилиндра к ходу поршня, проведенного Сиуертом [98], показали значительное увеличение потерь тепла при увеличении величины отношения диаметра цилиндра к ходу поршня. Полные потери тепла увеличиваются от 15 до 25 % энергии топлива при изменении величины отношения диаметра цилиндра к ходу поршня от 1,1 до 3,3, как показано на рис. 5.15. С помощью термодинамической теории, учитывающей наличие двух зон, предполагая, что фронт пламени имеет сферическую поверхность, Боргнакке и др. [33] воспроизвели исследование влияния величины отношения диаметра цилиндра к ходу поршня и сравнили различные корреляционные соотношения для оценки интенсивности теплоотдачи. В результате было показано, что расчеты интенсивности теплоотдачи по корреляционным соотношениям Вошни (5.59), (5.60) и Аннанда (5.56) получаются точнее при учете скорости расширения.
Теория, учитывающая неустановившийся характер процесса теплоотдачи с помощью уравнений (5.47)—(5.51) и турбулентность с помощью Л-е-модели, была разработана и применена к решению некоторых задач исследования двигателей Боргнакке и др. [33]. Для оценки полной теплоотдачи в стенки в некоторых местах камеры сгорания по формуле (5.47) вычислялась толщина теплового пограничного слоя, и в этих местах производились локальные оценки теплоотдачи. Результаты для некоторых фиксированных мест и мест, связанных с движущимся фронтом пламени, приведены на рис. 5.16. В месте нахождения фронта пла
241
мени толщина теплового пограничного слоя считается равной расстоянию до стенки, на котором происходит гашение пламени, и интенсивность теплоотдачи в этом месте максимальна. С увеличением толщины теплового пограничного слоя за фронтом пламени интенсивность теплоотдачи уменьшается, но впоследствии она может опять возрасти из-за продолжающегося процесса сжатия, как это происходит в месте расположения свечи зажигания (кривая 2 на рис. 5.16). Локальные значения интенсивности теплоотдачи, рассчитанные теоретически, хорошо согласуются с экспериментальными данными, представленными кривой 6. Месту, для которого известны экспериментальные данные, соответствуют расчетные кривые 1 и 5. Поскольку экспериментальные данные получены путем осреднения результатов для 256 циклов, возможность изменений от цикла к циклу и конечность размеров датчика являются причиной некоторого затушевывания эффектов, и в районе фронта пламени следует ожидать, что результаты измерений должны соответствовать средней величине между значениями для зон, занятых продуктами сгорания и несгоревшими газами (кривые 1 и 5). На рис. 5.15 показаны результаты расчета полных потерь тепла по этой теории. Можно видеть, что результаты расчетов по этой теории несколько лучше результатов, полученных по корреляционным соотношениям, основанным на допу
щении о псевдоустановив-шемся характере процесса.
Теплоотдача обычно усиливается под влиянием турбулентности, интенсивного вихревого течения и пульсаций. Некоторые из эффектов
Рис. 5.15. Зависимость безразмерной теплопередачи Q* от отношения диаметра цилиндра к ходу поршня В* (данные из работы Сиуерта)
242 Z
Рис. 5.16. Зависимость локальной интенсивности теплопередачи в различных местах камеры сгорания от угла поворота коленчатого вала:
1 — обл&ьчъ, занятая несгоревшимн газами; 2 — место расположения свечи зажигания; 3 — задний фронт пламени; 4 — фронт пламени; 5 — на расстояния г ~ 0,6 м от свечи зажигания и 6 •=* экспериментальные данные поз. 5
этого влияния достаточно хорошо предсказываются теорией Вошни (см. соотношение (5.59)) и несколько хуже с помощью простого корреляционного соотношения (5.56). Большая завихренность потока приведет к увеличению турбулентности в пограничных слоях и, следовательно, к повышению интенсивности переноса количества движения и теплоты. Этот эффект учитывается путем подстановки в корреляционные соотношения скорости вихревого течения вместо средней скорости движения поршня, как это было сделано в формуле (5.58). В настоящее время не существует теорий, позволяющих одновременно учесть влияние скорости вихревого течения, скорости движения поршня и скорости расширения, что было бы необходимо для решения задач оптимизации. Поскольку увеличение скорости распространения пламени повышает теплоиспользование, а увеличение интенсивности теплоотдачи уменьшает, существует оптимальный уровень завихренности потока, пульсаций и турбулентности. Некоторые результаты измерений удельной индикаторной величины расхода топлива (ISFC — indicated specific fuel consumption), полученные Ли и др. [99], Нагаямой и др. [100], Мейо [1011, характеризуют влияние вихревого течения и пульсаций. Взаимодействие этих явлений исследовалось путем изменения формы камеры сгорания, результаты указывают на очень сложный характер их совместного влияния. Увеличение завихренности и пульсаций приводит к повышению теплоиспользования до некоторого предела, при котором теплоотдача становится настолько интенсивной, что теплоиспользование начинает ухудшаться. Исследования влияния течения по теории Девиса и Боргнакке [84] позволили качественно предсказать некоторые экспериментально обнаруженные факты. В частности, эта теория предсказывает существование минимума удельного индикаторного расхода топлива при некотором уровне рециркуляции отработавших газов и оптимальном расположении свечи зажигания, что согласуется с экспериментальными данными. Оптимальный уровень пульсаций оценивается в 30 % площади, подвергнутой их воздействию, в то время как эксперименты показывают, что оптимальное значение находится в интервале от 40 до 45 %. Во всех случаях было установлено, что достижимые пределы теплоиспользования определяются длиной пути, проходимого пламенем, и интенсивностью теплоотдачи. Совершенствование теорий в направлении расширения возможностей получения верных количественных оценок может быть осуществлено на основе совершенствования теории теплоотдачи и достижения более глубокого понимания особенностей влияния течения на процесс горения.
ОБОЗНАЧЕНИЯ
^tot — полная площадь стенки;
Аь — площадь части стенки, контактирующей с продуктами сгорания;
243
Аи — площадь части стенки, контактирующей с несгоревшими газами;
XFL — площадь фронта пламени;
В — диаметр цилиндра;
В — постоянная в формуле для скорости реакции;
С — среднее значение концентрации;
с' — среднеквадратичное значение флуктуации концентрации;
Ct — концентрация вещества с индексом i;
CD, Ci — постоянные в формулах для параметров турбулентности;
Ср — теплоемкость;
Ch — постоянная в формуле для интенсивности теплового потока;
Dk, De — диффузия величин К и е;	*
Е — энергия активации;
h — высота зазора;
К — кинетическая энергия турбулентности (ри^«;)/2 (р);
kT — ламинарная и турбулентная удельная теплопроводность;
kai)g — средняя проводимость пограничного слоя;
L — характерный размер потока или камера сгорания; — подъем клапана;
I — линейный размер турбулентности;
т — показатель степени;
те — масса, вовлеченная пламенем;
ть — масса сгоревших газов;
mtot — полная масса топливного заряда;
п — показатель степени;
Nu — число Нуссельта, qB/k ДТ;
Р — давление;
Рк, Р& — порождения /Сие;
Рг — число Прандтля;
q — интенсивность теплопередачи, отнесенная к единице площади;
Q — полная интенсивность теплоотдачи;
г — радиус;
гь — радиус ядра пламени;
R — газовая постоянная;
R — скорость реакции, отнесенная к единице массы;
Rfs — отношение скоростей пламени, Sr/SL;
Re — число Рейнольдса, VB/v,
ReT — число Рейнольдса для турбулентного потока, ii'l/w,
SL — скорость ламинарного пламени;
ST — скорость турбулентного пламени;
Т — температура;
t — время;
244
TB, T'u — температура продуктов сгорания и несгоревших газов;
Т„, Т„ — температура газов у стенки, вдали от стенки;
U — средняя скорость;
и' — среднеквадратичное значение флуктуации скорости;
ие — скорость вовлечения;
V —г объем;
Vp — средняя скорость движения поршня;
w — средняя скорость реакции;
хь — относительная масса сгоревших газов, mb/mtot', хе — относительная масса вовлеченных газов, Y — концентрация;
у — расстояние от стенки;
Z — безразмерное расстояние;
Р — безразмерное время;
S — толщина теплового пограничного слоя;
6FL — толщина пламени;
е — диссипация величины Д’;
Г — коэффициент переноса;
— собственное значение для задачи о скорости распространения пламени;
X — микромасштаб Тейлора;
Л — масштаб Колмогорова;
р — плотность;
т — характерное время турбулентности;
те — время прохождения половины вихря;
ть — время сгорания;
т|/ — напряжение турбулентного сдвига;
<р — коэффициент избытка воздуха;
0 — угол поворота коленчатого вала;
0ig — угол запаздывания воспламенения;
0Ь — продолжительность сгорания;
а4 — число Прандтля—Шмидта;
а*/ — турбулентные напряжения;
v, vt — ламинарная и турбулентная вязкость.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1.	Ballal, D. R., and Lefebvre, A. H., “The Influence of Flow Parameters on Minimum Ignition Energy and Quenching Distance,” 15th Symp. on Combustion, p. 1473, The Combustion Institute (1975).
2.	Ballal, D. R., and Lefebvre, A. H., “Ignition and Flame Quenching in Flowing Gaseous Mixtures,” Proc. Roy. Soc. London, A 357, 163 (1977).
3.	Ballal, Dr R., and Lefebvre, A. H., “A General Model of Spark Ignition for Gaseous and Liquid Fuel-Air Mixtures,” I8th Int. Symp. on Combustion, p. 1737, The Combustion Institute (1981).
4.	DeSoete, G. G., “The Influence of Isotropic Turbulence on the Critical Ignition Energy,” 13th Int. Symp. on Combustion, p. 735, The Combustion Institute (1973).
5.	DeSoete, G. G., “Initial Burning Velocity of Spark Ignited Flames Measured by a Laser Tomography Technique,” paper presented at Spring Technical Meeting of The Combustion Institute, Warren, Mich., March (1981).
6.	Karpov, V. P., and Sokolik, A. S., “Ignition Limits in Turbulent Gas Mixtures,” Institute of Chemical Physics, Academy of Sciences, USSR. Translated from Dokl. Akad. Nauk. SSSR, 141(2), 393-396 (1961).
7.	Sokolik, A. S., Karpov, V. P., and Semenov, E. S., “Turbulent Combustion of Gases,” Fizika Goreniya Vzryva, 3(1), 61-76 (1967).
8.	Ballal, D. R., and Lefebvre, A. H., “The Structure and Propagation of Turbulent Flames,” Proc. Roy. Soc. London, A 344, 217 (1975).
9.	linuma, K., and Iba, Y., “Studies of Flame Propagation Process,” J ARI Tech. Memo 10 (1972).
10.	linuma, K., and Iba, Y., “Studies of Flame Propagation,” JAR1 Tech. Memo 15 (1973).
11.	Namazian, M., Hansen, S., Lyford-Pike, E., Sanchez-Barsse, L, Heywood, 1, and Rife, J., “Schlieren Visualization of the Flow and Density Fields in the Cylinder of a Spark-Ignition Engine,” SAE paper 800044 (1980). ‘
12.	Cole, J. B., and Swords, M. D., “On the Correlation Between Gas Velocity and Combustion Pressure Fluctuations in a Spark-Ignition Engine,” 18th Int. Symp. on Combustion, p. 1837, The Combustion Institute (1981).
13.	Van Tiggelen, A., and Deckers, J., “Chain1 Branching and Flame Propagation,” 6th Int. Symp. on Combustion p. 61, The Combustion Institute (1957).
14.	Tabaczynski, R. L, Ferguson, C. R., and Radhakrishnan, K., “A Turbulent Entrainment Model for Spark Ignition Engine Combustion,” SAE paper 770647 (1977).
15.	Lavoie, G. A., “Correlations of Combustion Data for S. I. Engine Calculations—Laminar Flame Speed, Quench Distance and Global Reaction Rates,” SAE paper 780229 (1978).
16.	Markstein, G. H., “Non-Steady Flame Propagation," Pergamon Press, New York (1964).
17.	Lewis, B., and Von Elbe, G., “Combustion, Flames and Explosions of Gases," Academic, New York (1961).
18.	Williams, F. A., Combustion Theory, Addison-Wesley, Reading, Massachusetts (1965).
19.	Chomiak, J., “Dissipation Fluctuation and the Structure and Propagation of Turbulent Flames in PremiXed Gases at High Reynolds Numbers,” I6th Int. Symp. on Combustion p. 1665, The Combustion Institute (1977).
20.	Williams, F. A., “A Review of Some Theoretical Considerations of Turbulent Flame Structure," AGARD Conf. Proc., CP-164. III-l (1975).
21.	Boyer, L.-, Clavin, P., and Sabathier, F., “Dynamic Behavior of a Premixed Turbulent Flame Front,” I8th Int. Symp. on Combustion, p. 1041, The Combustion Institute (1981).
22.	Lancaster, D. R., Krieger, R. B., Sorenson, S. C., and Hull, W. L., “Effects of Turbulence on Spark-Ignition Engine Combustion,” SAE paper 760160 (1976).
246
23.	Quader, A. A., “What Limits Lean Operation in Spark Ignition Engines—Flame Initiation or Propagation?” SAE paper 760760 (1976).
24.	Peters, B. D., and Quader, A. A., “Wetting the Appetite of Spark Ignition Engines for Lean Combustion,” SAE paper 780234 (1978).
25.	Chomiak, J., “Flame Development from an Ignition Kernel in Laminar and Turbulent Homogeneous Mixtures,” 17th Int. Symp. on Combustion, The Combustion Institute (1979).
26.	Maly, R., “Ignition Model for Spark Discharges and the Early Phase of Flame Front Growth,” I8th Int. Symp. on Combustion, p. 1747, The Combustion Institute (1981).
27.	Adelman, H. E., “A Time Dependent Theory of Spark Institute,” 18th Int. Symp. on Combustion, The Combustion Institute, p. 1333 (1981).
28.	Blizard, N. C., and Keck, J. C., “Experimental and Theoretical Investigation of Turbulent Burning Model for Internal Combustion Engines," SAE paper 740191 (1974).
29.	Tabaczynski, R. J., Trinker, F. H., and Shannon, B. A. S., “Further Refinement and Validation of a Turbulent Flame Propagation Model for Spark-Ignition Engines,” Combust. Flame, 39, 111 (1980).
30.	Hires, S. D., Tabaczynski, R. J., and Novak, J. M., “The Prediction of Ignition Delay and Combustion Intervals for a Homogeneous Charge, Spark Ignition Engine,” SAE paper 780232 (1978).
31.	Hinze, J. O., Turbulence, McGraw-Hill, New York (1979).
32.	McCuiston, F. D., Lavoie, G. A., and Kauffman, C. W., “Validation of a Turbulent Flame Propagation Model for a Spark Ignition Engine,” SAE paper 770045 (1977).
33.	Botgnakke, C., Arpaci, V. S., and Tabaczynski, R. J., “A Model for the Instantaneous Heat Transfer and Turbulent in a Spark Ignition Engine,” SAE paper 800287 (1980).
34.	Tabaczynski, R. J., “Turbulence and Turbulent Combustion in Spark-Ignition Engines,” Prog. Energy Combust. Sci. 2, 143 (1976).
35.	Dyer, T. M., “Characterization of One and Two-Dimensional Homogeneous Combustion Phenomena in a Constant Volume Bomb,” SAE paper 790353 (1979).
36.	Lancaster, D. R., “Effects of Engine Variables on Turbulence in a Spark-Ignition Engine,” SAE paper 760159 (1976).
37.	Blumberg, P. N., Lavoie, G. A., and Tabaczynski, R. J., “Phenomenological Models for Reciprocating Internal Combustion Engines,” Prog. Energy Combust. Sci. 5, 123 (1979).
38.	Taylor, C. F., The Internal Combustion Engine in Theory and Practice, Vol. 2, MIT Press, Cambridge, MA (1979).
i 39. Groff, E. G., and Matekunas, F. A., “The Nature of Turbulent Flame Propagation in a Homogeneous Spark-Ignited Engine,” SAE paper 800133 (1980).
40.	Semenov, E. S ., “Studies of Turbulent Gas Flow in Piston Engines," NASA Tech. Trans. F97 (1963).
41.	Dent, J. C., and Salama, N. S., “The Measurement of the Turbulent Characteristics in an Internal Combustion Engine Cylinder,” SAE paper 750886 (1975).
42.	Witze, P. O., “Measurements of the Spatial Distribution and Engine Speed Dependence of Turbulent Air Motion in an I.C. Engine,” SAE paper 770220 (1977).
43.	Johnston, S. C., Robinson, C. W., Rorke, W. S., Smith, J. R., and Witze, P. O., “Application of Laser Diagnostics to an Injected Engine,” SAE paper 790092 (1979).
44.	Rask, R. B., “Laser Doppler Anemometer Measurements in an Internal Combustion Engine,” SAE paper 790094 (1979).
45.	Morse, A. P., Whitelaw, J. H., Yianneskis, M., “Turbulent Flow Measurements by Laser-Doppler Anemometry in Motored Piston-Cylinder Assemblies,” J. Fluids Eng. 101,208 (1979).
46.	Howe, N. M., Shipman, C. W., and Vranos, A., “Turbulent Mass Transfer and Rates of  Combustion in Confined Turbulent Flames,” 9th Int. Symp. on Combustion, p. 36, The Combustion Institute (1963).
247
47.	Howe, N. M., and Shipman, C. W., “A Tentative Model for Rates of Combustion in Confined Turbulent Flames,” 10th Int. Symp. on Combustion p. 1139, The Combustion Institute (1965).
48.	Cushing, B. S., Faucher, J. E., Gandbhir, S., ano Shipman, C. W., “Turbulent Mass Transfer and Rates of Combustion in Confined, Turbulent Flames II,” 11 th Int. Symp. on Combustion p. 817, The Combustion Institute (1967).
49.	Batt, R. G., “Turbulent Mixing of Passive and Chemically Reacting Species in a Low-Speed Shear Layer,” Jour, of Fluid Mechanics 82, part 1, 53 (1977).
50.	Andrews, G. E., Bradley, D., and Lwakabamba, S. B., “Turbulence and Turbulent Flame Propagation—A Critical Appraisal," Combust. Flame 24, 285 (1975).
51.	Chomiak, J., “Basic Considerations in the Turbulent Flame Propagation in Premixed Gases,” Prog. Energy Combust. Sci. S (3), 207 (1979).
52.	Shet, U. S. P., Sriramulu, V., and Gupta, M. C., "A New Approach to the Correlation of Turbulent Burning Velocity Data,” 18th Int. Symp. on Combustion, p. 1073, The Combustion Institute (1979).
53.	Abdel-Gayed, R. G., Bradley, D., and McMahon, M., “Turbulent Flame Propagation in Premixed Gases: Theory and Experiment,” 17th Int. Symp. on Combustion, p. 245, The Combustion Institute.
54.	Witze, P. O., and Vilchis, F.. R., “Stroboscopic Laser Shadowgraph Study of the Effect of Swirl on Homogeneous Combustion in a Spark-Ignition Engine," SAE paper 810226 (1981).
55.	Witze, P. O., “The Effect of Spark Location on Combustion in a Variable Swirl Engine," SAE paper 820044 (1982).
56.	Inoue, I., Nakanishi, K., Noguchi, H., and Iguchi, S., “The Role of Swirl and Squish in Combustion of the SI Engine,” VDI-Berichte 370, 181 (1980).
57.	Dent, J. C., and Derham, J. A., “Air Motion in a Four-Stroke Direct Injection Diesel Engine,” Proc. Instn. Meeh. Engrs. 188 (21/74), 269 (1974).
58.	Kido, H., Wakuri, Y., Ono, S., and Murase, E., “Prediction of In-Cylinder Gas Motion in Engines by an Energy Method,” SAE paper 800985 (1980).
59.	Borgnakke, C., Davis, G. C., and Tabaczynski, R. J., “Predictions of In-Cylinder Swirl Velocity and Turbulence Intensity for an Open Chamber Cup in Piston Engine,” p. 964, SAE paper 810224 (1982).
60.	Mattavi, J. N/, et al., “Combustion Modeling in Reciprocating Engines,” (Mattavi, J. N., and Amann, C. A., eds.), Plenum, New York (1980).
61.	Witze, P. O., “Comparison Between Measurements and Analysis of Fluid Motion in Internal Combustion Engines,” Sandia Rep. SAND81-8242 (1981).
62.	Reynolds, W. C., “Modeling of Fluid Motions in Engines—An Introductory Overview,” in “Combustion Modeling in Reciprocating Engines,” (Mattavi, J. N., and Amann, C. A., eds.), Plenum, New York (1980).
63.	Gosrnan, A. D., and Harvey, P. S., “Computer Analysis of Fuel-Air Mixing and Combustion in an Axisymmetric D.I. Diesel,” SAE paper 820036 (1982).
64.	Diwakar, R., “Direct-Injection Stratified-Charge Engine Computations with Improved Submodels for Turbulence and Wall Heat Transfer," SAE paper 820039 (1982).
65.	Clarke, J. F., “Parameter Perturbations in Flame Theory,” Prog. AerospaceSci. 16, 3 (1975).
66.	Bush, W. B., and Fendell, F. E., “Asymptotic Analysis of Laminar Flame Propagation for General Lewis Numbers,” Combust. Sci. Technol. 1, 421 (1970).
67.	Clavin, P., and Williams, F. A., “Theory of Premixed Flame Propagation in Large-Scale Turbulence,” Jour. Fluid Mechanics 90, 589 (1979).
68.	Peters, N., Hocks, W., and Mohiuddin, G., “Turbulent Mean Reaction Rates in the Limit of Large Activation Energies,” Jour. Fluid Mechanics 110, 411 (1981).
69.	Damkohler, G., Zeit. fur Electrochem. 46, 601 (1940); also NACA TM 1112 (1947).
70.	Heikal, M. R.,.Benson, R. S., and Annand, W. J. D., “A Model for Turbulent Burning Speed in Spark Ignition Engines,” Proc. Instn. Meeh. Engrs. C115/79, 195, (1979).
248
71.	Bray, К. N. C., and Moss, J. B., “A Unified Statistical Model of the Premixed Turbulent Flame,” Acta Astronautics 4. 291 (1977).
72.	Libby, P.A., and Bray, K. N. C., “Implications of the Laminar Flamelet Model in Premixed Turbulent Combustion,” Combust. Flame 39, 33 (1980).
73.	Libby, P. A., Bray, K. N. C., and Moss, J. B., “Effects of Finite Reaction Rate and Molecular Transport in Premixed Turbulent Combustion,” Combust. Flame 34, 285 (1979).
74.	Spalding, D. B., “Development of the Eddy-Break-up Model of Turbulent Combustion,” 16th Int. Symp. on Combustion, p. 1657, The Combustion Institute (1976).
75.	Spalding, D. B., “A General Theory of Turbulent Combustion the LaGrangian Aspects,” AIAA paper 77-141 (1977).
76.	Dopazo, C., and O’Brien, E. E., “Statistical Treatment of Non-Isothermal Chemical Reactions in Turbulence,” Combust. Sci. Technol. 13, 99 (1976).
77.	Pope, S. B., “The Probability Approach to the Modelling of Turbulent Reacting Flows,” Combust. Flame 27, 299 (1976).
78.	Pope, S. B., “A Monte Carlo Method for the PDF Equations of Turbulent Reactive Flow,” Combust. Sci. Technol. 25, 159 (1981).
79.	Pratt, D. T., “Mixing and Chemical Reaction in Continuous Combustion,” Prog. Energy Combust. Sci. 1, 73 (1976).
80.	Flagan, R. C., and Appleton, J. P., “A Stochastic Model of Turbulent Mixing with Chemical Reaction: Nitric Oxide Formation in a Plug-Flow Burner,” Combust. Flame 23, 249 (1974).
81.	Radhakrishnan, K., and Heywood, J. B., "Effects of Combustor Inlet Conditions on Flame Stability,” Combust. Sci. Technol. 24, 165 (1981).
82.	Corrsin, S. C., “Statistical Behavior of a Reacting Mixture in Isotropic Turbulence,” Phys. Fluids 1(1) (1958).
83.	Mansouri, S. H , Heywood, J. B., and Radhakrishnan, K., “Divided-Chamber Diesel Engine, Part 1: A Cycle-Simulation Which Predicts Performance arid Emissions,” SAE paper 820273 (1982).
84.	Davis, G. C., and Borgnakke, C., “The Effect of In-Cylinder Flow Processes (Swirl, Squish and Turbulence Intensity) on Engine Efficiency—Model Predictions,” SAE paper 820045 (1982).
85.	Nikanjam, M., and Greif, R., “Heat Transfer During Piston Compression," J. Heat Transfer 100, 527 (1978).
86.	Greif, R., Namba, T., and Nikanjam, M., “Heat Transfer during Piston Compression Including Side Wall and Convection Effects,” Int. Jour. Heat Mass Transfer 22, 901 (1979).
87.	Wolfshtein, M., “The Velocity and Temperature Distribution in One-Dimensional Flow with Turbulence Augmentation and Pressure Gradient,” Int. J. Heat Mass Transfer 12, 301 (1969).
88	Spalding, D. B., “Heat Transfer from Turbulent Separated Flows,” J. Fluid Meeh. 27, 97 (1967).
89.	Summers, I. G. S., “Convective Heat Transfer in a Rapid Compression Machine Simulating a Spark-Ignition Engine,” M.Sc. Thesis, University of Manchester (1970).
90.	Annand, W. J. D., “Heat Transfer from Flames in Internal Combustion Engines,” in “Heat Transfer from Flames,” (N. H. Afgan and J. M. Beer, eds.), p. 377, Wiley,New York (1974).
91.	Hassan, H., “Unsteady Heat Transfer in a Motored I.C. Engine Cylinder,” Proc. Instn. Meeh. Eng. 185, 1139 (1971).
92.	Dao, K., Uyehara, O. A., and Myers, P. S., “Heat Transfer Rates at Gas-Wall Interfaces in Motored Piston Engine,” SAE paper 730632 (1973).
93.	Dent, J. C., and Suliaman, S. J., “Convection and Radiative Heat Transfer in a High Swirl Direct Injection Diesel Engine,” SAE paper 770407 (1977).
94.	Annand, W. J. D., and Pinfold, D., “Heat Transfer in the Cylinder of a Motored Reciprocating Engine,” SAE paper 800457 (1980).
249
95.	Woschni, G., “A Universally Applicable Equation for the Instantaneous Heat Transfer Coefficient in the Internal Combustion Engine,” SAE paper 670931 (1967).
96.	Annand, W. J. D., and Ma, T. H., “Instantaneous Heat Transfer Rates to the Cylinder Head Surface of a Small Compression Ignition Engine,” Proc. Instn. Meeh. Eng. 185, 976 (1971).
97.	LeFeuvre, T., Myers, P. S., and Uyehara, O. A., “Experimental Instantaneous Heat Fluxes in a Diesel Engine and Their Correlation,” SAE Transactions, 78, paper 690464 (1969).
98.	Siewert, R. M., "Engine Combustion at Large Bore-to-Stroke Ratios,” SAE paper no. 780968 (1978).
99.	Lee, W., Schafer, H. J., and Schapertons, H., “Investigation of High Compression Ratio S.I. Engine by a Two-Dimensional Model,” 5th Inti. Automotive Propulsion System Symp. (1980).
100.	Nagayama, I., Araki, Y., and Lioka, Y., “Effects of Swirl and Squish on S.I. Engine Combustion and Emission,” SAE paper 770217 (1977).
101.	Mayo, J., “The Effect of Engine Design Parameters on Combustion Rate in Spark-Ignited Engines,” SAE paper 750355 (1975).
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ НА РУССКОМ ЯЗЫКЕ К ГЛ. 5
Карпов В. П., Соколик А. С. Процессы воспламенения в турбулизированных газовых смесях. ДАН СССР, т. 141, № 2, 1961. С. 393—396.
Соколик А. С., Карпов В. П., Семенов Е. С. О турбулентном горении газов.
Физика горения и взрыва, т. 3, № 1, 1967. С 61-—76.
Семенов Е. С. Исследование турбулентного движения газа в условиях порш-
невого двигателя. Диссертация на соиск. уч. ст. канд. техн, наук, М., 1958.
Маркштейн Дж. Г. и др. Нестанционарное распространение пламени. М.: Мир. 1968. 437 с.
Льюис Б., Эльбе Г, Горение, пламя И взрывы в газах. М.: Мир, 1968.
592 с.
Вильямс Ф. А. Теория горения. М.: Наука, 1971. 615 с.
Хинце И. О. Турбулентность. Ее механизм и теория. М.: Физматгиз, 1963.
680 с. (Перевод изд. 1959 г.).
Глава 6
ВЛИЯНИЕ АНОМАЛЬНЫХ ПРОЦЕССОВ
СГОРАНИЯ НА ТОПЛИВНУЮ ЭКОНОМИЧНОСТЬ
Уилер Р. У., «Атлантик ресерч ассошиейтс», г. Танбридж
Уэллс, гр. Кент, Великобритания
6.1.	ВВЕДЕНИЕ И ИСТОРИЧЕСКИЙ КОММЕНТАРИЙ
6.1.1.	ВВЕДЕНИЕ
Факт, что экономичность двигателя с искровым зажиганием зависит от степени сжатия, хорошо известен. Термодинамическое обоснование его приводится в различных учебниках [1, 2, 3], а практические последствия увеличения степени сжатия достаточно подробно исследованы, в частности, Кэрисом и Нелсоном [4].
Преимущества применения двигателей с высокой степенью сжатия для типичного современного двигателя с верхним расположением клапанов, запускаемого без предварительного подогрева, показаны на рис. 6.1. При этом также достигается увеличение эффективной мощности, что в свое время при низкой стоимости топлива стимулировало увеличение степени сжатия. Однако с наступлением энергетического кризиса ситуация изменилась.
Кэрис и Нелсон не могли точно определить оптимальную степень сжатия, однако они установили, что при степени сжатия 17 : 1 КПД двигателя начинает уменьшаться. Эта степень сжатия значительно меньше максимально возможной в двигателях массового производства, которая может быть примерно равной 24 : 1. Указанное предельное значение определяется техническими возможностями, оно применяется лишь в малых высокооборотных вихрекамерных и предкамерных дизелях, что обеспечивает легкий пуск и хорошее сгорание.
При высокой степени сжатия в двигателях с искровым зажиганием возникают проблемы, связанные с чрезмерным увеличением максимального давления в цилиндрах, вызы-
Рис. 6.1. Влияние степени сжатия CR на удельный расход топлива Q и требования к октановому числу, определенному исследовательским методом О. Ч. И. (1 г/(л. с-ч)= 1,36 г/(кВт-ч))
251
вающим необходимость утяжеления конструкции и приводящим к увеличению потерь на трение. За все это приходится расплачиваться дополнительным расходом топлива.
При современном техническом уровне оптимальное значение степени сжатия для двигателей с искровым зажиганием, предназначенных для использования в легковых автомобилях малой массы, находится в диапазоне от 11 : 1 до 14 : 1. Однако большинство доступных топлив в условиях высокого давления в цилиндрах и при сопутствующих высоких температурах проявляют склонность к аномальному сгоранию. Вследствие этого на практике в двигателях, за исключением высокооборотных двигателей гоночных автомобилей, степень сжатия редко превышает 10 : 1, а чаще близка к 9 : 1. Несмотря на все сказанное, увеличение степени сжатия с 9 : 1 до 14 : 1 сулит значительное повышение экономичности, поэтому изучение факторов, приводящих к аномальному сгоранию, которое ие позволяет реализовать это повышение, несомненно имеет смысл.
Двумя основными видами аномального сгорания являются детонационное сгорание и калильное зажигание, которые известны со времени появления самих двигателей с искровым зажиганием. Хотя Дугалд Клерк сообщил о первом наблюдении им детонационного сгорания еще в 1882 г. [61, результаты его наблюдения с научной точки зрения были описаны недостаточно полно. Для лучшего понимания существа вопроса полезно начать с краткого исторического обзора.
6.1.2.	ОСОБЕННОСТИ КАЛИЛЬНОГО ЗАЖИГАНИЯ
И ДЕТОНАЦИОННОГО СГОРАНИЯ И ЗАВИСИМОСТЬ МЕЖДУ НИМИ
Для первых двигателей с примитивными способами образования топливной смеси, например, в результате поверхностного испарения или с помощью фитилей требовался легкий бензин с низкой (100 °C) точкой кипения. Таким топливом был продукт прямой перегонки сырой нефти. В настоящее время известно, что такое топливо самое худшее с точки зрения возможности его аномального сгорания, и, действительно, многие из подобных двигателей теряли мощность в процессе работы и в конце концов останавливались, хотя сгорание топлива все еще происходило. В других же двигателях процесс сгорания сопровождался сильным шумом, но они продолжали работать.
Английский исследователь, профессор Кембриджского университета Бертрам Хопкинсон показал, что причиной этому были два совершенно разных явления: преждевременное калильное зажигание, которое приводило к остановке двигателя, и детонационное сгорание, которое вызывало шум.
Вводя раскаленный докрасна стержень в работающий двигатель, он заставлял горючую смесь воспламеняться до подачи 252
искры. С помощью примитивных приборов он наблюдал преждевременное калильное воспламенение, и ему удалось выяснить, что причиной бесшумной остановки двигателя является отрицательная работа, совершаемая поршнем. Когда, однако, Хопкинсон заставлял двигатель «детонировать», приборы показывали очень большие пики давления на нормальных в остальном диаграммах, в результате датчики давления со временем выходили из строя. Он считал, что при этом наблюдалось явление, сходное с явлением детонации в длинных трубах.
Несомненно, что к таким же выводам в то же самое время (1904 г.) пришли и некоторые другие исследователи из других стран, но именно Хопкинсон вдохновил своего ученика Г. Р. Рикардо на создание экспериментального двигателя, на котором он показал, как повышение температуры головки цилиндра при детонации приводит к началу преждевременного калильного воспламенения. Это важный результат, характеризующий последовательность процессов. Кроме того, Рикардо обнаружил «ан-тидетонационное» свойство чистого бензина. Следующий двигатель, построенный им в 1913 г., позволял изменять давление сжатия с помощью наддува [7]. Это дало ему возможность оценить различные топлива по степени стойкости к «детонации». Он установил, что толуол был лучшим из доступных топлив и что тяжелые бензины лучше легких. В результате проведенных испытаний Рикардо пришел к твердому убеждению, что обусловленная этими явлениями ограниченность возможного увеличения степени сжатия двигателей была основным препятствием на пути повышения их топливной экономичности.
После первой мировой войны, во время которой развитие двигателестроения и совершенствование конструкционных материалов ограничивалось в основном авиационной и танковой промышленностью [81, создание новых автомобильных двигателей потребовало проведения интенсивных исследований процессов сгорания. Эти исследования, приведшие к значительным успехам, были проведены в США, в частности, в исследовательских лабораториях фирмы «Дженерал моторе» под руководством Кеттеринга. Именно там Томас Мидгли открыл антидетонационные свойства тетраэтилсвинца, что позволило значительно расширить возможности увеличения степени сжатия по крайней мере для топлив нефтяного происхождения [9].
За решение поистине колоссальной задачи оценки склонности к детонации всех известных чистых углеводородов взялся Объединенный комитет по исследованию топлив нефтяной и автомобильной промышленности США, в результате чего к концу двадцатых годов была создана октан-гептановая шкала [10]. В то же самое время в Англии в фирме «Шелл» были завершены исследования, проводившиеся Рикардо, Тизардом и Пайем [11 на, по-видимому, первом двигателе действительно с переменным сжатием, сконструированным Рикардо одноцилиндровом четырехклапанном двига-
253
теле £35 с верхним расположением распределительного вала объемом 2 л. Они исследовали термический КПД двигателя и его зависимость от состава топлива, степени сжатия и термодинамических свойств топливной смеси. Испытания двигателя £35 показали хорошее соответствие теоретических и экспериментальных результатов и способствовали, таким образом, созданию основ термодинамики двигателей.
Они опять показали, что толуол обладал наилучшими анти-детонационными свойствами, и предложили шкалу, нулевая точка на которой соответствовала свойствам одного из свободных от ароматических соединений бензина, а точка 100 — свойствам толуола. Эта шкала появилась раньше шкалы, предложенной в США Объединенным комитетом по исследованию топлив, хотя, очевидно, и уступает ей.
Хорошим топливом зарекомендовал себя этиловый спирт, что сделало Рикардо пожизненным энтузиастом его распространения. Ему принадлежат слова, сказанные в 1920 г.: «Благодаря применению топлива растительного происхождения (этиловый спирт) человечество получает возможность превращать в энергию движения ежедневно поступающую энергию Солнца, в то время как, используя минеральное топливо, оно вынуждено расходовать свои запасы, которые весьма ограничены» [12].
К 1927 г., который Агнью [131 определил как год начала серьезных исследований в фирме «Дженерал моторе», уже выяснилось, что преждевременного калильного зажигания можно избежать путем совершенствования конструкции двигателя, но детонационное сгорание, которое в то время чаще называлось по признаку его проявления в двигателе «детонационным стуком», еще представляло собой фундаментальную проблему, решенную лишь частично.
Процесс сгорания — турбулентность и детонационное сгорание. Значение турбулентного движения смеси в камере сгорания было известно пионерам двигателестроения, турбулентность позволяет объяснить кажущийся парадокс, заключающийся в том, что быстроходный двигатель работает быстрее, чем это позволяет распространение фронта пламени в топливной смеси. Хопкинсон продемонстрировал в’ экспериментах в бомбе возможность регулируемого увеличения скорости распространения пламени в смеси с помощью вентилятора, вращающегося с различной скоростью. Его современник сэр Дугалд Клерк продемонстрировал противоположный эффект остановки двигателя после нескольких циклов работы из-за турбулентности. В тех случаях, когда заряд горючей смеси воспламенялся, сгорание его было неполным.
На начальном этапе вполне естественным было появление различных теорий детонационного сгорания. Тизард [14] предполагал, что его причиной были большие ускорения фронта пламени и, как следствие этого, очень высокая температура пламени. Для проверки возможности распространения пламени с такими 254
Рис. -6.2. Машина быстрого сжатия («Сфинкс»)
высокими скоростями он проводил испытания на изображенной на рис. 6.2 машине быстрого сжатия, созданной по принципу двигателя. Поршень при достижении ВМТ фиксировался и отсоединялся от ведущего вала с помощью телескопической стержневой системы. Приводимый в движение грузом вентилятор позволял создавать в камере сгорания турбулентность различной интенсивности. При сжатии происходило самовоспламенение, которое, как он считал, приводило к распространению пламени с очень высокой скоростью, и в процессе испытаний записывались индикаторные диаграммы.
Влияние создаваемой вентилятором турбулентности на задержку воспламенения смеси гептана с воздухом хорошо видно при сравнении рис. 6.3 и 6.4. В опытах был установлен двухфазный характер процесса самовоспламенения и замечена его зависимость от молекулярной структуры топлива. Роль турбулентности оказалась сложной, поскольку, с одной стороны, при Увеличении турбулентности увеличивается отвод тепла в «холод-
255
Рис. 6.3. Индикаторная диаграмма процесса воспламенения в камере сгорания неподвижной смеси n-гептана с воздухом (1 фунт/дюйм2 = 6,9 кПа): 1 — охлаждение после сгорания
Рис. 6.4. Индикаторная диаграмма процесса воспламенения смеси п-гептана с воздухом в вихревой камере сгорания (1 фунт/дюйм2 = 6,9 кПа);
1 — охлаждение после сгорания
ные» стенки камеры сгорания, а с другой стороны, увеличение турбулентности благоприятствует диффузии очагов самовоспламенения в заряде топливной смеси.
Эти эксперименты, а также выявление существенного влияния тетраэтилового свинца побудили профессора Каллендера сделать предположение, что во время задержки воспламенения образуются активные центры, которые он назвал «каплями ядер», а это способствует детонационному сгоранию [15]. Мардлес показал, что вероятнее всего активные центры представляют собой перекиси органических веществ, и примерно в то же самое время Эджертон выдвинул предположение, что антидетонационное действие оказывают молекулярно-диспергированные окислы многовалентных металлов, которые в результате окислительно-восстановительной реакции разрушают активные насыщенные кислородом молекулы [16].
Конструкция камеры сгорания. В то же самое время, когда были получены эти фундаментальные результаты, Рикардо сконструировал для проведения исследований первую камеру сгорания, которая могла обеспечить эффективную работу двигателей автомобилей массового производства, — камеру сгорания с односторонним расположением клапанов. Такая конструкция двигателя была обусловлена требованиями производства. Все разработки Рикардо были хорошо документированы [17] в соответствии с требованиями того времени [8].
Основными особенностями камеры сгорания для проведения исследований были следующие:
1.	Точное регулирование турбулентности с целью увеличения скорости распространения пламени до такой степени, чтобы время сгорания было меньше времени задержки самовоспламенения;
256
Рис. 6.5. Влияние скорости вращения смеси w иа характеристики двигателя с цилиндрическим золотником (зависимость расхода топлива q, среднего индикаторного давления р и октанового числа (О. Ч.) от числа вращений смеси w за одни оборот коленчатого вала) (1 фуит/л. с. = 0,62 кг/кВт;
1 фунт/дюйм2 = 6,9 кПа):
1 — максимальное индикаторное давление; 2 — расход топлива; 3 — требуемое октановое число
2.	Максимальное расстояние, проходимое фронтом пламени, было ограничено гасящим пламя зазором между днищем поршня и плоскостью головки цилиндра, равным 0,14 дюйм (3,8 мм);
3.	Использование скорос
ти нарастания давления для
оценки турбулентности и неустойчивого характера работы двигателя. (Оптимальная скорость нарастания давления в этой камере составляла 35 фунт/дюйм2 (241,5 кПа) на один градус
поворота коленчатого вала, скорость распространения пламени при этом достигала 300 фу т/с (91,5 м/с) и сгорание происходило за 25° угла поворота коленчатого вала);
4.	Свеча зажигания располагалась в самом горячем месте камеры — над выпускным клапаном — для минимизации возможности возникновения детонационного сгорания. Детонационное сгорание имело место в части заряда горючей смеси, которая находилась над днищем поршня в относительно холодной зоне и должна была сгорать в последнюю очередь, и результатом этого были эрозия и выкрашивание поверхности поршня в этой зоне;
5.	Головки цилиндров имели шесть расположенных вдоль главной оси и равноудаленных друг от друга окон для измерения скорости пламени стробоскопическим методом с целью сопоставления ее с диаграммой давления [18].
В процессе этих испытаний при детонационном сгорании было замечено, что окна 1—5 пламя проходило нормально, но при достижении фронтом пламени 6-го окна наблюдалась яркая вспышка, которая освещала все шесть окон одновременно. Это полностью подтверждает выводы о детонационном сгорании по результатам наблюдений выкрашивания поверхности днища поршня.
Движение заряда горючей смеси в этих двигателях очень сложное вследствие асимметричности, но в цилиндрической камере при малых затратах энергии может быть организовано вращательное движение смеси. Алкок [19] проводил исследования
П/р Д Хиллиарда
257
на бесклапанном двигателе с цилиндрическим золотником с пере
городками во впускном канале, которые позволяли изменять скорость вихревого движения смеси от 0 до 7 вращений за один оборот коленчатого вала. Он показал (рис. 6.5), что оптимальное число вращений с точки зрения экономичности и предотвращения детонационного сгорания равно 2.
Смещение свечи зажигания при интенсивном вихревом движении смеси дает некоторый положительный эффект, поскольку
распространение пламени, расположенного в центре ядра, затруднено вследствие его малой плотности. Алкок назвал этот эффект тепловой центробежной конвекцией [20] и использовал его для обеспечения послойного сгорания. К концу двадцатых годов уже было накоплено достаточно информации о детонационном сгора
нии и преждевременном калильном зажигании для решения неотложных вопросов, стоявших перед конструкторами двигателей. Были обнаружены антидетонационные свойства тетраэтилового свинца, и начались работы по выявлению антидетонационных качеств углеводородов, была введена шкала детонационной стой-
кости, которая стала использоваться специалистами по топливу
и конструкторами двигателей, однако ученые лишь слегка за-
тронули проблему.
6.2.	ОПРЕДЕЛЕНИЕ И СПОСОБЫ ИЗМЕРЕНИЯ
ПАРАМЕТРОВ АНОМАЛЬНЫХ ПРОЦЕССОВ СГОРАНИЯ
6.2.1.	ОПРЕДЕЛЕНИЕ ТЕРМИНОВ
1.	Во-первых, нормальное сгорание является процессом, развивающимся от искры зажигания, подаваемой в определенный момент времени, и этот процесс представляет собой прогрессирующее по скорости распространение фронта пламени в камере сгорания до полного сгорания топливовоздушной смеси. При нормальном сгорании возможно возникновение шума, издаваемого элементами конструкции двигателя, причиной чего являются высокие скорости нарастания давления в цилиндрах.
2.	Процессами аномального сгорания являются процессы сгорания, начинающиеся до или после подачи искры у накаленных участков поверхностей или частиц нагара и приводящие к нерасчетным режимам роста давления, или процессы сгорания, начинающиеся перед фронтом пламени и развивающиеся с очень высокими скоростями. К ним относятся все разновидности калильного зажигания и детонационного сгорания.
3.	Детонационное сгорание сопровождается стуком, представляющим собой шум, который издают детали двигателя, причиной его служит самопроизвольное воспламенение (самовоспламенение) последней части заряда горючей смеси, находящейся перед фронтом пламени. Фронт пламени при этом может образовываться 258
от искры или в результате калильного зажигания. В первом случае возможность возникновения детонационного стука зависит от величины угла опережения зажигания, а во втором его возникновение менее чувствительно к величине этого параметра.
4.	Калильное зажигание происходит в результате воспламенения смеси от накаленных участков стенок камеры сгорания, головок выпускных клапанов, электродов или изоляторов свечи зажигания или частиц раскаленного нагара. При этом пламя после воспламенения распространяется с нормальной скоростью. Воспламенение может происходить до подачи искры, в этом случае процесс называется преждевременным калильнцм зажиганием, или после подачи искры, тогда процесс называют последующим калильным зажиганием. В обоих случаях диаграмма давления в цилиндре искажается.
5.	Воспламенение при выключенном зажигании представляет собой обычно нерегулируемый процесс самовоспламенения смеси от сжатия в прогретом двигателе с прикрытой дроссельной заслонкой в течение, как правило, непродолжительного времени.
В зависимости от конструкции двигателя, условий его работы, количества и состава нагара при сгорании топливовоздушной, смеси могут одновременно происходить различные аномальные процессы. Некоторые из совокупностей таких процессов сгорания получили отдельные названия. Название резкого металлического стука получили четко прослушиваемые резкие стуки в двигателях с высокой степенью сжатия с неустойчивым образованием нагара. Это разновидность детонационного сгорания при калильном зажигании от накаленных участков поверхности [21].
Термин грохот применяется для наименования явления довольно устойчивого воспламенения от накаленных участков поверхностей части заряда в процессе сгорания. Следствием такого аномального процесса сгорания может быть слишком быстрый рост давления на начальном этапе цикла [22].
Последним в этом перечне упомянем высокооборотное детонационное сгорание. Термин детонационный стук не характеризует этого явления, поскольку оно происходит при высокой частоте вращения коленчатого вала и большой нагрузке, и часто на фоне общего шума незаметно для водителя. Результатом может быть прогар или оплавление поршней.
При работе двигателя на топливе с недостаточным октановым числом, определенным моторным методом, возможно быстро прогрессирующее преждевременное самовоспламенение.
6.2.2.	ВЫЯВЛЕНИЕ И ИЗМЕРЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ ПРОЦЕССОВ ДЕТОНАЦИОННОГО СГОРАНИЯ
и ПРЕЖДЕВРЕМЕННОГО калильного ЗАЖИГАНИЯ
Первым и основным средством обнаружения детонационного стука и оценки его интенсивности является ухо человека [25], очень часто даже в самых современных исследованиях именно
9*	259
оно является окончательным арбитром при принятии решения. Хорошо тренированное ухо не могут превзойти даже самые сложные электронные приборы, которые, тем не менее, обладают преимуществом отсутствия свойственных человеку субъективности оценок и усталости.
Выявление детонационного сгорания по наблюдениям за выкрашиванием поверхности поршня позволяет оценить положение и размеры зоны последней части заряда, но требует много времени. Автору лишь после 10 ч непрерывной работы высокопрочного экспериментального двигателя при частоте вращения вала 1500 мин-1 удалось обнаружить едва заметные следы эрозии, в то время как интенсивность детонационного стука буквально пугала участников эксперимента.
Наблюдение за теплоотводом в зоне остаточных газов позволяет обнаружить детонационное сгорание по резкому увеличению его скорости, превышающему нормальное увеличение, которое обусловлено влиянием приводящих к детонационному сгоранию факторов (например, увеличением степени сжатия и угла опережения зажигания) [26].
Обычно при интенсивной детонации двигателей наблюдаются выделения сажи, но попыток контролировать детонационное сгорание путем обнаружения сажи не предпринималось.
Если бы в камере можно было сделать окно, то детонационное сгорание можно было бы обнаружить по сопровождающей его очень яркой вспышке, но, к сожалению, в реальных двигателях сделать окно затруднительно. При детонационном сгорании происходит резкое повышение ионизации газов во время вспышки. Оно может быть обнаружено с помощью ионизационного зонда, на который обычно подается отрицательный потенциал 100—300 В. Ток ионизации регистрируется электрометрическим усилителем и электронным осциллографом. В качестве ионизационного зонда может использоваться свеча зажигания двигателя при условии соответствующей изоляции цепей от высокого напряжения [27, 28]. Таким методом можно исследовать скорость распространения пламени, диаграмму работы двигателя и процесс гашения пламени [29—31 ], поскольку для его применения при испытаниях двигателя требуется сверление лишь небольшого (~3 мм) отверстия в стенке камеры сгорания.
На ниспадающих участках диаграмм ионизации можно видеть характерные для детонационного сгорания колебания. Однако для исследования детонационного сгорания этот метод применяется редко. Диаграммы соответствующим образом расположенных ионизационных зондов, позволяющие оценить степень ионизации в зависимости от угла поворота коленчатого вала, часто используются для выявления преждевременного калильного зажигания.
Исследования детонационного сгорания существенно продвинулись благодаря применению малоинерционных кварцевых пьезо-260
электрических датчиков давления. Малый размер, термостабильность и высокая прочность позволяют использовать эти датчики даже в обычных двигателях, прикрепляя их к корпусу свечи зажигания с помощью трубки малого диаметра [33] с учетом требования отсутствия резонансных явлений. Некоторые специалисты интенсивность детонационного стука оценивают величиной повышения давления в камере сгорания [34]. Другие предпочитают ставить в соответствие интенсивности детонационного стука скорость роста давления [35].
Преждевременное калильное зажигание очень удобно исследовать с помощью пьезоманометров, позволяющих выявить опережающий рост давления [36].
Акселерометры. Ударные волны давления в цилиндре, возникающие в результате детонационного сгорания, являются причиной передачи или излучения конструкцией двигателя колебаний с частотой 3—10 кГц, неопределенным образом зависящей от размеров и формы камеры сгорания. Первый датчик детонации, применявшийся в двигателях «Объединенного комитета по исследованию топлив США» (двигателях CFR) при оценке октановых чисел топлив, представлял собой «подскакивающее» устройство, резонирующее при колебаниях двигателя. При этом замыкались контакты интегрирующей схемы, с помощью которой измерялась интенсивность детонационного стука [37, 38].
Современные акселерометры прикрепляются к характерной детали конструкции, такой как, например, болт крепления головки, или рядом с ним; наилучшее место расположения датчика определяется методом проб, поскольку спектры и источники постороннего шума, производимого клапанным механизмом, цепными и зубчатыми передачами и т. п., у различных двигателей различны.
Широкое применение акселерометров в двигателях способствовало значительному усовершенствованию их конструкции.
6.2.3.	ОПРЕДЕЛЕНИЕ ХАРАКТЕРИСТИК ТОПЛИВ
Октановое число. Повсеместное распространение получила шкала, на которой n-гептану соответствует 0, а изооктану (2-2-4-триметилпентану) — 100 [10]. Использование этой шкалы целиком определяется использованием специального двигателя CFR, работающего на двух режимах, отличающихся температурными условиями. Детонационные свойства исследуемого топлива моделируются эталонной смесью, процентное содержание в которой изооктана в стандартных условиях называется октановым числом, определенным исследовательским методом, а в более тяжелых температурных условиях — октановым числом, определенным моторным методом [40].
Как правило, условия эксплуатации работающих без подогрева двигателей (гоночных автомобилей и авиационных) соот-
261
ветствуют исследовательскому методу, а большинства автомобильных двигателей — моторному методу определения октанового числа. Чувствительностью топлива (к температурным условиям) называется разность октановых чисел, определенных исследовательским и моторным методами. Октановые числа, соответствующие дорожным условиям, могут быть определены путем регистрации частоты вращения вала двигателя на пределе детонации при разгоне автомобиля на высшей передаче для фиксированного значения угла опережения зажигания из некоторого диапазона. Строится также набор кривых, характеризующих зависимость частоты вращения вала двигателя от угла опережения зажигания, для различных эталонных смесей. Испытываемое топливо после этого может быть оценено простым сопоставлением полученных для него результатов с этими кривыми [41].
В случае отсутствия двигателей CFR для сравнения топлив на слух может быть использован любой двигатель с переменной степенью сжатия. Это наиболее употребительный метод [25].
Конечно, только с помощью двигателя CFR можно получить истинные значения октановых чисел. Приближенные значения октановых чисел, определяемых исследовательским и моторным методами, могут быть получены в результате исследования содержания углеводородов в испытываемом топливе методом ядерного магнитного резонанса, а также в результате исследования содержания свинца и серы [26].
Высокооборотная детонация. В настоящее время не существует общепринятого метода оценки склонности моторных топлив к высокооборотной детонации, поскольку само это явление трудно наблюдать и еще более трудно увязать его с повреждениями двигателей [43, 44].
Известны факты, свидетельствующие о том, что определяемое моторным методом октановое число имеет большее значение, чем определяемое исследовательским методом, и что при сильной высокооборотной детонации появляются характерные признаки преждевременного калильного зажигания. Указанная проблема наиболее актуальна для Европы, где и проводятся основные ее исследования. Европейский координационный совет (С ЕС — Coordinating European Council) активно поддерживает разработку методов оценки повреждений при детонации для двигателей массового производства. Исследовательской группой CF—23 разработана схема метода испытаний, в соответствии с которой стабилизируется детонация, подбираются частота вращения вала двигателя, положение дроссельной заслонки и интенсивность детонации и затем проводятся испытания на выносливость в этих условиях и при этой интенсивности детонации [45].
Наиболее часто при применении метода регулирования интенсивности детонации используется полосно-пропускающее устройство для измерения ускорений Ассорини (Италия), основанное на разработке фирмы «Снам-Прогетти» [46]. Представляет инте-262
/
pec также система, в которой используется настраиваемый микрофон [46, 471.
Существенные успехи в выявлении связи повреждений двигателя с интенсивностью детонации, рассчитываемой различными методами, достигнуты в Италии [23, 46]. Сам подход к классификации топлив по стойкости к высокооборотной детонации вызывает некоторые сомнения, поскольку эталонные топлива очень чувствительны к изменениям условий работы двигателя и ведут себя не так, как бензины высших сортов, содержащие ароматические соединения и олефины [48].
Это свидетельствует о необходимости подбора эталонных топлив с такой же химической кинетикой, как и у обычных бензинов.
Стойкость к преждевременному калильному зажиганию. Вследствие сильного каталитического действия поверхностей и неизбежности наличия различного рода отложений в отдельных местах камеры сгорания очень трудно классифицировать топлива по их склонности к преждевременному калильному воспламенению. Даунз предложил оценивать стойкость к преждевременному калильному воспламенению изооктана числом 100, а циклогексана' или кумола, нулем [48]. Он создавал условия для преждевремен,-ного калильного зажигания в цилиндре авиационного двигателя «Нейпир Даггер» с помощью охлаждаемой воздухом горячей пробки и в лабораторном экспериментальном двигателе («Рикардо Е6») с помощью электрически нагреваемой катушки с термопарой. Склонность к преждевременному калильному зажиганию оценивалась количеством энергии, требуемой для нагрева или охлаждения элемента до температуры калильного зажигания от нормальной эксплуатационной температуры. При применении горячей пробки ее обычная эксплуатационная температура значительно выше требуемой для калильного зажигания и объем охлаждающего воздуха обратно пропорционален количеству требуемой энергии. В случае применения подогреваемой катушки ее температура была ниже температуры калильного зажигания, и поэтому показания ваттметра в цепи нагрева переменного тока непосредственно соответствовали количеству подводимой энергии. Аналогичную методику использовал Арригони [50], он осуществлял нагрев катушки до некоторой заданной температуры и анализировал диаграммы давления в камере с целью выявления среди них диаграмм, соответствующих циклам, в которых происходило калильное зажигание. В случае необходимости исследования влияния точек перегрева в конструкции двигателя или в образовавшемся нагаре можно выключить зажигание во время работы двигателя с большой нагрузкой и подсчитать число калильных зажиганий (с помощью ионизационного зонда) до того, как точки перегрева остынут [28]. При этом ионизационным зондом может служить сама свеча зажигания, так что никакой модификации двигателя не требуется.
263
Грохот двигателя, являющийся разновидностью калильного зажигания от раскаленных частиц нагара, как показали проведенные в «Дженерал моторе» исследования, обусловлен влиянием бензола, и он уменьшается при применении изооктанового топлива, что позволяет построить шкалу, характеризующую стойкость двигателя [22].
6.2.4.	ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЯ И ДЕТОНАЦИОННОЕ СГОРАНИЕ
Работа двигателей с искровым зажиганием, особенно предназначенных для эксплуатации на пределе детонации, зависит от большого количества взаимосвязанных факторов, так что его характеристики практически невозможно оценить без использования накопленного опыта. Наиболее важными являются следующие параметры.
1.	Степень сжатия.
2.	Положение дроссельной заслонки. Плотность заряда
3.	Коэффициент наполнения.	топливной смеси .'
4.	Угол опережения и характеристики зажигания.
.5. Частота вращения вала двигателя.
6.	Расстояние, проходимое фронтом пламени.
7.	Качество смеси и концентрация топлива в ней.
8.	Температурный режим работы двигателя.
9.	Остаточные газы.
Для полного учета их сложного взаимодействия следует обратиться к соответствующим руководствам [1—3]. В этой главе возможно лишь кратко рассмотреть некоторые основные моменты.
Плотность заряда топливной смеси. Обычно при рассмотрении детонационного сгорания анализируются степень сжатия и нагрузки, но, конечно, основными параметрами, определяющими возможность детонационного сгорания, являются плотность заряда топливной смеси, температура последней части заряда и время. Плотность заряда зависит от величины давления во впускном трубопроводе (степени открытия дроссельной заслонки), степени сжатия и коэффициента наполнения. Температура зависит от адиабатического сжатия, потерь теплоты при сгорании, температуры поступающего заряда топливной смеси, температуры стенки камеры в зоне последней части заряда и предпламенных реакций окисления в остаточных газах последней части заряда. Время для развития процесса детонационного сгорания зависит от частоты вращения вала двигателя, скорости распространения пламени, угла опережения зажигания и турбулентности, т. е. от существенно взаимосвязанных факторов. Специалисты НАСА (NASA — National Aeronautics and Space Administration) исследовали возможность характеристики топлив для авиационных двигателей с помощью предельного значения плотности заряда 264
топливной смеси и температуры [51, 52]. Они показали, что для каждого топлива можно указать предельное значение плотности последней части заряда при любом значении ее температуры и что предельное значение плотности заряда уменьшается при увеличении степени сжатия и неизменной величине угла опережения зажигания.
Херон несколько видоизменил этот подход и использовал в качестве показателя коэффициент наполнения, определяемый по величине среднего индикаторного эффективного давления. Это позволило избежать необходимости измерений массового секундного расхода топлива [53]. Указанные методы очень эффективны для сравнительной оценки антидетонационных характеристик различных камер сгорания.
Регулировка момента зажигания. Регулировка момента зажигания является самым доступным средством влияния на процесс детонационного сгорания. Задержка зажигания уменьшает температуру и давление последней части заряда и, таким образом, задерживает начало детонационного сгорания. Факторы, влияющие на нагрев свечи зажигания, влияют и на детонационное сгорание, поскольку при горячей свече воспламенение ядра происходит быстрее, что равносильно опережению зажигания. Холодная свеча может стать причиной гашения ядра, при холодной свече формирование фронта пламени замедляется и процесс сгорания задерживается. При применении свечи с нагаром в углублениях и в местах эрозии эффект уменьшения уровня детонации таков же, как и при применении холодной свечи [36].
Многие фирмы уменьшают примерно на 5° оптимальный угол опережения зажигания, соответствующий достижению максимального крутящего момента, что повышает антидетонационные характеристики двигателя ценой некоторого ухудшения экономичности [54]. При больших частотах вращения двигателя задержка воспламенения может составить значительную часть времени распространения пламени [35] и его неравномерность от цикла к циклу может существенно сказаться на неравномерности работы двигателя в целом. При малых частотах вращения (~1000 об/мин) этот эффект менее заметен.
Неравномерность работы от цикла к циклу достаточно подробно исследовалась статистическими методами [56, 57, 29], и было показано, что допустимые значения коэффициента избытка воздуха в топливовоздушной смеси ряда углеводородов и бензина, при которых происходит воспламенение от искры зажигания, могут достигать 2,2 [58].
Частота вращения вала двигателя. Наиболее существенный эффект увеличения частоты вращения вала двигателя заключается в том, что при этом почти так же увеличивается скорость распространения пламени. При очень больших частотах вращения вала двигателя влияние турбулентности на процесс воспламенения и уменьшение коэффициента наполнения приводят к кажущемуся
265
снижению скорости распространения пламени по сравнению с ожидаемой при соответствующем увеличении угла опережения зажигания. Даже с учетом этого двигатель «Хонда» с небольшими четырехклапанными цилиндрами вплоть до 25 000 мин-1 работает при угле опережения зажигания, равном всего лишь ~50° [551.
Проведенные расчеты степени полноты сгорания для истинной скорости распространения пламени, определенной по кажущейся скорости с учетом поправки на задержку воспламенения, показали, что полнота сгорания постоянна вплоть до максимального значения частоты вращения вала двигателя. В камерах сгорания такого типа турбулентность течения смеси зависит от формы камеры и скорости движения поршня, дополнительное влияние на турбулентность оказывают пульсации газов в цилиндре.
Увеличение частоты вращения вала двигателя снижает интенсивность детонации при применении парафиновых топлив в большей степени, чем при применении олефиновых или ароматических топлив [481. Запаздывание с увеличением частоты вращения двигателя не уменьшается, и поэтому детонация менее интенсивна (разд. 6.3.3). С увеличением частоты вращения уменьшается также и слышимость детонационного стука, но повреждающее действие детонационного сгорания на конструкцию увеличивается до тех пор, пока при частоте, соответствующей максимальной мощности, не начнется преждевременное калильное зажигание. Наибольшие повреждения вследствие высокооборотной детонации могут быть при значениях частоты вращения коленчатого вала в диапазоне между максимальным крутящем моментом и максимальной мощностью (т. е. 4500 мин-1) [361.
Наличие олефиновых веществ в топливных смесях делает их стойкими к высокооборотной детонации. Как правило, бензины, содержащие препятствующие преждевременному воспламенению присадки, имеют низкие октановые числа.
Распространение пламени. С самого начала выпуска двигателей постоянно уменьшается протяженность главной оси камеры сгорания, что осуществляется за счет перехода от головки цилиндров с двусторонним верхним расположением клапанов к головке с односторонним нижним расположением клапанов, к «полусферической» камере и, наконец, к «шаровой» камере Мея, или tFirebalb, так как известно, что для двигателя с высокой степенью сжатия существенное значение имеет расстояние, проходимое фронтом пламени.
Известно, конечно, что в случае, когда степень сжатия превышает 7:1, длина проходимого фронтом пламени пути мала. Она немного меньше диаметра цилиндра для значений степени сжатия до 10 : 1 и примерно равна половине диаметра для больших значений степени сжатия. Следует, однако, иметь в виду, что при высоких степенях сжатия и малой полости в головке цилиндра или полости в поршне может возникнуть детонационное 266
сгорание в областях, где малый зазор между металлическими поверхностями препятствует нормальному распространению пламени, т. е. в областях, где образуются пульсации, в канавке верхнего поршневого кольца и между гребнем поршня над канавкой верхнего поршневого кольца и цилиндром [241.
Влияние величины расстояния, проходимого фронтом пламени, на самовоспламенение последней части заряда очень сложно. В современных двигателях с компактными (характеризуемыми малым отношением площади поверхности к объему) камерами сгорания турбулентность в окрестности ВМТ может сильно увеличиваться при поступлении заряда смеси из цилиндра в камеру сгорания. Температура последней части заряда при этом может увеличиться, так как процесс сжатия пламени почти адиабатический, но интервал времени, в течение которого может произойти самовоспламенение, уменьшается.
Информации о таких камерах сгорания мало, а статистические данные о распространении пламени, полученные на экспериментальных двигателях могут оказаться не подходящими.
Однородность топливного заряда. Топливовоздушная смесь должна быть настолько однородной, насколько это возможно для многоцилиндровых двигателей, поскольку при случайном обогащении смеси в некоторых цилиндрах может наблюдаться детонационное сгорание, при этом они будут воспринимать значительные нагрузки. Однородность смеси может достигаться с помощью незначительного подогрева воздуха на входе, если он не ухудшает антидетонационных показателей. Справедливость этого утверждения подтверждается появлением детонаций в двигателях многих автомобилей США при испытаниях на токсичность, в процессе которых топливная смесь подогревается.
Температурные режимы двигателя. Основным правилом, которого придерживаются разработчики двигателей, является создание условий для начала процесса сгорания как можно ближе к выпускному клапану с тем, чтобы ограничить область последней части заряда холодной частью камеры сгорания, куда охладитель поступает с наиболее низкой температурой. Нагрев воздуха на входе при постоянной степени сжатия способствует уменьшению предельного антидетонационного значения плотности воздуха [53], в то время как повышение температуры последней части заряда вследствие увеличения степени, сжатия почти не влияет на эту величину, поскольку для обеспечения максимального крутящего момента требуется позднее зажигание. Более позднее зажигание влечет за собой уменьшение времени задержки воспламенения последней части заряда, компенсируя таким образом повышение температуры.
Измерение температуры последней части заряда во время рабочего цикла двигателя является сложной задачей. Оно осуществляется с помощью метода двухволновых инфракрасных излучений [591 и метода поглощения ультрафиолетового излуче
267
ния бензола [601. Оба эти метода свидетельствуют об экзотермич-ности предпламенных процессов.
Остаточные газы. Количество остаточных газов в свежем топливном заряде является очень нестабильной величиной, которая зависит от степени сжатия, перекрытия клапанов, частоты вращения коленчатого вала двигателя и особенностей систем впуска и выпуска. Этот вопрос достаточно подробно изучен в связи с исследованием систем рециркуляции отработавших газов [611. Присутствие остаточных газов способствует уменьшению скорости распространения пламени и температуры, но приводит к увеличению толщины пристеночных слоев и температуры топливного заряда [311.
Ясно, что любые изменения количества остаточных газов в цикле могут оказать влияние на процесс сгорания и параметры состояния последней части заряда, однако этот вопрос изучен мало.
Активные центры, сохранившиеся в остаточных газах, могут способствовать развитию предпламенных реакций, особенно при выключенном двигателе и при неполном перемешивании остаточных газов. Этот эффект был использован при исследовании двухтактного двигателя после выключения зажигания [62].
6.3.	ТЕОРИИ ДЕТОНАЦИОННОГО СГОРАНИЯ’
С момента первых наблюдений детонационного сгорания и до настоящего времени было выдвинуто множество различных теорий о происхождении этого явления, однако можно сказать, что даже и сейчас оно не получило достаточно полного объяснения. Это и не удивительно, поскольку само явление существенна изменилось: от детонации в «длинных» камерах сгорания со степенью сжатия 4 : 1 до детонации в «коротких» компактных камерах со степенью сжатия 14 : 1.
Общепринято считать, что детонационное сгорание представляет собой быстрое сгорание последней части заряда, приводящее к локальному повышению давления. Перемещение этого высокого давления возбуждает колебания газов в камере, результатом которых может быть возникновение ударных волн или резонанс с собственными колебаниями (газа) в камере.
В тридцатые годы многочисленные теоретические исследования детонационного сгорания оформились в виде двух научных теорий — теории детонации и теории самовоспламенения. В соответствии с первой теорией считается, что по какой-то причине движение фронта пламени при его приближении к зоне последней части топливного заряда резко ускоряется, скорость достигает скорости звука и топливовоздушная смесь, находящаяся в этой зоне, сгорает очень быстро. Скачкообразный рост давления в результате этого быстрого сгорания возбуждает колебания газов.
268
В соответствии с другой теорией утверждается, что последняя часть топливного заряда, находящаяся в зоне сгорающей последней части заряда, подвергается воздействию высоких температур, в результате чего в ней начинаются предпламенные реакции. Эти реакции являются причиной самовоспламенения смеси, которое, по-видимому, происходит одновременно в нескольких местах. Быстрое сгорание перед фронтом пламени приводит к образованию импульса давления, в результате чего начинаются колебания газов.
6.3.1.	ЗОНА ПОСЛЕДНЕЙ ЧАСТИ ЗАРЯДА
. Перед рассмотрением этих теорий целесообразно несколько слов сказать о зоне последней части заряда, где происходит детонационное сгорание. Удивительно, но, как свидетельствуют следы выкрашивания металла и эрозии, эта зона ограничена небольшим участком на периферии камеры сгорания. Иногда следы выкрашивания наблюдаются в нижней части гребня поршня над канавкой поршневого кольца, а иногда в канавке поршневого кольца [24], ситуация в этих областях усугубляется повышением давления при пульсациях газов.
Последнему обстоятельству противоречит детонационная теория прямого излучения, хотя еще раньше несостоятельность этой теории была показана спектроскопическим методом [63].
В научных экспериментах автора при очень интенсивной детонации в двигателе с диаметром цилиндра 3 дюйма (7,6 см) (с дисковой камерой сгорания) на поршне образовался «след» в центре диаметром всего лишь 0,25 дюйма (0,6 см). Наиболее интенсивное вихревое движение заряда, достигаемое при использовании клапана с повернутой на 180° осью, способствовало лишь смещению этого следа к краю поршня. Качественным подтверждением служат результаты испытаний по определению концентрации продуктов предпламенных реакций (перекисей и альдегидов). При уменьшении интенсивности детонации их концентрация уменьшалась лишь в последней части топливного заряда, имеющей форму полусферы радиуса 0,15 дюйма (0,38 см). Эти результаты говорят о том, что при умеренной и сильной детонациях в детонационном сгорании участвует лишь 2—3 % топливного заряда. Карри приводит сведения [291, что при детонации капсулы азида свинца (с энергией, составляющей 10 % энергии топливного заряда) в камере сгорания в районе ВМТ давление повышается значительно больше, чем при сильной детонации во время сгорания смеси.
Последняя часть топливного заряда представляет собой по-видимому, очень тонкий слой газа, заключенного в зазорах, около холодной стенки камеры сгорания и в других аналогичных местах. Исключением является случай, когда последняя часть заряда в центре камеры сгорания находится между двумя фронтами пламени, но такое встречается очень редко.
269
Температура стенки камеры сгорания имеет, очевидно, большое значение для возможности самовоспламенения последней части заряда; однако гораздо более неопределенным является другой фактор, также имеющий большое значение, а именно, состав последней части заряда, поскольку свежая смесь перемешивается с остаточными газами, углеводородами у стенок [64] и масляным туманом. Указанные факторы, несомненно, способствуют статистическому характеру изменения параметров процесса детонационного сгорания.
6.3.2.	ТЕОРИЯ ДЕТОНАЦИИ
Явление детонации в трубах привлекло внимание физиков задолго до обнаружения детонации в двигателях. Характерными ' особенностями этого явления были увеличение начальной скорости \ распространения пламени, мгновенный переход к сгоранию с очень высокой скоростью и возникновение ударной волны при непрерывном поступлении горючей смеси. Особенности явления детонации удалось выяснить с помощью шлирен-метода [65, 661. Когда было показано, что детонационный стук возникает на заключительном этапе движения фронта пламени в камере сгорания, сходство его с явлением детонации, казалось бы, исчезло. Однако следует иметь в виду возможность того, что при наличии благо-приятных условий нормальный процесс сгорания может ускоряться, внезапно охватывая с детонационной скоростью последнюю часть заряда, в результате чего может образовываться ударная волна, отражающаяся от стенок камеры сгорания с резонансной частотой.
Для малолитражных и средних по рабочему объему автомобильных двигателей резонансная частота детонационного стука зависит от многих факторов, она может меняться от 2 до 10 кГц, а скорости детонации газов в камере сгорания могут принимать значения от 2000 до 7000 фут/с (600—2100 м/с) [29, 67, 681. Специалисты из НАСА, используя метод высокоскоростной фотографии, пришли к выводу, что реакции детонационного сгорания происходят со скоростями порядка 5000 фут/с (1500 м/с), т. е. в сверхзвуковой области и, вероятно, сопровождаются возникновением детонационной волны. Они наблюдали очаги самовоспламенения в различных местах зоны последней части заряда, сопутствующие началу реакций детонационного сгорания.
В ряде превосходных опытов Уидроу и Рассуилер [69, 701 сфотографировали реакции детонационного сгорания в двигателе с головкой цилиндров с односторонним нижним расположением клапанов и показали, что в ряде отдельных мест перед фронтом пламени происходило самовоспламенение. Реакция детонационного сгорания проходила почти мгновенно, в то время как скорость движения фронта пламени никогда не превышала 300 фут/с 270
(90 м/с). Путем сопоставления сделанных в различные моменты времени снимков с диаграммой давления они показали, что колебаниям величины давления газа при детонационном сгорании соответствуют ударные волны на фотографиях пламени [71], частота этих колебаний соответствовала частоте детонационного стука, которая для этого двигателя с односторонним расположением клапанов равнялась примерно 3500 Гц [721.
Детонационные волны давления вызывают свечение продуктов сгорания вследствие адиабатического нагрева и их повторную ионизацию, так что обычный спад ионизации сопровождается колебаниями с характерной для детонации частотой [291. Сравнивая потоки ионов за настоящей детонационной волной с потоками после детонационного сгорания, можно установить, что последние составляют лишь 10 % от первых, и в соответствии с этим скорость детонационного сгорания имеет порядок 500 фут/с (150 м/с).
Наибольшая известная скорость распространения пламени в камере сгорания равна 1200 фут/с (360 м/с), она была замерена ионными зондами Карри [29]. Однако это необычно высокая скорость, чаще она составляет 300—600 фут/с (90—180 м/с). Таким образом, нет никаких оснований считать, что скорость распространения нормального пламени возрастает до скорости звука в металле (2000 фут/с (600 м/с)), такая скорость может быть достигнута лишь при детонационном сгорании последней части заряда в самом конце процесса сгорания, наблюдать ее невозможно, так как последняя часть заряда представляет собой тонкий слой газа. Ряд специалистов [73—75] считает, что детонационные колебания могут вызвать лишь перепады давления, обусловленные увеличением нормальной скорости распространения пламени в 5—10 раз.
Нет никаких фактов, подтверждающих, что даже в длинных камерах сгорания большого объема с односторонним нижним расположением клапанов возникает детонация, аналогичная детонации в трубах. Возможно, что детонационное сгорание сходно с детонацией до начала образования детонационной волны, которая у стенки превращается в звуковую волну. Не все топливные смеси, которые детонируют в двигателях, проявляют склонность к детонации в трубах, а тетраэтиловый свинец очень мало влияет на детонацию в трубах. Это обстоятельство делает теорию детонации еще более уязвимой.
6.3.3.	ТЕОРИЯ САМОВОСПЛАМЕНЕНИЯ
Г. Р. Рикардо предложил [77] для объяснения процесса детонационного сгорания теорию самовоспламенения, основываясь на результатах экспериментальных исследований, осуществленных на машине быстрого сжатия его коллегами [781. То, что топлива могут с большим или меньшим трудом воспламеняться
271
при сжатии, хорошо известно, причем топлива с хорошими анти-детонационными свойствами имеют меньшую склонность к воспламенению от давления. Хотя сжатие газов поршнем не может привести к самовоспламенению бензиновой смеси, совместное сжатие поршнем и фронтом пламени — может. Если бы удалось обнаружить перед фронтом пламени продукты частичного окисления топлива (например, формальдегиды), то самовоспламенение можно было бы считать доказанным [79, 80].
Исследуя процесс сгорания в «бомбах», Тауненд [81 ] получил диаграммы, характеризующие давление и температуру воспламенения парафиновых топлив, на которых имеются две области: область воспламенения при высоких температурах и так называемый полуостров низкотемпературного воспламенения (рис. 6.6). В низкотемпературной области воспламенение является двухстадийным процессом. Первая стадия представляет собой период задержки до прохождения холодного пламени при температуре около 350 °C. Вторая стадия характеризуется отрицательным коэффициентом скорости и заканчивается самовоспламенением.
В высокотемпературной области процесс воспламенения одностадийный, охватывает период до самовоспламенения, холодного пламени нет. У таких топлив, как бензол и метан, воспламенение представляет собой одностадийный высокотемпературный процесс.
Холодное пламя представляет собой хемилюминесценцию, обусловленную возбуждением формальдегида во время реакций окисления топлива и его релаксацией в основное состояние [821. В испытаниях по течению газа с постоянной скоростью можно получить устойчивое холодное пламя, что позволяет исследовать продукты предпламенных реакций. В их составе обнаружены альдегиды, органические перекиси и перекись водорода. Бергойн показал [83], что полная концентрация перекиси претерпевает разрыв при прохождении холодного пламени (рис. 6.7). При исследовании окисления n-гексана органические перекиси были обнаружены в области перед холодным пламенем, а в холодном пламени — формальдегид и перекись водорода [84].
На процесс образования холодного пламени очень сильно влияет структура углеводородов. Так, холодное пламя достаточно быстро образуется в n-парафинах, а парафины с разветвленными цепями оказываются более стойкими. В олефинах свечение холодного пламени еще меньше и индукционный период больше. В бензолах холодное пламя не образуется, а в других ароматических углеводородах его свечение едва заметно. Попытки установить взаимосвязь между интенсивностью холодного пламени, выделением теплоты и продолжительностью индукционного периода и октановым числом успеха не имели [85, 861. Тауненд, однако, показал, что для ряда парафиновых топлив их упорядоченность по величине октановых чисел совпадает с упорядоченностью по величинам максимального давления воспламенения в «низкотемпературной» области [811.
272
------ Изоохтам
Рис. 6.6. Типичные диаграммы воспламенения, иллюстрирующие двух-стадийиое и одностадийное воспламенение (по Тауненду) (Зависимость температуры воспламенения Т от давления р, 1 атм = 106 Па): 1 — высокотемпературная область;
2 — низкотемпературный полуостров; 3 — область холодного пламени
Рис. 6.7. Влияние холодного пламени иа концентрацию закиси в экспериментальной установке (зависимость количества закиси Р art времени I): 1 — холодное пламя; 2 — закись
Присутствие тетраэтилсвинца не влияет на длительность индукционного периода холодного пламени, но существенно увеличивает продолжительность второй стадии воспламенения [87, ’881.
О механизме окисления и самовоспламенения углеводородов при участии свободных радикалов довольно быстро было получено много экспериментальных данных. Они были критически рассмотрены Постом [73] и сравнены с данными для двигателей. Их сходство оказалось поразительным, несмотря на то что температуры и давления в двигателе выше, а время задержки гораздо меньше.
Двигатель очень удобно использова+ь для исследования самовоспламенения оптическим методом, методами отбора газов и введения различных добавок.
Вопросы связи определяемых моторным и исследовательским методом октановых чисел с молекулярной структурой углеводородов очень сложны, их обсуждение выходит за рамки данной главы. Вопросы очистки и классификации, а также определения > октановых чисел смесей и оценки чувствительности углеводородов к свинцу составляют предмет долгосрочной программы исследований, проводимых Американским нефтяным институтом [891. Образование свободных радикалов у молекул рассматривалось х в связи с количеством первичных, вторичных и третичных атомов углерода, вероятность продолжения реакции убывает в отношении, пропорциональном их количеству [9.0, 91].
О корреляции между величиной октанового числа и химическим строением топлива было сообщено Бердом [921. Это интересный вопрос, но он еще должен получить подтверждение.
273
6.3.4.	ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ЗОНЫ ПОСЛЕДНЕЙ ЧАСТИ ЗАРЯДА И САМОВОСПЛАМЕНЕНИЯ В ДВИГАТЕЛЕ
Отбор газов из последней части заряда с целью выявления продуктов предпламенных реакций. Многие исследователи считали, что вследствие своей неустойчивости органические перекиси должны участвовать в реакциях детонационного сгорания, и, таким образом, их присутствие может свидетельствовать о протекании предпламенных процессов. Эджертон для обнаружения перекисей в последней части заряда отбирал пробы газов с помощью механического клапана [79]. С помощью электромагнит-
ного клапана и усовершенствованных аналитических методов оказалось возможным исследовать наличие перекиси (рис. 6.8) и альдегида в последней части заряда изопарафинового топлива [93]. Приведенные на этом рисунке кривые ясно указывают на двухстадийный характер процесса (см. также рис. 6.7); видно, что количество перекисей увеличивается до достижения предельных условий, соответствующих детонационному сгоранию, и что наличие свинца влияет на количество перекисей; на второй стадии процесс заметнее, чем на первой.
В отобранных пробах газов органические перекиси присутствовали лишь в виде следов, все перекиси представляли собой практически полностью перекись водорода. Аналогично было показано, что основным альдегидом является формальдегид.
При отборе проб во время одностадийного воспламенения при высоких температурах таких топлив, как бензол и толуол, перекисей обнаружено не было.
Нарушения процесса сгорания от цикла к циклу серьезно затрудняют отбор газов для исследования, поскольку он должен
производиться в течение периода времени, соответствующего повороту коленчатого вала, всего лишь на 15° [94]. Однако Дэ-
Лг——A C.R.1,0 Неэтилированное топливо
вис и др., исследуя пробы газов, показали хорошее соответствие результатов, полученных для работающих двигателей и для двигателей, приводимых в движение от другого двигателя [95].
Для достижения дальнейшего прогресса в этой
Рис. 6.8. Концентрация закиси Р в последней части заряда в двигателе Рикардо Е6 (в зависимости от угла поворота коленчатого вала а, С. Я. — степень сжатия)
области необходимо иметь возможность «мгновенного» отбора газов в течение цикла. Такой способ разработан [96], однако для получения данных о составе последней части заряда, которые позволили бы исследовать кинетику процесса, требуется проведение дополнительных исследований.
Исследования влияния различных добавок на работу двигателя. Химическую природу процесса самовоспламенения последней части заряда можно выяснить, изучая влияние различных добавок на детонационное сгорание разных топлив [93]. Добавки могут по-разному влиять на реакции, предшествующие самовоспламенению. Добавление органических радикалов благоприятствует детонационному сгоранию, увеличивая количество активных центров цепной реакции. Так, диазометан, образующий радикалы метилена- при нагреве, и диэтилртуть, образующая радикалы этилена, способствуют детонационному сгоранию [91]. Большие молекулы, как, например, молекулы йода, обладают антидетонационным действием, поскольку они прерывают цепную реакцию в газообразной фазе. Антидетонационным действием обладают также и другие большие молекулы, присутствующие в виде многовалентных окислов со слабой летучестью таких веществ, как свинец, железо, никель, магний и олово.
Тетраэтиловый свинец, однако, может способствовать детонационному сгоранию топлив, в которых не наблюдается двух-стадийного воспламенения, т. е. образования радикалов этилена [91].
Анилин и его производные, такие как А-метил анилин, являются хорошими антидетонационными добавками благодаря их реагированию с цепями на первой стадии до образования холодного пламени. Для «высокотемпературных одностадийных» топлив они способствуют детонационному сгоранию [93]. Подробный анализ влияния на детонационное сгорание беззольных органических молекул проведен компанией «Шелл» [97].
По результатам исследования влияния различных добавок на низко- и высокотемпературное воспламенение Уолш [93, 98] выделил формальдегид и двуокись азота, как два наиболее характерных показателя, видов воспламенения углеводородов. Формальдегид, также как и двуокись азота, способствует детонационному сгоранию высокотемпературных топлив. При двухстадийном воспламенении формальдегид способствует задержке образования холодного пламени и в целом оказывает незначительное Действие, в то время как двуокись азота слабо прерывает цепные реакции на первой стадии и способствует окислению на второй, в целом незначительно способствуя развитию детонации (рис. 6.9).
Влияние этих добавок на большую часть парафиновых и нафтеиновых моторных топлив соответствует их влиянию на процесс двухстадийного воспламенения в низкотемпературной области в лабораторных условиях, что свидетельствует об одинако
275
вой химической природе самовоспламенения и детонационного сгорания [99].
Двигатели, приводимые в движение от другого двигателя, и холодные пламена. Предпламенные реакции довольно несложно
воссоздать в двигателях, приводимых в движение от другого двигателя [100], и нетрудно продемонстрировать их двухстадийный характер [101]. Измеряя температуру, можно также выявить экзотермичность предпламенных реакций [96].
Первые визуальные наблюдения холодных пламен в двигателях, приводимых в движение от других двигателей, были осуществлены Пелетиером и др. [102] в 1939 г. Созданные после второй мировой войны фотоувеличители позволили построить кривые, характеризующие условия, при которых образуется холодное пламя [103]. На рис. 6.10 приведены кривые для изооктанового
топлива, характеризующие условия образования холодного и
ярко-голубого пламени в двигателе «Рикардо Е6». Свечения обоих видов пламени излучаются возбужденным формальдегидом [104 ]. Спектроскопическое исследование холодного пламени в двигателях, приводимых в движение от другого двигателя, позволяет определить диапазон свечения формальдегида [103, 105].
Отсутствие сжатия фронтом пламени в экспериментах
Рис. 6.10. Характеристики пламени изооктана в двигателе, приводимом в движение от другого двигателя (по оси ординат отложена степень сжатия С. R-, по оси абсцисс — концентрация топлива в смеси С в процентах количества топлива в стехиометрической смеси):
1 — ярко-синее пламя (неслышимое); 2 — ярко-синее пламя (слышимое); 3 — невидимое пламя, обнаруживаемое благодаря сильным взрывам; 4 — стехиометрическая смесь
Рис. 6.9. Влияние различных присадок на детонационное сгорание пара^ финового топлива (по оси ординат отложена степень сжатия С. R., а по оси абсцисс — концентрация присадок С в мольных процентах):
1 — формальдегид; 2 — пропинолальде-гнд; 3 — бутиральдегид; 4 — закись азота; 5 — ацетальдегид; 6 — закись Т-бутил водорода
276
6.1. Типичные значения интенсивностей для двигателя Е6
Топливо	Значение интенсивности холодного пламени в предельных условиях, соответствующих возникновению горячего пламени (относительные единицы)
Гептан	33
Гептен	8
Гексан	17,5
Циклогексан	13
Триптан	5
Изооктаи	15
Диизобутилеи	0,3
Диэтиловый эфир	30—60
Диизопропнловый	24
эфир	
Метан	0
Бензол	0
Кумол	1,0
Рис. 6.11. Зависимость интенсивности холодного пламени I от температурной чувствительности АГ ряда моторных топлив
с двигателями, приводимыми в движение от других двигателей, компенсируется увеличением степени сжатия, оно таково, что самовоспламенение
изооктана происходит при степенях сжатия, в 7 раз превосходящих степени сжатия, при которых наблюдается детонационное сгорание в работающих двигателях.
Кривые, характеризующие предельные условия возникновения холодного пламени, для олефинов располагаются в области более высоких значений степени сжатия, чем для парафинов, и интенсивности холодного пламени в олефинах значительно меньше. Типичные значения интенсивностей, полученные для двигателя Е6, приведены в табл. 6.1. Эти и другие результаты послужили основанием для испытаний ряда топлив с целью выявления взаимосвязи их температурной чувствительности [октановое число, определенное исследовательским методом (F1) — октановое число, определенное моторным методом (F2) j и интенсивности холодного
пламени в предельных условиях, соответствующих возникновению горячего пламени [101] (рис. 6.11). Хорошая корреляция результатов свидетельствует о том, что сгорание'чувствительных топлив является высокотемпературным, а не низкотемпературным процессом. Однако это разделение процессов носит лишь качественный характер, и холодное пламя является всего одним из легко наблюдаемых проявлений очень сложного процесса.
Сравнение давления и температуры, соответствующих самовоспламенению в двигателе, приводимом в движение от другого двигателя, с расчетными значениями давления и температуры в работающем двигателе показывает их соответствие, что служит основанием использования для оценки склонности к самовоспламеняемости топлив октанового чцейа, определенного исследовательским методом [106, 991.
277
Хроматографический анализ продуктов реакций холодного пламени в неподвижном газе, в потоке газа и в двигателе, приводимом в движение от другого двигателя, показывает, что для п-гептана они одинаковы [107]. Довольно значительное различие условий мало влияет на реакции окисления. Данные, полученные для работающих двигателей [96], тоже согласуются с предложенной схемой реакции окисления п-гептана [108]. На данном этапе машина быстрого сжатия является лучшим средством изучения процесса самовоспламенения. С ее помощью можно создать нужные по величине давления, температуры и задержки времени для чистых топлив и смесей [109], полученные данные могут быть использованы для разработки теории процесса самовоспламенения и выяснения вопроса, почему некоторые олефины и ароматические соединения самовоспламеняются гораздо легче (при повышении температуры) парафинов?
6.3.5.	СПОСОБЫ ПРЕДОТВРАЩЕНИЯ ДЕТОНАЦИОННОГО СГОРАНИЯ
Общие положения. С момента открытия в 1921 г. Томасом Миджли антидетонационного действия тетраэтилового свинца много внимания было уделено поиску заменителей, по возможности беззольных. Критерию безвольности удовлетворяют, по-видимому, лишь анилины, но эффективность их антидетонационного действия составляет лишь 1 % от эффективности тетраэтилового свинца [93]. Конец поискам «бездольных» заменителей был положен исследованиями компании «Шелл» [97].
Некоторые органические вещества, такие как, например, ацетат трибутил, обладают, подобно тетраэтиловому свинцу, анти-детонационным действием [112].
Поиски органо-металлических антидетонаторов были несколько более успешными, и все они, как и предсказывал Эджертон, представляли собой соединения металлов с окислами [79].
Одновременно с тетраэтиловым свинцом исследовался тетра-метилсвинец, но от него пришлось отказаться по причинам токсичности и испаряемости, однако благодаря испаряемости он опять привлек к себе внимание в связи с проблемой разделения смесей во впускных трубопроводах, возникающей при применении менее испаряемого тетраэтилового свинца.
• Проведенные испытания различных карбонилов металлов показали, что пентакарбонил железа и тетракарбонил никеля оказывают, аналогично тетраэтиловому свинцу, антидетонационное действие, но они не были допущены в связи с их недостаточной устойчивостью и токсичностью. Кроме того, их окислы обладают абразивным действием и способствуют быстрому износу двигателей. Последнее обстоятельство заставило также отказаться от применения ферроцена, или дициклопентадиенового железа очень эффективного антидетонатора.	»
278	«
Единственным приемлемым антидетонатором, выявленным в результате этих исследований, оказался трикарбонил метилцик-лопентадиенового магния, получивший обозначение А/<ЗЗХ, а в настоящее время обозначаемый буквами ММТ [113]. Это хороший антидетонатор сам по себе, но лучше он действует в качестве добавки к татраэтиловому свинцу, особенно в парафиновых топливах [114].
Введение Закона о чистом воздухе в 1970 г. привело к применению в выпускных системах каталитических нейтрализаторов на основе благородных металлов, которые не могут функционировать при использовании этилированных бензинов. Было высказано предположение о возможности использования ММТ с целью возмещения потери нескольких единиц октанового числа в связи с изъятием тетраэтилового свинца. Магний в отработавших газах не является, в противоположность свинцу, токсичным веществом, он не представляет опасности для человека благодаря своему широкому распространению в земной коре [115]. К сожалению, несмотря на то, что окислы магния слабо воздействуют на работу катализаторов, они оказывают разрушительное действие на каналы катализаторов и свечи зажигания [116]. По этой причине использование ММТ с неэтилированным топливом в США было запрещено.
В Европе ситуация совершенно другая. Там до сих пор широко распространено использование свинца, хотя в ФРГ его концентрация ограничена значением 0,15 г/л, а в Великобритании ограничение введено в 1985 г. *. Причина введения ограничения связана не столько с токсичностью отработавших газов, сколько с отрицательным влиянием свинца на окружающую среду [118].
Ухудшению экономичности при применении неэтилированного бензина уделялось много внимания. Анализ ситуации в США и ФРГ проведен Дартнеллом [119].
Были разработаны методы фильтрации, позволяющие уменьшить содержание свинца в отработавших газах, созданные фильтры позволяют улавливать до 50 % (70 % в городских условиях) свинца [120].
Разработаны также методы нейтрализации с помощью благородных металлов отработавших газов при применении бензинов, содержащих 0,15 г/л свинца. ' Галогены-раскислители свинца (хлор, бром) участвуют в отравлении катализаторов, и при малом содержании свинца в топливе от них можно отказаться, по крайней мере в мощных европейских двигателях [121, 122].
Несомненно, что применение свинца будет продолжаться во Многих районах мира с малой плотностью населения, а с учетом предстоящей нехватки углеводородов он, возможно, будет при
* По последним данным в Великобритании с 1986 г. использование тетра-®тилового свинца ограничено 0,15 г/л. — Прим. ред. пер.
из
меняться еще шире, хотя, вероятно, ограниченность запасов свинца будет сдерживать его применение даже в большей степени, чем токсичность.
Теории антидетонационного действия свинца. Исключительная активность свинца объясняется с помощью двух основных теорий. Обе эти теории сходятся в том, что свинец проявляет активность в составе окиси свинца, но расходятся в оценке того, в каком состоянии находится при этом окись свинца. Норриш с помощью динамической спектроскопии показал наличие большого количества молекул РЬО при моделировании антидетонационного действия свинца и убедительно продемонстрировал ингибирующее действие паров окиси свинца [123, 124]. Уолш, с другой стороны, при испытаниях двигателей и при лабораторных исследованиях торможения реакций окисления применял окись свинца в твердом состоянии и получил результаты в пользу теории антидетонационного действия «тумана» РЬО [125].
Хотя в условиях детонационного сгорания РЬО может одновременно присутствовать и в аэрозольном и в молекулярном состояниях, теория «тумана» более привлекательна, и именно она получила большую поддержку [114].
Предположение о том, что частицы свинца присутствуют в зоне детонационного сгорания в виде облака частиц размером порядка 100 А (1 А = 10~10 м), впервые было выдвинуто в 1940 г. [126]. В 1961 г. Даунз и др. [127] с помощью тиндализации показали наличие облака в двигателе, приводимом в движение от другого двигателя, при достижении поршнем ВМТ [127], а частицы размером порядка 100 А были обнаружены в газах, отобранных из приводимого в движение и из работающего двигателей [128]. В соответствии с современной теорией коагуляции времени для образования аэрозоли свинца до начала процесса детонационного сгорания вполне достаточно [129].
Антидетонационное действие, вероятно, заключается в каталитической дезактивации поверхности активных центров, таких как радикалы НО2 [125]. Возможно «стимулирующее» окисление влияние, но оно было обнаружено лишь в незначительной степени у магния [114]. Уолш считал, что РЬО нарушает стехиометрический состав смеси, в отобранных газах из двигателей, работавших на максимально восприимчивых к свинцу топливах, была обнаружена самостимулирующая активная красная окись свинца [114], хотя, по-видимому, антидетонационное влияние оказывают все окиси свинца. В отличие от термически неустойчивого пентакарбонила железа, свинец слабо влияет на первую стадию двухстадийного процесса воспламенения [130, 103]. Вероятно, РЬО образуется из тетраэтилового свинца в результате реакций холодного пламени, но окончательного подтверждения это предположение пока не получило [127]. Возможно, что на структуру макрочастиц РЬО оказывают влияние предпламенные реакции окисления [114],
280
Свидетельства в пользу того, что эффективность антидетонационного действия свинца обусловлена кристаллическим строением окиси свинца, не согласуются с теорией антидетонационного действия РЬО в молекулярном состоянии [114]. Топлива, в которых холодное пламя незначительно или отсутствует, т. е. такие, как метанол, бутиловый спирт и бензол, мало восприимчивы к свинцу, а в стационарных двигателях он оказывает даже отрицательное влияние, в то время как пентакарбонил железа в таких ситуациях действует гораздо эффективнее. Обе присадки в процессе детонационного сгорания полностью разлагаются, различие их действия можно объяснить как неэффективностью разрыва цепей в процессе высокотемпературного окисления, в котором участвуют короткие цепи, так и сильным окисляющим действием этиловых групп тетраэтилевого свинца [130, 91]. Интересно, что при заполнении камеры сгорания двигателя, приводимого в движение от другого двигателя, воздухом с тетраэтиловым свинцом без топлива, образуется развитое холодное пламя, и при степени сжатия 8 : 1 происходит самовоспламенение.
6.3.6.	ЗАКЛЮЧЕНИЕ
Нет никаких оснований считать, что в современных двигателях детонационное сгорание представляет собой явление, аналогичное наблюдаемой детонации в длинных трубах, точно также нельзя с полной уверенностью считать, что самовоспламенение последней части заряда может служить единственной причиной детонационного сгорания. Относительно спокойное происходящее с шипящим звуком самовоспламенение в двигателе, приводимом в движение от другого двигателя, подтверждает сказанное, хотя оно и происходит в более поздний момент времени. При увеличении степени сжатия с целью приближения момента самовоспламенения к ВМТ шум становится интенсивным и начинает походить на детонационный стук. Самовоспламенение в двигателе происходит подобно самовоспламенению в лабораторных условиях, но при более высоких температурах и давлениях и гораздо быстрее.
Антидетонационное действие полностью объясняется влиянием на процесс воспламенения поверхностей частиц окиси свинца, роль паров РЬО, вероятно, менее значительна. Предложенная Карри теория [29], в соответствии с которой детанационное сгорание может быть следствием движения фронта пламени со скоростью, превышающей его среднюю дозвуковую скорость, по-видимому, вёрна, поскольку подтверждается расчетами времени подхода фронта пламени к последней части заряда, но его утверждение, что самовоспламенение при этом не является необходимым, скорее всего ошибочно.
Одновременное самовоспламенение в нескольких местах последней части заряда наблюдалось Мейлом [68] и Уидроу и
281
Рассуилером [69]. Это подтверждает предположение Эколза и др. [131], что детонационное сгорание сопровождается образованием детонационной волны в последней части заряда вследствие каскадного процесса, начинающегося в небольшом числе очагов самовоспламенения. Указанное предположение, вероятно, верно (очень трудно зафиксировать подобный взрывной процесс ионными зондами), но в любом случае последнюю часть заряда можно уподобить тонкому слою сжатого газообразного взрывчатого вещества в виде дуги, охватывающей около 90° поверхности цилиндра. Последняя часть топливного заряда образует «профилированный заряд взрывчатого вещества» с энергией, достаточной для образования многократно отражающейся ударной волны.
Было бы наивно считать, что какая-либо из предложенных теорий верна в целом. На данном этапе лучше, следуя Миллеру [132], полагать, что рациональное зерно есть в каждой из них.
6.4.	РАБОТА ДВИГАТЕЛЯ
ОТ САМОВОСПЛАМЕНЕНИЯ
Работа двигателя при самовоспламенении представляет собой неритмичную, с перебоями, работу после выключения зажигания и закрытия дроссельной заслонки. Это явление наблюдается во многих испытываемых на токсичность двигателях при интенсивном подогреве подводимого воздуха и большой частоте вращения коленчатого вала на холостом ходу. Работа двигателя от самовоспламенения (термин, часто употребляемый в Европе) исследовалась на примере одноцилиндрового двигателя [133], при этом было показано, что процесс сгорания происходит примерно лишь в одном из пяти циклов и что давление нарастает очень быстро, по-видимому, до ВМТ [133]. Это объясняет значительную неритмичность работы двигателя и наблюдаемое иногда вращение коленчатого вала в противоположном направлении, в двигателях старых конструкций это могло приводить к разрушению коленчатых валов.
С целью разграничения явлений работы двигателя от самовоспламенения и преждевременного калильного зажигания были проведены испытания топливных смесей, которые показали отсутствие корреляции результатов оценки склонности топлив к самовоспламенению при выключенном зажигании и к калильному зажиганию, но обнаружили достаточно хорошую корреляцию с величиной октанового числа, определенного моторным методом [134].
Метанол, бензол (склонные к воспламенению вследствие преждевременного калильного зажигания топлива) и тетраэтиловый свинец препятствуют самовоспламенению при выключенном зажигании, а диэтиловый эфир и перекись дитретбутила способствуют ему [134].
282
Корреляция с процессом самовоспламенения от сжатия удивительна, хотя задержка воспламенения при выключенном зажигании значительно больше. В смеси практически отсутствуют остаточные отработавшие газы, но она насыщена продуктами предпламенных реакций и температура в связи с длительной задержкой воспламенения достаточно высока. В пробах отработавших газов, образующихся в результате самовоспламенения при выключенном зажигании, обнаружены альдегиды и перекиси, концентрация которых велика [134, 135]. В статье Бенсона [135], содержащей основную информацию по этому вопросу, отмечается, что количество NO в 5 раз превышало то, которое обычно выделяется на режиме холостого хода, возможно, это результат влияния высоких температур, обусловленных ранним воспламенением. Он выявил корреляцию склонности к самовоспламенению при выключенном зажигании с октановым числом, определяемым исследовательским, а не моторным методом, и не обнаружил корреляции с чувствительностью топлива. Он также показал, что высокая частота вращения коленчатого вала двигателя на режиме холостого хода, обеднение смеси и задержка зажигания благоприятствуют самовоспламенению при выключенном зажигании. Позже эта проблема в связи с исследованием влияния октанового числа и углеводородов в топливе изучалась • Ингамеллзом [136].
Предотвратить это нежелательное явление можно несколькими способами.
1.	Глушить двигатель с помощью включения сцепления высшей передачи и стояночного тормоза.
2.	С помощью педали газа обогащать смесь.
3.	Применять дроссельную заслонку с ручным управлением. Ни один из этих способов не может быть рекомендован для практического применения по соображениям безопасности из-за возможности полного или частичного повреждения трансмиссии при последующем пуске. Наилучшей предохранительной мерой является уменьшение частоты вращения коленчатого вала двигателя на режиме холостого хода при выключении зажигания путем закрытия дроссельной заслонки с помощью соленоида или прекращения подачи воздуха на режиме холостого хода.
Проблема самовоспламенения при выключенном зажигании сходна с проблемой самовоспламенения при пуске прогретого Двигателя на начальном этапе процесса сжатия, в результате которого двигатель может заглохнуть и повредить стартер [137].
Известны некоторые факты, указывающие на то, что раскаленные места могут быть причиной воспламенения смеси при выключенном зажигании в двигателях с малой степенью сжатия 1138], но, с другой стороны, показано, что удаление нагара из Камеры сгорания не исключает самовоспламенения при выключенном зажигании [139].
283
Как будет решаться проблема самовоспламенения при выключенном зажигании, предсказать очень трудно, поскольку с целью улучшения топливной экономичности двигателей степени сжатия увеличиваются, применяются все более бедные смеси, и, кроме того, неизвестно, как будут изменяться допустимые уровни токсичности.
6.5.	ПРЕЖДЕВРЕМЕННОЕ И ПОСЛЕДУЮЩЕЕ КАЛИЛЬНОЕ ЗАЖИГАНИЕ
6.5.1.	ОБЩИЕ ЗАМЕЧАНИЯ
Любой процесс, при котором сгорание происходит раньше, чем это соответствует максимальному крутящему моменту, будет сопровождаться большим отводом тепла из-за совершаемой при этом отрицательной работы. Большой отвод тепла приводит к перегреву деталей двигателя, что еще более увеличивает опережение сгорания, и так вплоть до оплавления некоторых деталей. Двигатели малой теплоемкости, такие как авиационные поршневые двигатели, могут полностью выходить из строя в течение нескольких даже не минут, а секунд [140]. Детонационное сгорание в таких двигателях сопровождается гораздо меньшим повышением температуры, что подтверждается отсутствием следов теплового воздействия на металл при повреждениях деталей двигателя в результате детонационного сгорания, которые наблюдаются при повреждениях в результате преждевременного калильного зажигания [36].
Местами, где происходит преждевременное калильное зажигание, являются наименее эффективно охлаждаемые детали и места: свечи зажигания, выпускные клапаны, неровности металлических поверхностей (кромки полостей в головках цилиндров или камер сгорания в головке поршня), дополнительный эффект на повышение теплового состояния этих участков поверхностей оказывает изолирующее действие нагара. В малолитражных двигателях европейских автомобилей часто причиной преждевременного калильного зажигания являются головки выпускных клапанов, особенно при отложениях на них масляного нагара со следами присадок, содержащих соединения кальция и бария [28]. Наилучшими средствами предотвращения преждевременного калильного зажигания по этой причине являются более интенсивное охлаждение выпускных клапанов и недопущение излишнего расхода масла. Расположение выпускного клапана в промежуточном положении между искрой зажигания и зоной последней части заряда позволяет избежать как совпадения места достижения максимальной температуры пламенем с местоположением свечи зажигания, так и влияния раскаленной головки клапана на последнюю часть заряда [28].
284
Минимизировать возможность преждевременного калильного зажигания в двигателях можно такими конструктивными мерами, как правильный выбор тепловой характеристики свечи зажигания, скругление острых кромок металлических поверхностей, удаление выступов и шероховатостей и интенсивное охлаждение выпускных клапанов, клапанных седел и направляющих клапаноф, очень эффективно натриевое охлаждение клапанов.
Исследование преждевременного калильного зажигания в многоцилиндровом двигателе сдерживается большими трудностями воспроизведения тепловых условий его работы в одном цилиндре. В многоцилиндровом двигателе цилиндр, в котором происходит преждевременное калильное зажигание, может быть принудительно доведен до разрушения в результате работы других цилиндров (в которых процесс сгорания происходит нормально), в то время как одноцилиндровый двигатель в подобной ситуации может просто заглохнуть. В некоторых случаях количество цилиндров ограничивается условиями предварительного калильного зажигания и детонационного сгорания (142].
6.5.2.	ВЛИЯНИЕ ХАРАКТЕРИСТИК ЭКСПЛУАТАЦИОННЫХ РЕЖИМОВ ДВИГАТЕЛЯ
Процесс достижения некоторыми участками поверхности элементов двигателя температуры, достаточной для преждевременного калильного зажигания, определяется множеством взаимно влияющих друг на друга факторов. Даунз [32, 49] получил много полезной «информации о преждевременном калильном зажигании, проводя испытания двух существенно отличающихся друг от друга двигателей и используя в качестве топлива бензол (см. разд. 6.2.3). Склонность циклогексана к преждевременному калильному зажиганию принималась равной нулю, а изооктана — 100.
Максимальную склонность к преждевременному калильному зажиганию все три топлива проявляли, когда смесь была примерно на 10 % богаче стехиометрической, т. е. немного беднее соответствующей максимальной мощности.
Частота вращения коленчатого вала двигателя благодаря своему влиянию на турбулентность, скорость распространения пламени и коэффициент наполнения сложным образом влияет на преждевременное калильное зажигание [32], тем не менее можно сказать, что для многих двигателей без наддува склонность к преждевременному калильному зажиганию увеличивается при возрастании частоты вращения вала двигателя вплоть до величины, соответствующей максимальной мощности [22, 143]. Однако, если узел двигателя, являющийся причиной преждевременного калильного зажигания, обладает большой теплоемкостью (например, выпускной клапан), то внезапное уменьшение частоты вращения коленчатого вала двигателя, допустим на 1000 мин-1,
285
может вызвать преждевременное калильное зажигание вследствие увеличения задержки зажигания при сохранении высокой температуры узла двигателя благодаря тепловой инерции [23].
Увеличение степени сжатия вследствие увеличения теплоотдачи к накаленному участку может повысить опасность преждевременного калильного зажигания, однако, если местом калильного зажигания является выпускной клапан, то уменьшение температуры отработавших газов может привести к уменьшению температуры клапана. Опасность преждевременного калильного зажигания, вызываемого раскаленными частицами нагара, при увеличении степени сжатия, как правило, возрастает [143].
Увеличение угла опережения зажигания за пределы значения, соответствующего максимальному крутящему моменту, значительно влияет на температуру горячих участков, но одновременно приводит к повышению температуры нормальной работы двигателя. Когда обе эти температуры становятся одинаковыми, происходит преждевременное калильное зажигание, так что любое уменьшение отличия этих температур повышает склонность к преждевременному калильному зажиганию.
Довольно значительные изменения температуры подаваемого воздуха и температуры охладителя в двигателе мало влияют на преждевременное калильное зажигание [49], в частности, не обнаружено никакого влияния при применении в качестве источника калильного зажигания горячей проволочной спирали. Этот вывод может оказаться неверным в том случае, когда источниками калильного зажигания служат участки поверхности большой площади с плавно меняющейся температурой или покрытые нагаром.
6.5.3.	ВЛИЯНИЕ СОСТОЯНИЯ ПОВЕРХНОСТИ УЧАСТКОВ КАЛИЛЬНОГО ЗАЖИГАНИЯ
Проведение экспериментальных исследований преждевременного калильного зажигания связано с необходимостью преодоления серьезных трудностей, обусловленных изменениями качественного состояния поверхности и формы участков, вызывающих калильное зажигание. Окисление металла и эрозия, образование и отслоение нагара, а также изменение каталитических свойств — все это делает результаты непредсказуемыми.
Испытания, при проведении которых для достижения калильного зажигания в двигателях с переменной степенью сжатия использовались холодные свечи зажигания с термопарами, приходилось прерывать, поскольку предельные значения степени сжатия, соответствующие калильному зажиганию, с образованием нагара увеличивались [32]. Температура центральных электродов свечи зажигания с платиновыми наконечниками при работе на бедных смесях на 100 °C превышала температуру электродов с никелево-кремниевыми наконечниками, при работе на богатых 286
смесях температура была одинаковой или даже ниже у электродов с платиновыми наконечниками, что свидетельствует о влиянии каталитических эффектов. При применении различных чистых топлив изменение температуры участков калильного зажигания обычно не соответствует изменению температуры пламени этих топлив, что также подтверждает каталитическое действие поверхностей участков калильного зажигания [32].
Температура воспламенения метанового топлива у платиновой поверхности, как было установлено в опытах, выше температуры воспламенения у поверхностей неблагородных металлов [144, 145]. При проведении исследований стойкости топлив к преждевременному калильному зажиганию возможен выбор: либо путем изменения какой-нибудь характеристики режима работы двигателя (степени сжатия или наддува) довести температуру участка калильного зажигания при нормальной работе двигателя до величины, превышающей температуру воспламенения смеси, либо при работе двигателя с охлаждаемым участком калильного зажигания, не изменяя условий работы двигателя, повышать температуру этого участка за счет снижения интенсивности охлаждения или в результате электрического подогрева.
В первом случае возникает опасность изменения свойств поверхности в результате тепловых воздействий или изменения их каталитических свойств, а во втором случае имеется возможность отложения нагара на охлаждаемом участке. После экспериментальной проверки обеих этих способов Даунз [32, 49] остановился на охлаждаемой воздухом пробке из нимоника для наддуваемых двигателей и на служащей термопарой спирали из жесткой двойной проволоки (нагреваемой электрически) для двигателей, работающих без наддува. Важным, однако, оказался выбор материала проволоки, при использовании одного из сплавов (содержащего 40 % никеля) наблюдались аномальные температуры, появление которых было обусловлено каталитическим действием окиси никеля. Единственно удовлетворительным материалом для проволоки оказался канталовый алюминий [49].
Арригони таким же способом исследовал преждевременное калильное зажигание, не изменяя температуры, наличие или отсутствие калильного зажигания устанавливалось им по результатам статистической обработки диаграмм давления [50].
Было замечено, что температура преждевременного калильного зажигания от больших пробок меньше температуры калильного зажигания от проволочной спирали, это связано с тепловой инерцией или с величиной площади поверхности калильного зажигания.
Каталитическое «преждевременное калильное зажигание» применялось в дизельном двигателе с малой степенью сжатия (момент зажигания определялся моментом впрыска топлива). Топлива легко воспламенялись от платиновых проволок или покрытых платиной проволок из неблагородных металлов [146].
287
Преждевременное калильное зажигание от нагара, образую, щегося при использовании во время движения в городских условиях этилированных топлив, было одной из основных проблем в послевоенные годы (после второй мировой войны). Нагар состоял из солей свинца и углеродистого материала, он мог вследствие тряски отрываться от поверхности, накаляться и тлеть при температуре 350 °C. Средством против этого было добавление в топливо органического фосфата. Фосфат свинца в отличие от бромида свинца не способствовал сгоранию углерода [147, 148].
В Европе проблема преждевременного калильного зажигания связана с отложением масляного нагара на головках выпускных клапанов. Большую роль играют при этом соли кальция и бария, влияние соединений свинца менее значительно.
Однйм из путей решения этой проблемы является регулирование расхода масла, но в перспективе может возникнуть необходимость пересмотра применяемых металлических присадок.
6.5.4.	СКЛОННОСТЬ ТОПЛИВ К ПРЕЖДЕВРЕМЕННОМУ КАЛИЛЬНОМУ ЗАЖИГАНИЮ
Значения температуры горячих мест в камере очень сложным образом зависят от количества теплоты, подводимой к ним в процессе сгорания, и от потерь теплоты в процессе осуществления всех четырех тактов цикла. На тепловой баланс влияют форма, размеры, материал горячего места и теплоотдача от него, а также температура пламени, скорость его движения и турбулентность в окрестности раскаленного участка. Немаловажное значение имеет и местоположение этого участка на траектории движения пламени.
Попытка оценить роль этих факторов для ряда чистых топлив была предпринята Гуибетом [28]. Сравнительная оценка влияния температуры и скорости движения пламени на температуру горячих участков при нормальной работе показала, что более существенное значение имеет влияние скорости распространения пламени. Топлива с высокими температурой и скоростью распространения пламени, такие как бензол и кумол, проявляют повышенную склонность к преждевременному калильному зажиганию, но такая связь этих характеристик не является универсальной, в частности, толуол, который очень стоек к преждевременному калильному воспламенению, характеризуется достаточно высокими значениями температуры и скорости распространения пламени. Удаление участка перегрева от траектории движения пламени может привести в некоторых случаях к снижению его температуры на 100 %. Гуибет пришел к выводу, что существенное уменьшение склонности моторного топлива к преждевременному калильному воспламенению экономически нецелесообразно.
Даунз [32, 49] исследовал большое количество топлив на склонность к преждевременному калильному воспламенению и 288
6.2. Калильные числа и детонационные характеристики различных топлив
Топливо	Калильные числа		Детонационная характеристика (Е6 с максимальной степенью сжатия)
	£6	Даггер	
Изооктан	100	100	11
Кумол	0	0	12,5
Бензол	31	9	14,6
Метанол	0	0	15,0
Толуол	91	120	15,0
Авиационное топливо 100/130	77	87	12,4
Циклогексан	0	0	8,2
Моторное топливо с октановым числом 80	32		8,5
детонационному сгоранию, не обнаружив никакой зависимости между ними, что согласуется с результатами других исследователей [43] (см. табл. 6.2).
Тетраэтиловый свинец повышал стойкость к преждевременному калильному воспламенению почти всех топлив, если испытания были кратковременными, на стенках не образовывался нагар и материал поверхности не претерпевал химических превращений. Влияние свинца, одиако, было гораздо меньше его влияния на октановое число топлив.
Испытания ряда компонентов бензина (чистых углеводородов) показали, что наиболее стойкими к преждевременному калильному воспламенению являются, как правило, олефины. На шкале циклогексан-изооктан гексан-2 оценивается числом —26, а т-ксилол — числом 131. При образовании смесей из чистых топлив получающаяся калильная характеристика может быть вычислена с учетом пропорционального содержания отдельных компонентов [49].
Применение этих результатов к общедоступным топливам подтверждает [28], что различные модификации состава топлива могут лишь незначительно уменьшать опасность преждевременного калильного зажигания. Результаты исследований показывают, что обладающие большей температурной чувствительностью топлива, которые воспламеняются одностадийно в области высоких температур и у которых холодное пламя незначительно или не возникает совсем, проявляют, как правило, большую склонность к преждевременному калильному воспламенению [134].
Применение тех же самых присадок, которые использовались при исследовании процесса самовоспламенения (разд. 6.3.4), Для исследования преждевременного калильного зажигания в двигателе послужило толчком к некоторым теоретическим обобщениям [32, 49], которые часто рассматриваются в контексте общей теории процессов сгорания [1341.
Ю П/р Д. Хиллиарда	289
Большое количество исключений, характеризующих калильное воспламенение топлив, делает любую теорию ограниченной, иначе чем объяснить то, что бензол и этиловый бензол очень склонны к преждевременному калильному воспламенению, а о-, т- и р-ксилол — нет?
С появлением двигателей с высокими эксплуатационными характеристиками, работающих в тяжелых температурных условиях, с применением обладающих повышенной склонностью к калильному воспламенению топлив (содержащих ароматические соединения, олефины, метанол) и возникновением серьезной проблемы высокооборотной детонации настало, вероятно, время пересмотра экспериментальной оценки склонности топлив к аномальным процессам сгорания и поиска методов испытаний, теснее связанных с современными проблемами.
6.5.5.	ПРАКТИЧЕСКИЕ МЕТОДЫ СНИЖЕНИЯ ДЕТОНАЦИИ В ДВИГАТЕЛЯХ
Требования, обусловленные особенностями системы двигатель — очистка нефти — сырая нефть. До введения жестких требований к выделениям NOX наиболее распространенным методом снижения токсичности было применение бедных смесей. Этот подход, в частности, реализован в системе фирмы «Крайслер» [149], обеспечивающей качественное приготовление смеси и электронное управление опережением зажигания.
На этом этапе был накоплен большой опыт работы на бедных смесях, направленный на снижение токсичности. Применение бедных смесей позволяло значительно уменьшить выделения СО и NOX, но выделение СН при этом оставалось серьезной проблемой.
В США от этой системы отказались, но в последнее время ей стало уделяться значительное внимание в Европе, частично с целью снижения токсичности и частично с целью повышения экономичности малолитражных двигателей с высокой степенью сжатия [5].
Требования уменьшения опасности возникновения детонационного сгорания в двигателях с высокой степенью сжатия могут противоречить требованиям снижения токсичности, и если раньше в основном использовались высокосортные топлива, то в настоящее время любые мероприятия по достижению оптимальной степени сжатия в двигателях должны осуществляться с учетом доступности требуемых топлив. Действительно, если бы топливо с определенным исследовательским методом октановым числом 105 было экономически доступно, то многие проблемы исчезли бы и объемный и массовый расход топлива были бы минимальными. Однако немаловажной характеристикой топлива является его стоимость, которая зависит от эффективности использования сырой 290
нефти. Тирни и др. [150] показали, что при соответствующем 1975 г. уровне технологии двигатели с искровым зажиганием н предварительным приготовлением смеси из-за высоких требований к октановому числу топлива являются наименее эффективными потребителями сырой нефти. Компания «Шелл», рассматривая двигатель и установку очистки нефти как единую систему, пришли к выводу, что при 0,4 г/л свинца в топливе оптимальные октановые числа, определенные исследовательским методом, равны 96—97, а для неэтилированных бензинов они равны 92—93 [151 ].
Позже аналогичные выводы были сделаны в Европе группой RUFIT (CONCAWE). Если в качестве исходного значения определенного исследовательским методом октанового числа при концентрации свинца 0,4 г/л принять 96, то оптимальным значением при 0,15 г/л будет 95 при потере 2 % сырой нефти, для неэтилированного бензина 92 при потере 5 % сырой нефти [152].
Выполнение требований по токсичности, предъявляемых в США Законом о чистом воздухе, предполагает использование неэтилированного бензина для обеспечения возможности применения каталитических нейтрализаторов на основе благородных металлов. В настоящее время доступным стал сравнительно недорогой неэтилированный бензин с определенным исследовательским методом октановым числом, равным 91, однако при его применении в про-.цессе испытаний автомобилей на токсичность часто наблюдаются начальные признаки детонационного сгорания. Результатом этого является потребность увеличения октанового числа топлива, хотя некоторые водители сейчас чаще, чем раньше, допускают легкий детонационный стук [153]. Вероятно, конструкторы с учетом недостатка знаний о фактических повреждениях двигателей при детонационном сгорании, а также с учетом хорошей звукоизоляции двигателей в современных автомобилях излишне опасаются приближения к условиям, соответствующим возникновению детонационного сгорания.
При условиях отказа от применения антидетонационных присадок и повышения эффективности процесса очистки нефти в последующие годы широкого использования топлив нефтяного происхождения основным, по-видимому, будет бензин с определенным исследовательским методом октановым числом, равным 93. По мере распространения получаемых из каменного угля насыщенных ароматических соединениями топлив опять появится возможность увеличения октанового числа до 100, а если на топливном рынке появится метанол, получаемый из каменного угля, то возможно, будет увеличение октанового числа до 100—ПО, в зависимости от необходимости применения дополнительных устройств (например, для введения 5 % пентанов при пуске).
Само собой разумеется, что любое существенное достижение в Двигателестроении потребует переоценки эффективности системы Двигатель — нефтеочиститель — сырая нефть и выявления новых оптимальных характеристик топлива.
10*	291
Приготовление топливовоздушной смеси. Для работы двигателя в условиях, близких к условиям начала детонационного сгорания, важно, чтобы коэффициент избытка воздуха во всех цилиндрах был одинаковым. В карбюраторных двигателях и в двигателях, у которых смесь образуется во впускном трубопроводе практически невозможно добиться равномерного распределения жидкого топлива и его паров [156]. Неравномерное распределение смеси может стать причиной детонационного сгорания при работе двигателя на бедной смеси, поскольку в одном или нескольких цилиндрах отношение количества воздуха к количеству топлива может достичь значения, соответствующего максимальной для детонационного сгорания концентрации топлива в смеси. Кроме того, тетраэтиловый свинец (с точкой кипения 200 °C) и стойкие к детонационному сгоранию фракции топлива (кипящие при 100—200 °C) частично отделяются от более легких углеводородов (кипящих при 30—100 °C), у которых октановое число, определенное исследовательским методом, меньше; оно называется октановым числом при 100 °C, или октановым числом первой части смеси [157]. При разгоне в цилиндры может поступать в основном «первая часть» бензина и возникнуть сильная детонация. Значительно облегчить ситуацию может применение тетраметилсвинца, кипящего при ПО °C.
Действенным средством против указанного явления мог бы быть впрыск топлива за впускным клапаном или непосредственно в цилиндр, но это может потребовать значительных затрат мощности на работу насоса [155] и поэтому не всегда является наилучшим решением проблемы [158]. Одним из препятствий на пути отыскания лучших топливных смесей в прошлом было отсутствие безынерционных средств контроля состава отработавших газов и непосредственного определения значений коэффициента избытка воздуха. В настоящее время это препятствие преодолено [159]. Обычные карбюраторы и простые системы впуска не позволяют обеспечить нормальное сгорание при значениях отношения количества воздуха к количеству топлива в смеси, превышающих 17 : 1 [160]. Для достижения отношения 22 : 1 необходимо использовать полностью испарившееся или распыленное топливо. Эта возможность обеспечивается применением ряда систем, наиболее распространенными из которых являются карбюраторы с переменным сечением диффузора [161 ], примером может служить система «Дрессерейтор» [162]. В системах такого типа избегают изменения направления потока смеси с помощью дроссельной заслонки, роль дросселя обычно выполняет золотник, изменяющий проходное сечение потока, который движется со звуковой скоростью.
Сравнение различных схем приготовления смесей показало, что такой карбюратор обеспечивает наилучшее перемешивание заряда топливной смеси [163]. В качестве дросселя, формирующего поток, движущийся со звуковой скоростью, можно ИСПОЛЬ-292
Рис. 6.12. Образование идеальной смеси:
] — регулятор подачи топлива; 2 —* регулятор подачи воздуха; 3 — к двигателю; 4 — пламеуловитель; 5 — заслонка; 6 — дополнительный клапан; 7 — пламеуловители; 8 — отверстие, регулирующее состав топливной смеси; 9 — маслонагрева-тель; 10 — воздух; 11 — масляный насос
зовать впускной клапан, подъем которого регулируется с помощью педали [164].
Другим распространенным методом получения однородного заряда топливной смеси является подогрев впускного трубопровода. Одним из первых устройств такого типа был «горячий ящик» корпорации «Этил» [165]. Еще одна интересная идея заключается в использовании теплоты отработавших газов для подогрева теплообменника, расположенного между карбюратором и впускным трубопроводом [166].
Устройство для непрерывной подачи однородной топливовоздушной смеси к двигателю или автомобилю на динамометрическом стенде описано в работе [167]. Один из вариантов его изображен на рис. 6.12. С помощью горячего масла бензин очень быстро испаряется и в зависимости от температуры, которая определяется скоростью подачи тепла, либо переходит в аэрозольное состояние (размеры частиц <10 мкм), либо остается испаренным. Это устройство позволит определить истинный предел допустимого объединения смеси для исследуемого двигателя, достижимую величину удельного расхода топлива и возможности уменьшения токсичности.
Несмотря на то, что множество фактов свидетельствует о возможности расширения пределов допустимого обеднения смесей при однородности топливного заряда, известно, что в безвихревой камере сгорания с относительно невысокой степенью сжатия (7—8 : 1) распыление топливного заряда позволяет добиться большего эффекта [168]. Причиной этого может быть незначительное расслоение заряда. Результаты исследования в качестве топлива распыленного керосина показывают, что наиболее широкие пределы воспламеняемости соответствуют топливу в дисперсном состоянии, а не полностью испаренному [169].
Ясно, что проблема приготовления топливного заряда нуждается в дальнейшем исследовании в связи с проблемой детонационной стойкости двигателей с высокой степенью сжатия. Для послойно разделенных зарядов интерес представляют октановые числа первых частей смесей, другой не менее интересной про-
293
блемой является проблема подачи последней части смеси с высоким октановым числом в зону последней части заряда в безвихревой камере сгорания.
Зажигание. С появлением электронных систем зажигания, бесконтактного пуска и регулирования момента подачи искры многие проблемы, связанные с нарушениями процесса сгорания на начальном этапе, отпали. Появились оптимальные по конструкции свечи зажигания с увеличенными искровыми промежутками для работы на бедных смесях [170, 171]. Применение нескольких свечей зажигания увеличивает скорость сгорания и уменьшает путь движения пламени, улучшая таким образом топливную экономичность и препятствуя детонационному сгоранию. В испытаниях по исследованию количества и состава отработавших газов применялись до пяти свечей зажигания [172], но обычно лишь в авиационных двигателях используются две свечи зажигания. В двигателях с послойным распределением топливного заряда применяется только многократная подача искры.
Проявление наружных «болтовых» детонационных датчиков типа датчиков ускорений позволило разработать системы, осуществляющие задержку зажигания при появлении признаков детонационного сгорания. Благодаря применению этих систем можно на одну единицу повысить степень сжатия, понизить требования к определяемому исследовательским методом октановому числу на 10 единиц и за счет этого на 6 % сократить расход топлива при условии, однако, допущения водителем некоторых признаков детонационного сгорания [173—175].
Пока еще невозможно регулировать степень сжатия, используя сигнал обратной связи, но можно регулировать проходное сечение турбонагнетателя для уменьшения наполнения цилиндра в случае появления признаков детонационного сгорания. Это позволяет изменять плотность заряда при неизменной форме камеры сгорания [176].
Системы пассивного управления, при работе которых используется заложенная в память информация, распространены достаточно широко, но они не позволяют исключить влияние изменения качества топлива. Эти системы, однако, могут использоваться совместно со сложными системами регулирования токсичности отработавших газов [177].
Возрастание требований к октановому числу топлива. При эксплуатации двигателей в обычных условиях требования к октановому числу по мере увеличения пробега, как правило, возрастают. Так, после 10 тыс. миль (16 тыс. км) пробега в смешанных городских и загородных условиях требования к октановому числу могут возрасти на 3—7 единиц. Обычно стремятся к тому, чтобы для нового двигателя требовалось топливо с октановым числом, на 3—5 единиц меньшим, чем у штатного топлива, это позволяет скомпенсировать последующее возрастание требований, ведущее в масштабах всей страны к большому перерасходу бензина. Возра-294
стание требований к октановому числу объясняется многими причинами: частично изменениями массы и состава нагара, частично изменениями условий теплоотдачи и рядом других неизвестных причин [178]. Важную роль играет также влияние на количество и состав нагара повышенного расхода масла.
В США возрастание требований к октановому числу при использовании неэтилированного бензина более существенно, чем при использовании этилированного, а в Европе разницы почти не заметно, по-видимому, из-за более тяжелых режимов работы двигателей, при которых содержащие углерод остатки неэтилированного топлива сгорают [157]. Требования к октановому числу топлива для двигателей, работающих на топливах с высокими октановыми числами, возрастают меньше, чем для двигателей, работающих на топливах с более низкими октановыми числами. Такая обратная зависимость наблюдается и в США и в Европе. С этим связано то обстоятельство, что возрастание требований к октановому числу для двигателей с высокой степенью сжатия, работающих при больших нагрузках, невелико [ 180, 157 ].
В двигателях, работающих при нормальной эксплуатации в близких к детонации условиях, нагара откладывается мало, и возрастание требований к октановому числу при этом незначительно. Для двигателей с безвихревыми камерами сгорания, турбулентность движения смеси в которых мала, возрастание требований к октановому числу может быть большим.
Допустимые при производстве отклонения размеров камеры сгорания являются причиной довольно больших разбросов величины степени сжатия и, следовательно, требований к октановому числу топлива [178, 157]. Проходные сечения трубопроводов системы охлаждения также могут меняться в пределах допусков, результатом чего может быть увеличение в некоторых случаях температуры последней части заряда. Определенную роль играет также качество обработки поверхности камеры сгорания. Хотелось бы надеяться, что создатели двигателей, используя опыт, накопленный при производстве дизельных двигателей (для которых перечисленные факторы имеют решающее значение), добьются уменьшения допусков. Затраты на перерасход топлива из-за неоправданного уменьшения степени сжатия больше предполагаемых затрат на совершенствование производства. Беттс ввел понятие «потери октанового числа», по его оценкам средний европейский автомобиль теряет 3 единицы [181].
Движение заряда и конструкция камеры сгорания. Конструктор современного двигателя имеет ряд преимуществ перед конструкторами двадцатых годов, связанных с тем, что он располагает лучшими материалами и ориентируется на использование лучших топлив и масел. Однако при конструировании камеры сгорания он по-прежнему пользуется качественными представлениями о движении заряда топливной смеси и последующем распространении пламени.
295
Интенсивные исследования с помощью высокоскоростной кинофотосъемки [182], термоанемометров [183] и лазерных доплеровских измерителей скоростей [184, 185] позволили полнее изучить движение воздуха в дизельных двигателях с непосредственным впрыском топлива. Эти знания косвенно можно применить и к двигателям с искровым зажиганием, несмотря на их меньший объем и на то, что скорости движения смеси в них, как правило, выше. Наибольшее значение имеют три основных типа движения: вихревое, турбулентное и пульсирующее.
1.	Вихревое движение. Цилиндры двигателей, по определению, являются цилиндрическими телами, а отверстия клапанов впуска почти всегда смещены относительно оси цилиндра. Понятно поэтому, что основным движением газа в процессе впуска является вихревое движение. Его наличие можно продемонстрировать, устанавливая простые лопастные колеса в двигателях, приводимых в движение от другого двигателя, а интенсивность можно примерно оценить, подсчитывая число оборотов лопасти, которое примерно равно половине фактической частоты вращения потока газа. Обычно интенсивность характеризуется отношением частоты вращения топливного заряда к частоте вращения вала двигателя.
Скотт [182] с помощью высокоскоростной кинофотосъемки изучал вихревое движение в макете дизельного двигателя в условиях горения, наблюдая за движением характерных элементов структуры пламени. Вихревое движение нельзя считать простым вращательным движением, наблюдаемым в экспериментах с лопастными колесами. В процессе впуска скорость вихревого движения меняется при изменении скорости движения воздуха во впускном канале, и вихрь приобретает слоистую структуру, сохраняющуюся в процессе сжатия до достижения поршнем ВМТ. В окрестности ВМТ различные слои перемешиваются, что приводит к возникновению турбулентности у стенок камеры и мест резкого изменения формы [183]. Вихревое движение в цилиндрах редко бывает осесимметричным, как правило, исследования с помощью лазерного доплеровского измерителя скорости показывают наличие смещенных относительно оси вихрей.
Слишком интенсивное вихревое движение является причиной увеличения насосных потерь и потерь теплоты в цикле, что приводит к увеличению удельного расхода топлива [19]. Оно также может быть причиной значительного, приводящего к гашению пламени увеличения скорости движения заряда в окрестности свечи зажигания. В идеальном случае вихревое движение в окрестности свечи зажигания до подачи искры должно вырождаться в мелко- или микромасштабное турбулентное движение [186, 187].
2.	Турбулентность. .Это очень сложное явление, особенности проявления которого в двигателях лишь только-только начинают проясняться [188]. До недавнего времени исследователи наблюдали его, фиксируя флуктуации скорости газа, но не измеряя 296
их, хотя шлирен-метод фотографирования существенно способствовал расширению познаний о турбулентности [189].
Термоанемометрия способствовала значительному продвижению исследований турбулентности в двигателях, приводимых в движение от другого двигателя, как с искровым зажиганием, так и в дизельных, но не позволяла исследовать работающие двигатели [186, 190].
Измерение скорости лазером возможно в горящих газах, но при этом нужны окна — одно при использовании метода отраженного луча и два при использовании метода прямого луча — в корпусе двигателя, установить которые в современных двигателях с высокой степенью сжатия практически невозможно.
Идея о том, что интенсивность турбулентности и ее масштаб следует изменять в процессе сгорания, возникла у Рикардо, когда он создавал одну из последних версий «турбулентной» камеры сгорания, названной амортизирующей камерой сгорания. Возникновение турбулентности приводило к нарушениям процесса воспламенения у свечи зажигания; уменьшая размеры заполненного газом объема под свечой зажигания, он добивался устойчивости распространения пламени [191].
Проводя исследования на машине быстрого сжатия, Мейтка-нас [194] показал, что ядро пламени остается в искровом промежутке и гаснет лишь в камере сгорания с неподвижной смесью. При очень сильной турбулентности, особенно в бедных смесях, ядро пламени начинает расширяться, но затем гаснет. Даже при оптимальной турбулентности около 30 % продолжительности всего процесса сгорания уходит на формирование фронта пламени. Эта очень важная фаза процесса еще плохо изучена, так же как и влияние турбулентности (если оно есть) на поведение слоя последней части заряда.
3.	Пульсации. Это наименование получило движение заряда в результате выталкивания его из зазора между днищем поршня и головкой блока цилиндров при приближении к ВМТ. При чашеобразной камере сгорания в поршне и ваннообразной в головке блока пульсация является радиальным движением, измерения его интенсивности дают результаты меньше ожидавшихся [193, 194]. Некоторые исследователи считают, что пульсации, будучи, по определению, приуроченными к моменту достижения поршнем ВМТ, возникают слишком поздно и что они слишком слабы, чтобы оказать заметное влияние. В остроумной двухпоршневой конструкции двигателя Кушуля турбулентность создается в основном цилиндре до достижения поршнем ВМТ благодаря такой установке коленчатых валов, при которой порождающий пульсации поршень движется с небольшим опережением [195].
Пульсации имеют большое значение для двигателей с односторонним нижним расположением клапанов, поскольку ими легче управлять благодаря большой площади сближения поршня и головки блока цилиндров. Однако многие конструкторы считают,
297
что влияние пульсаций существенно для многих двигателей массового производства с верхним расположением клапанов, поскольку оно способствует ускорению распространения пламени уже некоторое время спустя после подачи искры, благодаря чему пламя не гасится под влиянием турбулентности.
Вероятно, большее значение, чем пульсации, имеет ускорение вихревого движения заряда вследствие сохранения момента количества движения при переносе его одновременно с возникновением пульсаций в камеру сгорания меньшего радиуса.
Некоторые практически применяемые эффективные системы. Значительное влияние на выбор конструкции головки блока цилиндров оказывают предполагаемые режимы работы, стоимость и возможность автоматизации производства.
В гоночных спортивных автомобилях в течение длительного времени предпочтение отдавалось конструкции, в которой четырехклапанная головка служит крышкой, с центрально расположенной свечой зажигания [55]. Камера сгорания такой конструкции характеризуется высоким коэффициентом наполнения, малым расстоянием движения пламени, турбулентностью, образующейся в результате перемешивания двух потоков впрыскиваемой смеси, и меньшей потребностью создания пульсаций. Такая конструкция не подходит для двигателей с большой степенью сжатия, поскольку зона горения при этом становится узкой, пламя рано гасится, и сильно увеличиваются выделения углеводородов. С другой стороны, эта конструкция идеальна для двигателей с турбонаддувом, степень сжатия у которых может быть близкой к 9 : 1.
Если требуется, чтобы такой двигатель был очень мощным, то цилиндр делается таким, чтобы его диаметр превосходил ход поршня (камера сгорания имеет приплюснутую форму). Это позволяет увеличить площадь клапанных отверстий и получить высокий коэффициент наполнения при большой частоте вращения коленчатого вала двигателя и умеренной скорости движения поршня. В этом случае вследствие чрезмерной сплюснутости камеры сгорания выделения углеводородов велики и путь, проходимый пламенем, тоже велик [196].
Более простым решением является полусферическая камера сгорания с двумя клапанами. Потери теплоты в такой камере сгорания невелики, поскольку отношение площади поверхности стенок к объему мало, турбулентность в такой камере при вихревом движении заряда сохраняется хорошо и, кроме того, в ней отсутствуют выступающие элементы, которые могут быть местами, вызывающими преждевременное калильное зажигание.
Хорошие условия движения газов обеспечиваются наклонным расположением клапанов [196], но до последнего времени выпуск двигателей с такими камерами сгорания сдерживался из-за необходимости большого наклона клапанов. Компромиссным решением является размещение половины камеры сгорания в пор-298
шне при почти вертикальном расположении клапанов — двояковыпуклая камера сгорания.
Плодотворные исследования в области поисков лучших камер сгорания были осуществлены Хероном [53], пытавшимся реализовать максимально возможные экономичность, мощность и степень сжатия при использовании топлив, которые появились в то время (1950 г.) с октановым числом 100, определенным исследовательским методом. Он также стремился создать камеру сгорания, в которой октановые числа чувствительных топлив были как можно ближе к определенным исследовательским методом октановым числам, которые он назвал «механическими октановыми числами» (по терминологии Кеттеринга из «Дженерал моторе»).
Его исследования были сосредоточены на рассмотрении конструкции с двумя клапанами с плоской головкой цилиндра. Впускной клапан мог снабжаться специальной ширмой (для создания турбулентного потока), а днище поршня могло быть плоским или иметь центральную полость, занимающую 55 % площади и способствующую образованию пульсации (рис. 6.13). Заменяя поршни, можно было изменять величину степени сжатия от 5 : 1 до 30 : 1.
Наилучший а нт идет он ац ионный показатель, за который принималось предельное значение плотности топливного заряда, достигался при степени сжатия 10: 1 и использовании двух способов создания турбулентности — ширма впускного клапана и чашеобразная полость в поршне, способствующая образованию пульсаций, роль которых была примерно одинаковой.
Частота вращения вала двигателя при проведении исследований принималась равной 3000 мин-1, поскольку проблемы высокооборотной детонации в 1950 г. не существовало. Камера Херона использовалась в разнообразных вариантах. Наиболее популярна чашеобразная камера сгорания в поршне. В европейских условиях необходимо особое внимание уделить конструкции поршня, с тем чтобы не допустить интенсивной отдачи тепла в область расположения колец, а также не допустить высокооборотной детонации и последующего преждевременного калильного зажигания.
Двигатель с чашеобразной камерой сгорания благодаря простоте изготовления и лучшим показателям при малой мощности вследствие пульсаций заряда иногда применялся там, где ранее традиционно использовались двигатели с полусферической камерой сгорания в головке цилиндра, в частности в спортивных автомобилях.
Аналогичные результаты можно получить, размещая полость в головке цилиндра и подводя к ней оба клапана, благодаря чему °на принимает удлиненную форму. Такая камера сгорания называется ваннообразной, она обычно располагается наклонно по отношению к оси цилиндра (рис. 6.14). Благодаря наклонному Расположению камеры сгорания (иногда дно камеры выходит на
299
Рнс. 6.13. Камера сгорания в динще поршня
Рис. 6.14. Ваннообразная наклоненная под углом камера сгорания
плоскость головки цилиндра, и тогда она называется клиновой камерой) зона последней части заряда получается сужающейся. Эти камеры сгорания очень популярны, они позволяют при степени сжатия 11:1 использовать бензин с определенным исследовательским методом октановым числом, равным 93 [197].
Кромки ваннообразной камеры сгорания должны тщательно профилироваться, поскольку их качество может сильно влиять на возможность детонационного сгорания в области завихрений, расположенной против свечи зажигания [24].
Несмотря на эффекты пульсаций и образование турбулентностей при сжатии в такой несимметричной камере сгорания, для обеспечения достаточно быстрого сгорания, которое позволило бы избежать детонации при очень высоких степенях сжатия, могут потребоваться дополнительные меры по увеличению интенсивности турбулентности.
Следующий шаг на пути совершенствования экономичных двигателей с высокой степенью сжатия был сделан Меем [198, 199]. Он считал, что двигатель мелкосерийного производства должен иметь два параллельных вертикально расположенных клапана и расположенную в головке цилиндра камеру сгорания, образуемую при литье, которая обеспечивала бы сильные пульсации смеси. Для получения значений сжатия от 13 : 1 до 15 : 1 в камере сгорания должно быть лишь одно клапанное отверстие. Мей считал, что это должно быть отверстие выпускного клапана, поскольку при расположении в этом месте отверстия впускного клапана большего диаметра поток через него ограничивался бы стенками камеры. С этим мнением согласны не все специалисты [5]. Ограничивающее влияние стенок может способствовать образованию чрезвычайно полезной турбулентности, и, кроме того, 300
расположение в камере сгорания отверстия впускного клапана соответствует традиционному требованию возможно большего удаления зоны последней части заряда от выпускного клапана. В качестве ответа на это можно сказать, что перемещение последней части заряда турбулентными вихрями при расположении отверстия выпускного клапана в камере сгорания приводит просто к увеличению скорости распространения пламени и уменьшению требуемого угла опережения зажигания.
Схематичное изображение камеры сгорания Мея приведено иа рис. 6.15. Конструкция впускного канала обеспечивает вращательное движение смеси по часовой стрелке, которое формируется при сжатии в полости под выпускным клапаном. При достижении поршнем ВМТ в области впускного клапана возникают сильные пульсации, которые, проникая в полость, усиливают вращательное движение.
Фронт пламени при прохождении вдоль горячей перемычки между клапанами ускоряется и увлекает последнюю часть заряда, в результате чего детонационное сгорание возможно лишь при малых частотах вращения вала двигателя и больших нагрузках.
Эта система идеальна для работы на бедных смесях, и, если ее преимущества не используются для достижения максимально возможной мощности при заданной степени сжатия, она позволяет значительно улучшить экономичность, в противном случае улучшение экономичности невелико.
Послойное распределение заряда. На начальном этапе своей деятельности по улучшению топливной экономичности Рикардо выдвинул идею разделения заряда на зону топливовоздушной смеси и зону воздуха, что позволяло отказаться от дросселирования. Эта идея была реализована в изобретении, — английский патент № 2125, AD 1915 г. (рис. 6.16). Он добивался разделения заряда не аэродинамическими средствами, а с помощью дополнительной камеры. Позже эта идея была реализована в большом двухтактном авиационном двигателе, который при малой (и полной) нагрузке работал без дросселирования, дросселирование применялось лишь при умеренных нагрузках [200].
Современный вариант реализации этой идеи путем впрыска топлива в предкамеру дизельного двигателя с вихревой камерой сгорания описан в работе [201] (рис. 6.17).
При идеальном разделении заряда топливная смесь должна находиться в районе свечи зажигания, а воздух в зоне последней части заряда, что уменьшает вероятность детонационного сгорания. Такого идеального разделения добиться, конечно, невозможно, и о работах в этом направлении почти ничего не было слышно, пока интерес к ним не возродился в связи с двумя различными задачами. Во-первых, это задача создания для нужд военной техники двигателя, который мог бы работать на топливах с любыми октановыми и цетановыми числами и, во-вторых, задача создания двигателя, который при работе на этилированном
301
или неэтилированном топливе удовлетворял бы требованиям ЕРА по токсичности отработавших газов. Результатом явилось создание двигателя фирмой «Тексако» системы TCCS [202—204] и двигателя PROCO (FCP) фирмой «Форд мотор» [205]. Оба двигателя являются двигателями с искровым зажиганием и с высокой степенью сжатия (10 : 1—12 : 1), в которых впрыск топлива производится непосредственно в цилиндр, а камера сгорания расположена в поршне; в двигателе TCCS может также осуществляться турбонаддув.
Фирмой «МАН» (ФРГ) был создан вариант двигателя с искровым зажиганием «МАН—FM» на основе дизельного двигателя системы «М» (см. рис. 6.17). Принципы разделения заряда в этих двигателях различны, кратко они могут охарактеризованы следующим образом.
1. «Тексако TCCS». В камере сгорания благодаря соответствующей конструкции впускного клапана создается интенсивное вихревое движение, и топливо впрыскивается в вихревой поток. ' Оно испаряется и воспламеняется рядом последовательных искр свечи зажигания с высокой энергией руется фронт пламени, и в него подается топливная смесь до закрытия форсунки.
В ряде вариантов открытие форсунки и подача искры производятся возможно ближе к ВМТ, благодаря чему минимизируется
разряда. В потоке форми-
Рис. 6.16. Камера сгорания с послойным распределением заряда (патент Рикардо 1915 г.)
Рис. 6.15. Вихревая камера сгорания типа Мея двигателя с высокой степенью сжатия:
1 — впрыск топлива; 2 — впуск; 3 выпуск;
4 — последняя часть заряда; 4 •— вращение смеси; 6 — пульсация смеси; 7 впуск; 8 — выпуск; Я — пламя
302
Рис. 6.17. Камеры сгорания с послойным распределением заряда топливной смеси: / — основной впускной клапан; 2 — свеча зажигания; 3 — дополнительный впускной Клапан; 4 — дополнительный канал подачи; 5 — впрыск топлива; 6 свеча зажигания; 7 — предкамера; 8 — выпускной канал
303
время предварительного перемешивания топливной смеси. В этом двигателе может использоваться любое легкое или содержащее легкие фракции топливо [204].
2.	«Форд PROCO» (имеется вариант этого двигателя, предназначенный для работы на керосине и дизельном топливе). В камере сгорания тоже создается интенсивное вихревое движение, но топливо подается в центр вихря, где оно испаряется и воспламеняется расположенной в центре свечой зажигания. Пламя остается в центре, поскольку его плотность меньше плотности воздуха.
3.	«МАН-АЛ!». В этом двигателе тоже создается вихревой поток, но топливо распиливается на стенку камеры сгорания, где оно воспламеняется от искры свечи зажигания, электрод которой удлинен и расположен рядом со стенкой камеры. Топливо испаряется, воспламеняется и сгорает, участвуя в вихревом движении. Все три двигателя являются двигателями с высокой степенью сжатия, работающими без дросселирования, движение продуктов сгорания в них регулируется центростремительными силами, и детонационного сгорания не наблюдается, поскольку отсутствует последняя часть заряда, которая могла бы самовоспламеняться. Детонационному сгоранию препятствует также позднее воспламенение топлива, не оставляющее времени для реакций самовоспламенения.
Сравнительный анализ этих и других камер сгорания с послойным распределением заряда приведен в отчете ЕРА [208].
Стремление создать двигатели, работающие на бедных смесях, которые удовлетворяли бы требованиям по выделениям всех трех токсичных составляющих, побудило многих исследователей обратиться к идее разделенной камеры сгорания Рикардо, причем основное внимание в этих разработках уделялось снижению токсичности отработавших газов, а не улучшению экономичности. Обычно свеча зажигания располагается в предкамере, которая заполняется обогащенной смесью либо через дополнительный впускной клапан от карбюратора, в котором готовится богатая смесь, как в двигателе «Хонда CVCC» [206], либо впрыскиванием топлива в предкамеру, как в двигателях «Фольксваген» и «Порше» [207, 208]. Основная камера заполняется очень бедной смесью от основного карбюратора, таким образом последней частью заряда является бедная смесь, которая воспламеняется от горящей в предкамере смеси. Интересный новый способ послойного разделения заряда в предкамере описан в работах [209, 210] (см. рис. 6.17). Смесь образуется в результате впрыскивания распыленного топлива на стержень в сферической предкамере. Вихрь сжатия расслаивает смесь, которая воспламеняется от искры между электродом и заземленным стержнем. Быстрое сгорание происходит в окрестности ВМТ почти полностью в предкамере, поскольку зазор между поршнем и головкой цилиндра очень мал. Этот двигатель может работать на любом топливе, 304
детонационного сгорания практически не бывает, он хорошо работает с турбонаддувом. Этот двигатель получил название «Маркер».
При разработке упомянутых двигателей уделялось внимание проблеме токсичности отработавших газов, поэтому следует упомянуть, что для работающих на бедных смесях двигателей с высокой степенью сжатия серьезной проблемой является неполное сгорание углеводородов из-за низкой температуры отработавших газов и сопротивляемости окислению высокооктанового бензина. Даже применения платинового катализатора окисления может оказаться недостаточно для выполнения требований по токсичности.
Дизель. Хотя в дизеле воспламенение происходит не от искры, он является системой, для которой проблемы детонации практически не существует. Большое количество очагов воспламенения и очень поздний впрыск топлива препятствуют его предварительному перемешиванию и формированию последней части заряда. Пики давления при малых частотах вращения вала двигателя возбуждают низкочастотные колебания конструкции двигателя.
С учетом ожидаемой нехватки дизельного топлива в будущем в настоящее время ведутся интенсивные разработки двигателя, у которого воспламеняется впрыскиваемое через дополнительный клапан дизельное топливо, а через основной клапан впрыскивается топливо с малым цетановым числом или даже высокооктановое топливо, как, например, метанол, который работает без детонации [211].
6.6. ОБЩИЕ ВЫВОДЫ
1.	Для сохранения в будущем личного транспорта в условиях увеличения трудностей с топливом необходимы новые малолитражные с высокой степенью сжатия мощные двигатели с искровым зажиганием. Они должны быть созданы на новом техническом уровне по новейшей технологии. Эти двигатели должны обладать большим ресурсом, что может компенсировать их высокую стоимость.
2.	Двигателям с искровым зажиганием всегда будет отдаваться предпочтение перед дизелями в автомобилях индивидуального пользования, особенно малолитражных. Качество топлива Для двигателей с искровым зажиганием по мере истощения запасов нефти будет меняться; тенденция применения антидетонационных добавок сохранится, особенно в районах с малой плотностью населения.
3.	Эти двигатели должны работать в близких к предельным условиях, при которых возникает детонационное сгорание; водитель должен научиться допускать работу двигателя в зоне легкой Детонации, однако предотвращение высокооборотной детонации
305
требует большого внимания к качеству топлива и к конструкции и регулировке двигателя.
4.	Для снижения требований к очистке топлива и подготовки к возможному уменьшению доли высокооктановых и высокоцетановых топлив следует интенсифицировать исследования в области создания двигателей с расслоением топливовоздушного заряда, особенно для двигателей малого объема. Перспективным с этой точки зрения является двигатель «Тексако», однако не следует забывать и двигатели с вихревыми камерами сгорания.
5.	Необходимы новые методы оценки стойкости топлив к аномальным процессам сгорания в двигателях и пересмотр эталонных топлив.
6.	Еще сохраняется много неясностей, связанных с последней частью заряда. Каков ее состав, каковы физические условия в тонком слое, примыкающем к относительно холодной стенке камеры сгорания?
7.	Серьезного внимания заслуживает природа чувствительности топлив, особенно взаимосвязь процессов самовоспламенения парафинов, олефинов и ароматических соединений в топливных смесях.
8.	Исследования возможности улучшения топливной экономичности во многом сдерживаются жесткими требованиями по токсичности отработавших газов — для выявления наиболее перспективных направлений повышения топливной экономичности при проведении поисковых исследований следует отказаться от ограничений токсичности. Только при таком подходе можно достичь сбалансированных показателей экономичности и токсичности автомобильного парка.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1.	Ricardo, Н., and Hempson, J. G. G., The High-Speed Internal Combustion Engine, 5thed., . Blackie, London (1968).
2.	Lichty, L. C., Combustion Engine Processes, McGraw-Hill, New York (1967).
3.	Taylor, C. F., The Internal Combustion Engine in Theory and Practice, 2nd ed., MIT Press, Cambridge, Massachusetts (1966).
4.	Caris, D. F., and Nelson, E. E., “A New Look at High-Compression Engines,” SAE Preprint 61A (1958).
5.	Kuznicki, L., and Thompson, W. B., “High-Compression-Lean-Buming Engines: Signpost for the Future,” Inst. Meeh. Eng. Conference, London, 12-14 June (1979).
6.	Dugald, C., Trans. Faraday Soc., 22, 338 (1926).
7.	Ricardo, H. R., “The Progress of the Internal Combustion Engine and its Fuel," Melchett Lecture, Inst, of Fuel (1935).
8.	Hempson, J. F. G., “The Automobile Engine 1920-1950,” SAE Paper 760605 (1976).
9.	Boyd. T. A., “Pathfinding in Fuel and Engines,” SAE Trans. 4, 182 (1950).
10.	Campbell, J. M., Lovell, W. G., and Boyd, T. A., “Detonation Characteristics of Some of the Fuels Suggested as Standards of Anti-Knock Quality," SAE Trans. 25 (1930).
11.	Report of the Empire Motor Fuels Committee. The Institution of Automobile Engineers, Vol.
18, part 1, (1924).
12.	Ricardo, H. R., Engineering, 110, 325 and 361 (1920).
13.	Agnew, W. G.. “Fifty Years of Combustion Research at General Motors," Proc. Energy Combust Sci, 4, 115-155 (1978).
14.	Tizard, H. T., and Pye, D. R., Phil. Mag., 11, 1094 (1926). '
15.	Callendar, H. L., Engineering, 123, 147, 182, 210(1927). .
16.	Egerton, A. Smith, A. C., and Ubbelohde, A. R., Phil. Trans. Roy, Soc. A, 234, 433 (1935).
17.	Ricardo, H. R., and Glyde, H. S., “The High-Speed Internal Combustion Engine,” Blackie, London (1941).
18.	Glyde, H. S., “Experiments to Determine Velocities of Flame Propagation in a Side-Valve Petrol Engine," J. Inst. Pet. Tech., 16(85), 756-776, November (1930).
19.	Alcock, J. F., “The Effect of Swirl on Petrol Engine Combustion," The Aircraft Engineer No.
100 (Vol. 9, No. 5), May 9 (1934).
20.	Alcock, J. F., and MacLellan, G. D. S., “Thermo-centrifugal Convection,” Proc. Eighth Int. Congress on Theoretical and Applied Mechanics, 1952 Istanbul, p. 385 (1953).
21.	Withrow, L. L., and Bowditch, F. W., “Flame Photographs of Auto-Ignition Induced by Combustion Chamber Deposits,” SAE Trans. 6, 724 (1952).
22.	Stebar, R. F., Wiese, W. M., and Everett, R. L., “Engine Rumble—A Barrier to High Compression Ratios? SAE Trans. 68, 206 (1960).
23.	Cometti, G. M., De Cristoforo, F., and Gozzelino, R., “Engine Failure and High-Speed Knock,” SAE paper No. 770147 (1977).
24.	Henault, C., and Riviere, J. P., “Experimental Study of Pinking at High Speed,” Ingenieur de I’Automobile, 3, 178-198, March (1974).
25.	Judge, A. W.. “Testing High-Speed I.C. Engines,” 3rd ed., Chapman and Hall, London. (1943), pp. 67-68; and Ref. II, p. 77.
26.	Downs, D., and Robinson, V. H., “Small Variable-Compression Research Engine,” Engineering, December 30 (1949).
27.	Rado, W. G., “Characteristics of a Plasma Generated by Combustion in a Spark Ignition Engine,” J. Appl. Phys., 46(6), June (1975).
28.	Guibet, J. C., and Duval, A., “New Aspects of Pre-ignition in European Automotive Engines,” SAE paper no. 720114 (1972).
307
29.	Curry, S., “A Three-dimensional Study of Flame Propagation in a Spark Ignition Engine,” SAE Trans. 71, 628 (1963).
30.	Arrigoni, W., Cometti, G. M., Gerbarz, G. P., Giavazzi, F., andPozzi, V., “Chemi-ionization and Carbon-in a Spark Ignition Engine,” SAE paper no. 740192 (1974).
31.	Kaufman. C. W., and Gat, N., “Some Effects of Exhaust Gas Recirculation on Combustion,” , Spring. Mtg. Central States Sec. Combustion Inst, April (1978).	ij
32.	Downs, D.. and Pigneguy, J. H., “An Experimental Investigation into Pre-ignition in the 3 Spark Ignition Engine," Proc. Inst. Meeh. Eng. (Auto Div.) London (1950-1951).	7
33.	Evers, L. W., "Spark Plug Pressure Transducers for Measuring Indicated Work,” SAE paper no. 780148 (1978).
34.	Arrigoni, V., Cometti, G., Gaetani, B., and Ghezzi, P., “Quantitative Systems for Measuring Knock,” Proc. Inst. Meeh. Eng., 186, 48-72 (1972).
35.	Barton, R. K., Lestz, S. S., and Duke, L. C., “Knock Intensity of Engine Rate of Pressure Change,” SAE Trans, paper no. 700006 (1970).
36.	Sezzi, F., Cometti, G., Anigoni, V., Vincenzetto, F., andBiancucci.S., “PossibleMechanisms of Piston Failure due to Detonation and Pre-ignition,” A.T.A. Jour., p. 23, July (1969).
37.	Dunstan, A. E., and Card, S., “The Work of Midgley and Boyd Report of the Empire Motor Fuels Committee,” Inst. Auto. Eng., 18 (part 1), 305 (1924).
38.	Midgley, T., and Boyd, T. A., various papers in J. Ind. Eng. Chem., No. 7, p. 589 (1922), No. 9, p. 849 (1922), No. 9, p. 894 (1922), No. 4, p. 421 (1923).
39.	Wolber, W. G., "Automotive Engine Control Sensors,” SAE paper 800121 (1980).
40.	ASTM, Manual for Rating Motor, Diesel and Aviation Fuels, American Society for Testing and Materials, Philadelphia, Pa., 1973-74.
41.	“CRC, Revised Road Rating Techniques, Modified Borderline Method,” Coordinating Research Council Inc., July (1970) with October (1975) revisions.
42.	Myers, M. E., Stolsteiner, J., and Wims, A. M., “Determination of Gasoline Octane Numbers from Chemical Composition,” Anal. Chem., 47(13), 2301, November (1975).
43.	Marciante, A., et al., “Fuel Hydrocarbon Composition and High-Speed Knock,” 15th FISITA Congress, Paris, May 1974, Soc. Ing. de 1’Auto, Paris (1974).
44.	Cometti, G. M., DeCristofaro, F., and Gozzelino, R., “Engine Failure and High-Speed Knock,” SAE paper 770147 (1977).
45.	Betts, W. E., “Knock and Engine Damage,” Coordinating European Council, Int’l. Sym.-, Rome, June 1981, Coordinating European Council, London (1981).
46.	Arrigoni, V., et al., “Recent Advances in the Detection of Knock in S. I. Engines," SAE paper no. 780153 (1978).
47.	Duval, A., et al., “New Approach for a Better Engine Fuel Compromise,” Sym. AGELF1, Rome 1979, p. 49, AGIP Petroli, Rome (1979).
48.	Arrigoni, V., Cometti, G., Gaetani, B., and Ghezzi, P., "Quantitative Systems for Measuring Knock,” Proc. Inst. Meeh. Engr. 186, 194, London (1950-1951).
49.	Downs, D., and Theobold, F. B., “The Effect of Fuel Characteristics and Engine Operating Conditions on Pre-ignition,” Proc. Inst. Meeh. Eng. (Auto Div.), 1963-1964.
50.	Arrigoni, V., et al., “A Quantitative System for Measuring Pre-ignition,” ATA Tech. Bull, November (1968).
51.	Rothrock, A. M., “Fuel Rating—Its Relation to Engine Performance,” SAE Trans., 48, 51, February (1941).
52.	Alquist, H. E.. O’Dell, L.. and Eward, J. C., “Correlation of Effects of Compression Ratio and Inlet Air Temperature on Knock Limits of. Aviation Fuels in CFR Engine,” NACA Report, E6, E13, Part II, June (1946).
53.	Heron, S. D., and Felt, A. E., “Cylinder Performance—Compression Ratio and Mechanical Octane Number Effects,” SAE Trans.. 4(4), October (1950).
54.	Addicott et al., “Spark Knock,” Proc. Inst. Meeh. Eng., 2A, 182, London (1967-1968).
308
55.	Yagi, S., Ishizuya, A., and Fujii, I., “Research and Development of High-Speed, High-Performance Small Displacement Honda Engines,” SAE Paper no. 700122 (1970).
56,	Harrow, G. A., et al.. J. Inst. Pet., 49(457), 204 (1963).
57.	Mori, T., and Yamazaki, K., “Variations of the Flame Propagation Time in a Spark-Ignition Engine,” Bull. JSME, 13(58) (1970).
58.	Halstead, M. P., Pye, D. B., and Quinn, С. P., “Laminar Burning Velocities and Weak 1 Rammability Limits Under Engine-Like Conditions,” Combust, and Flame, 22, 89 (1974).
59.	Agnew, W. G., “End-gas Temperature Measurement by a Two-Wavelength Infrared Radiation Method,” SAE Trans. 69, 495 (1961).
60.	Haskell, W. W., Trumpy, D. K., and Hendrickson, С. H., “Measurement of Mixture Temperature in an Internal Combustion Engine,” SAE Paper 730082 (1973).
61.	Gumbleton, J. J., Bolton, R. A., and Lang, H.' W., “Optimizing Engine Parameters with Exhaust Gas Recirculation,” SAE Paper 740104 (1974).
62.	Noguchi, M., Tanaka, Y., Tanaka, T., and Takeuchi, Y., “A Study of Gasoline Engine Combustion by Observation of Intermediate Reactive Products During Combustion,” SAE ' Paper 790840 (1979).
63.	Withrow, L., and Rassweiler, G. M., “Spectroscopic Studies of Gaseous Charges in the Gasoline Engine,” Ind. Eng. Chem., 25, 923 (1933).
64.	Heywood, J. B., and Kock, J. C., “Formation of Hydrocarbons and Oxides of Nitrogen in Automobile Engines,” Environ. Sci. and Tech., 7(3), March (1973).
65.	Payman, W., and Titman, H., Proc. Roy. Soc., A152, 418 (1935).
66.	Bone, W. A., Fraser, R. P., and Wheeler, W. M., Phil. Trans. Roy. Soc., A235, 29 (1936).
67.	Miller, C. D., Olsen, H. L., Logan, W. O., and Osterstrom, G. E., NACA Report 857 (1946).
68.	Male, T., “Photography at 500,000 frames per second of combustion and Detonation in a Reciprocating Engine,” 3rd Sym. on Combustion, Flame and Explosion Phenomena, p. 721, Williams and Wilkins, Combustion Institute, Pittsburgh (1949).
69.	Withrow, L., and Rassweiler, G. M., “Slow-motion Shows Knocking and Non-knocking Explosions,” SAE Jour., 39, 297 (1936).
70.	Withrow, L., and Rassweiler, G. M., “Studying Engine Combustion by Physical Methods," J. Appl. Phys., 9, 362 (1938).
71.	Withrow, L., and Rassweiler, G. M., “Engine Knock,” Auto. Engr., 24, 281 (1934).
72.	Grinstead, С. E., “Sound and Pressure Waves in Detonation.” J. Aeronaut. Sci., 6,412 (1939).
73.	Jost, W., “Explosion and Combustion Processes in Gases,” McGraw-Hill, New York (1946).
74.	Ball, G..A., Sth Symposium on Combustion, p. 366, Reinhold Co., New York (1955).
75.	Bowditch, F. W., and Stebar, R. F., “Autoignition Associated with Hot Starting,” SAE Trans., 66, 179, (1958).
76.	Rifkin, E. B., and Sokolik, A. S., Fuel. 17 (1938); J. Roy. Aero. Soc., 42, 851 (1938).
77.	Ricardo, H. R., “Recent Research Work on the I. C. Engine,” SAE Trans. 17, pt. 1, 1 (1922).
78.	Tizard, H. T., and Pye, D. R., “Ignition of Gases by Sudden Compression,” Phil. Mag, 44(6), 79 (1922).
79.	Egerton, A., Smith, A. C., and Ubbelohde, A. R., Phil. Trans. Roy. Soc. A.,'234, 433 (1935).
80-	Rassweiler, G. M., and Withrow, L., “Spectrographic Detection of Formaldehyde in an Engine Prior to Knock,” Ind. Eng. Chem., 26, 1359 (1933).
81.	Maccormac, M., and Townend, D. T. A., 5, Chem. Soc., 140, 238 (1938).
82.	Emeleus, H. J., J. Chem. Soc. 228, 2948 (1926).
83.	Burgoyne, J. H , Proc. Roy. Soc., A 175, 539 (1940).
84.	Kahler, E. J., Bearse, A. E., and Stoner, G. G., Ind. Eng. Chem. 43, 2777 (1951).
83- Barusch, M. R., Crandall, H. W., Payne, J. Q., and Thomas, J. R., Ind. Eng. Chem., 43, 2764 (1951).
309
86.	Levedahl, W. J., and Howard, F. L., Ind. Eng. Chem., 43, 2805 (1951).
87.	Sokolik, A. S., and Jantowsky, S. A., Aita. Phys. Chim. U.R.S.S., 19, 329 (1944).
88.	Chamberlain, G. H. N., and Walsh, A. D., Proc. Roy. Soc.. A 215, 175 (1952).
89.	"The Knock Rating of Hydrocarbons,” API Res. Project 45, American Petroleum Inst. ; '
50. Walsh, A. D., Trans. Faraday Soc., 42, 269 (1946).
91.	Cramer, P. L., and Campbell, J. M., “Combustion of Hydrocarbons,” Ind. Eng. Chem., 41(5), 893, May (1949).
92.	Boord, С. E., Amer. Chem. Soc. (Div. Pet. Chem.), 112th meeting, N.Y. (1948).
93.	Downs, D., Walsh, A. D., and Wheeler, R. W., “A Study of the Reactions, that Lead to Knock in the Spark-Ignition Engine," Phil. Trans. Roy. Soc. Series A, 870(243), 463 (1951).
94.	Alperstein, M., and Bradow, R. L., “Investigations into the Combustion of End-Gases from Otto Engines.” SAE paper no. 660410 (1966).
95.	Davis. W. C.. Smith. M. L., Malmberg, E. W . and Bobbitt, J. A., “Comparison of Intermediate Combustion Products Formed in Engines with and without Ignition,” SAE Trans., 63, 386 (1955).
96.	Luck, C. J., Burgess. A. R., Qesty, D. H., Whitehead, D. M., and Pratley, A., “A Study of the Combustion of n-heptane in an Engine Using a Novel High-Speed Sampling Technique," 14th Symp. (lnt‘1) on Combustion, Pittsburgh, Combustion Institute, Pittsburgh (1973).
97.	Mackinven, R.. "A Search for an Ashless Replacement for Lead in Gasoline,” MK/I72/74 Shell lnt’1 Petroleum, London (1974).
98.	Walsh, A. D., "Low Temperature Oxidation," (W. Jost, ed.), Gordon & Breach, London (1961).
99.	Downs, D., and Wheeler, R. W., “Recent Developments in Knock Research,” Proc. Inst. Meeh. Eng. (Auto Div), 89 (1951-52).
100.	Wolcutt, C , and Rifkin, E. B., "Pre-combustion Reactions in an Engine—Thermodynamic Analysis of Pressure Developed During Pre-flame Period,” Ethyl Corp, collected tech, papers (1951).
101.	Taylor, E. S., Taylor, C. F., Livengood, J. C., Russell, W. A., and Leary, W. A., SAE Quart. Trans.. 4, 222 (1950).
102.	Peletier, J. L., Van Hoogstraten, S. G., Smittenberg, J., and Kooijman, P. L.-, Chaleur et Industrie, 20, 120(1939).
103.	Downs, D. Street, J. C., and Wheeler, R. W., “Cool-Flames in a Motored Engine,” Fuel, ХХХЦЗ), July (1953).
104.	Sheinson. R. L., and Williams, F. W., “Chemiluminescence Spectra from Cool and Blue Flames—Electronically Excited Formaldehyde,” Comb, and Flame 21, 221 (1973).
105.	Broida, H. P., and Levedahl, W., Anal. Chem., 24, 17776 (1952).
106.	Pastell, D. L., “Pre-combustion reactions in a Motored Engine,” Discussion by Walcutt, SAE Quart. Trans., 4, 571 (1950).
107.	Affleck, W. S., and Fish, A., Eleventh Symposium (InfI) on Combustion, The Combustion Inst., p. 1003 (1967).
108.	Burgess, A. R., and Lauchlin, R. G. W., Combust, and Flame. 19, 315 (1972).
109.	Halstead, M. P , Kirsch, L. J., Protheso, L. S., and Quinp, С. P-, Proc. Roy. Soc., A346, 515 (1975).
110.	Halstead, M. P.. Kirsch. L. S., and Quinn, С. P., “Autoignition of Hydrocatbon Fuels," Combust and Flame, 30, 45-60 (1977).
Ill	Boyd, T. A., “Pathfinding in Fuels and Engines,” SAE Trans. 4, 182 (1950).
112	Newman, S. R.. Dille, K. L,, Heisler, R. Y., and Fontaine, M. F., “Tertiary-butyl acetate— an Octane Improver for Leaded Gasolines,” SAE Fuels and Lubricants Meeting, Chicago, Paper 127U, October (1959).
113.	Brown. J. E.. and Lovell, W. G., “A New Manganese Antiknock,” Ind, Eng. Chem.. 50, 1547(1958).
310
114.	Graiff, L. В., “The Mode of Action of Tetraethyl Lead and Supplemental Anti-Knock Agents,’’ SAE paper 660780 (1966).
115.	Moran, J. B., “The Environmental Implications of Manganese as an Alternate Anti-Knock,” SAE paper 750926 (1975).
116.	Furey, R. L., and Summers, J. C., “How MMT Causes Plugging of Monolithic Converters,” SAE Paper 780004 (1978).
117.	In reapplication for MMT Waiver, Federal Register, 43, n. 181, Monday, Sept. 18, 1978, p. 41424.
118.	Turner, D., “Lead in Petrol 2—Environmental Health,” Chemistry in Britain, 16(6), June (1980).
119.	Dartnell, P. L., “Lead in Petrol I—Energy Conservation,” Chemistry in Britain, 16(6), June (1980).
120.	“Lead in Petrol. An Assessment of the Feasibility and Costs of Further Action to Limit Lead Emissions from Vehicles,” Working party on lead in petrol, Dept, of Transport, London, U.K., July (1979).
121,	Dartnell, P. L., “Formal Contribution to Technical Session 3—Economics of Environmental Protection,” World Energy Conf., Munich, September (1980).
122.	Acres, G. J. K., The Johnson Mattley Co., London, England, Private communication.
123.	Norrish, R. G. W., Discussion, 7th Sym. on Combustion, p. 203, Butterworths, London (1958).
124.	Collear, A. B., and Norrish, R. G. W., “The Behaviour of Additives in Explosions and the Mechanism of Anti-Knock,” 124: Proc. Roy. Soc. A259, 304 (1960).
125.	Cheaney, D. E., Davies, D. A., Davis, A., Hoare, D. E., Prothesoe, J., and Walsh, A. D., “Effects of Surfaces on Combustion of Methane and Mode of Action of Anti-Knocks Containing Metals,” 7th Sym. on Combustion, p. 183, Butterworths, London (1958).
126.	Oosterhoff, L. J., "The Action of Anti-Knock Dopes,” Rec. Trav. Chim.. 59, 811 (1940).
127.	Downs, D., Griffiths, S. T., and Wheeler, K. W., “The Part Played by the Preparational Stage in Determining Lead anti-Knock Effectiveness,” J. Inst. Petrol, 47(445) (1961).
128.	Zimpel, C. F., and Graiff, L. B., “An Electron Microscopic Study of Tetraethyl Lead Decomposition in an Internal Combustion Engine," 11th (Int’ I) Sym. on Combustion, Berkeley, Calif. (1966).
129.	Graham, S. C., and Homer, J. B., “Coagulation of Molten Lead Aerosols,” Faraday-Chem. Soc. Sym.. 7, Swansea (1973).
130.	Downs, D., Griffiths, S. T., and Wheeler, R. W., “Pre-flame Reactions in the Spark-Ignition Engine and the Influence of Tetraethyl Lead and Other Antiknocks,” J. Inst. Petrol, 49(469), January (1963).
131.	Echols, L. S., Yust, В. E., and Bame, J. L., “A Review of Research on Abnormal Combustion Phenomena in Internal Combustion Engines,” 5th World Petroleum Congress (1959).
132.	Miller, C. D., SAE Quart. Trans., 1, 98 (1947).
133.	Barrett, G. M., “Discussion of Pre-ignition in the Spark-ignition Engine,” Proc. Inst. Meeh. Eng. (Auto Div.), 141, 141 (1950-51).
134.	Downs, D., Street, J. C., and Wheeler, R. W., “A Unified Concept of Combustion in I. C. Engines,” Proc. 4th World Petroleum Congress, Sect. VL-F, paper 5 (1955).
135,	Benson, S. D., “The Influence of Engine and Fuel Factors on After-Run,” SAE Paper 720085 (1972).
136.	Ingamells, J. C., "Effect of Gasoline Octane Quality and Hydrocarbon Composition on AfterRun,” SAE Paper 790939 (1979).
137.	Bowditch, F. W., and Stebar, R. F., “Auto-ignition Associated with Hot-starting,” SAE Trans., 66, 179 (1958).
138.	Morris, W. E., “After-running in Low-compression Engines due to Ignition by Hot Spot,” SAE Trans.. 67, 133 (1959).
311
139.	Affleck, W. S., Bright. P. E.. and Fish. A.. "Run-on in Gasoline Engines—A Chemical Description of Some Effects of Fuel Composition." Comb, and Flame, 12, 307-317, August (1968).
140.	Hundere. A., and Bert. J. A.. "Pre-ignition and its deleterious effects in aircarft engines,” SAE Quart. Trans.. 2(4). 546 (1948).
141.	Anderson. J.. "Pre-ignition in Aircraft Reciprocating Engines." SAE Trans.. 19, 65 (1967).
142.	Bowens. R. C.. and Isitt. A. R.. "The Observation of Automotive Pre-ignition and Knock,” SAE Summer Mtg.. Atlantic City (1954).
143.	Sturgis. В. M.. Cantwell, E. N.. Morris, W. E., and Schultz, D. L., “The Pre-ignition Resistance of Fuels." Proc. Amer. Petrol. Inst.. Sect. III. 34, 256 (1954).
144.	Coward, H. F.. and Guest. P. G . "Ignition of Natural Gas-Air Mixturesby Heated Metal Bars." J. Amer. Chem Soc.. 49, 2479 (1927).
145.	David, W. T.. "Temperature of Flame Gases," Nature, 152(278) (1943).
146.	Thring. R. H.. "The Catalytic Engine." Platinum Metals Review. 24(4), October (1980).
147.	Bowditch. F. W.. and Yu. T. C.. "A Consideration of Deposit Ignition Mechanism,” SAE Trans.. 69, 435 (1961).
148.	Nebel, G. J., and Cramer. P. L.. "Ignition Temperatures of Lead Compound-Carbon Mixtures," Ind. Eng. Chem.. 41, 2393 (1955).
149.	Chrysler "Clean Air Package." Automotive Eng.. 83, 44. October (1975).
150.	Tierney, W. T.. Johnson. E. M.. and Crawford. N. R.. "Energy Conservation Optimization of the Vehicle-Fuel-Refinery System." SAE Paper 750673.
151.	Van Gulick, H.. "Refineries and Engines as a Single Technical System," J. Automot. Eng., 6, 11, April (1975).
152.	Kohonitz, R., "The National Utilization of Fuels in Private Transport-RUFIT," llth World Energy Conf., Munich, 3, 201, September (1980).
153.	Comer, E. S., Hockhauser. A. M., and Shannon. H. F., “Technical versus Customer Knock-Satisfaction: Two Decades,” SAE Paper 780322 (1978).
154.	Sksipkin, S. P., Vorohev, V. I., and Romanchikov, P. G., “The Influence of the Distribution of the Vapour and Liquid Components of the Fuel Mixture Stream on the Non-Uniformity of Mixture Components in the Engine Cylinder," Automob. Prom., 12, March (1974); MIRA Transl. No. 74-7-190 (1974).
155.	Bommeister. J., Drechler, F., and Nghia. V., "Current Problems of Mixtures Distribution in 4-str Petrol Engines.” Tech. Univ. Dresden, Kraftfahrzeng-Tech., 364, December (1974).
156.	Brandstetter, W. R., and Carr, M. J., “Measurement of Air Distribution in a Multi-cylinder Engine by Means of a Mass Flow-Probe.” SAE Paper 730494.
157.	Bell, A. G . "The Relationship Between Octane Quality and Octane Requirement,” SAE Paper 750935 (1975).
158.	Blackmore. D. R., and Thomas, A.. Fuel Economy of the Gasoline Engine, p. 112, Macmillan, New York (1977).
159.	Haslett, R. A., and Eidson, T. M., "Equivalence-Ratio Meter,” SAE Paper 770219.
160.	Robison. J. A., and Brehob, W. M., "The Influence of Improper Mixture Quality on Engine Exhaust Emissions and Performance." Western States Comb. Inst. Mtg. no. WSC1, 67-17. October (1965).
161.	Ma, T. H., “Effect of Cylinder Charge Motion on Combustion,’’ Inst. Meeh. Eng. Conference C81-75, Cranfield, July (1975).
162.	Environmental News, “EPA reports Dresserator control system meets interim emission standards,” October 3, 1974.
163.	Ford Motor Co., U.S.E.P.A. Committee on Motor Vehicle Emissions, panel of consultant on engine systems. May (1974).
164.	Stivender, D. L., “Intake Valve Throttling (1VT) a Sonic Throttling Intake Valve Engine, SAE Trans., 77, 1293 (1968).
312
165.	Eltinge, L., Marsee, F. J., and Warren, A. J., “Potentialities of Emissions Reduction by Engine Modification,” ,SAE paper 680123 (1968).
166.	Harrow, G. A., Mills, W. D., Thomas, A., and Finlay, I. C.,vThe Vapipe-A Practical System for Producing Homogeneous Gasoline-Air Mixtures," SAE paper 760564 (1976).
167.	Lindsay, R., Thomas, A., Woodworth, J. A., and Zeschmann, E. G., “Influence of Homogeneous Charge on the Exhaust Emissions of Hydrocarbons, Carbon Monoxide and Nitric Oxide from a Multi-Cylinder Engine,” SAE Paper 710588 (1971).
168.	Matthes, W. R., and McGill, R. N., “Effects of the Degree of Fuel Atomization on SingleCylinder Engine Performance,” SAE paper 760117 (1976).
169.	Polymeropoulos, С. E., and Das, S., “The Effect of Droplet Size on the Burning Velocities of Kerosene-Air Sprays,” Comb, and Flame, 25, 247-257 (1975).
170.	Ryan, T. W., Lestz, S. S., and Myers, W. E., “Extension of the Lean Misfire Limit and Reduction of Exhaust Emissions of a Spark-Ignition Engine by Modifications of the Ignition and Intake Systems," SAE paper 740105 (1974).
171.	Burgett, R. R., Leptich, J. M., and Sangwan, V. S., “Measuring the Effect of Spark-Plug and Ignition System Design on Engine Performance," SAE Paper no. 720007 (1972).
172.	Thring, R. H., “The Effect of Varying Combustion Rate in Spark Ignited Engines," SAE paper 790387 (1979).
173.	Wallace, T. F., "Buick’s Turbocharged V-6 Powertrain for 1978," SAE paper 780413 (1978).
174.	Currie, J. H., Grossman, D. S., and Gumbleton, J. J., “Energy Conservation with Increased Compression Ratio and Electronic Knock Control,” SAE paper 790173 (1979).
175.	Kraus, B. J., Godici, P. E., and King, W. H., “Reduction of Octane Requirement by Knock-Sensor Spark-Retard System,” SAE paper 780155 (1978).
176.	Gillbrand, P., “Knock Detector System Controlling Turbocharger Boost Pressure," SAE paper 800833 (1980).
177.	Bailey, R. L., Cederquist, A. L., Hart, D. L., Florek, J. J., and Metzler, A. H., “An IIEC-2 Low Emissions Concept Car,” SAE paper 780206 (1979).
178.	Alquist, H. E., Holman, G. E., and Wimmer, D. B., “Some Observations of Factors Affecting O.R.L,” SAE paper 750932 (1975).
179.	Forster, E. J., and Stinson, L. E.. “Effects of Leaded versus Unleaded Gasolines on Stabilized Octane Requirements,” Nat. Pet. Refiners Assoc., F&L 70-46.
180.	“The Effect of Removing Lead from European Motor Gasolines," Cooperative Octane Requirement Committee Project Report, October (1972).
181.	Betts, W. E., “Improved Fuel Economy by Better Utilization of Available Octane Quality,” SAE paper 790940 (1979).
182.	Scott, W. M., “Looking in on Diesel Combustion," SAE SP-345 (1970).
183.	Brandt, F., Reverencic, L., Cartellieri, W., and Dent, J. C., “Turbulent Air Flow in the Combustion Bowl of a D.I. Diesel Engine and its Effect on Engine Performance,” SAE paper 790040 (1979).
184.	Witze, P. O., “Application of Laser Velocimetry to a Motored Engine,” Third Int’l Workshop on Laser Velocimetry, Purdue Univ., July (1978).
185.	Hutchinson, P., Morse, A., and Whitelaw, J. H., “Velocity Measurements in Motored Engines-. Experience and Prognosis," SAE paper 780061 (1978).
186.	Dent, J. C., and Salama, N., “Turbulence Structure in the Spark Ignition Engine,” Inst. Meeh. Engrs. Conf., Cranfield, C83/75, p. 23, July (1975).
187.	Dent, J. C., and Salama, N., “The Measurement of Turbulence Characteristics in an Internal Combustion Engine Cylinder,” SAE paper 750886 (1975).
88. Hinze, J. O.. “Turbulence,” 2nd ed., McGraw-Hill, London (1975).
189.	Lyn, L. S. T., and Valdemanis, E., “The Application of High-Speed Schlieren Photography to Diesel Combustion Research,” J. Photo Science, 10 (1962).
313
190.	Lancaster, D. R., Krieger, R. B., Sorenson, S. C., and Hull, W. L., "Effect of Turbulence on Spark-ignition Engine Combustion,” SAE paper 760160 (1976).
191.	Ricardo, H. R., "Cylinder Head Design,” The Automobile Engineer, July-August (1929).
192.	Matekunas, F. A., “Ignition Studies in a Rapid Compression Machine,” G.M. Res. Publ., GMR 2681 (1978).
193.	Alcock, J. F., and Scott, W. M., “Some More Light on Diesel Combustion,” Proc. Inst.
Meeh. Eng. (Auto Div.), 5, 179 (1962-1963).
194.	Woods, W. A., and Ghirlando, R., “Radial Flow in an Engine Cylinder Near the End of Compression,” Inst. Meeh. Eng., Conference, C82/75 Cranfield, July (1975).
195.	Beale, N. R., and Hodgetts, D., “The Cranfield Kushul Engine,” Inst. Meeh. Eng., Conference C90/75 Cranfield, July (1975).
196.	Bames-Moss, H. W., “A Designer’s Viewpoint,’’ Inst. Meeh. Eng., Conference publ. 191, C343-73 (1973).
197.	Gillbrand, Per, “The Saab-Scania Fuel Economy Engine,’’ Inst. Meeh. Engrs., Conference on land transport engines, Paper C6-77, January (1977).
198.	May, M. G., U.S. Patent 4000722, January 4, 1977.
199.	May, M. G., “Lower Specific Fuel Consumption with High Compression Lean Bum Spark Ignited 4-stroke Engines,” SAE paper 790386 (1979).
200.	Ricardo and Co., "A Study of Stratified Charge for Light-Duty Power Plants,” vol. 1, p. 127, Publ. no. EPA 460/3-75-011A, R.T.P., N.C. 27711.
201.	Overington, M. T., and Haslett, R. A., “A New Stratified Charge Engine Based on the Ricardo Comet Design,” Int. Meeh. Eng., “Stratified Charge Conference,” London, C253/76, November (1976).
202.	Barber, E. M., Reynolds, B., and Tierney, W. T., “Elimination of Combustion Knock-Texaco Combustion Process,” SAE Summer Mtg., Indian, paper 473, June (1950).
203.	Tierney, W. T., Mitchell, E., and Alperstein, M., "The Texaco Controlled-Combustion System—A Stratified Charge Engine Concept—Review and Current Status," Inst. Meeh. Eng., Conference on Power Plants and Future Fuels, London, January (1975).
204.	Lewis, J. M., and Tierney, W. T., “United Parcel Service Applies Texaco Stratified Charge Engine Technology to Power Parcel Delivery Vans—Progress Report,” SAE paper 801429 (1980).
205.	Scussel, A. J., Simko, A. O., and Wade, W. R., “The Ford Proco Engine Update,” SAE paper 780699 (1978).
206.	Date, T., Yagi, S., Ishuzuya, A., and Fuju, I., “Research and Development of the Honda EVCC Engine,” SAE paper 740605 (1974).
207.	Brandstetter, W. R., Decker, G., Schafer, H. J., and Steinke, D., “The Volkswagen PCI Stratified Charge Concept—Results from the 1.6 litre air-cooled engine,” SAE paper 741173 (1974).
208.	Gruden, D., “Combustion and Exhaust Emissions of an Engine Using the Porsche Stratified'
Charge Chamber System,” SAE paper 750888 (1978).
209.	U.S. Patent No. 3,970,053 (1976) Fiat (Turin) and C. L. Goodacre (London).
210.	Goodacre, C. L., "Clean Automobiles on Leaded Gasoline,” SAE paper 810778 (1981).
211.	Holmer, E., Berg, P. S., and Bertilson, B. L., “The Utilization of Alternative Fuels in*
Diesel Engine Using Different Methods,” SAE paper 800544 (1980).
ЛИТЕРАТУРА НА РУССКОМ ЯЗЫКЕ К ГЛ. 6
Скрипкин С. П., Воробьев В. И., Романчиков П. Г. Влияние распределений паровой и жидкостной составляющих потока горючей смеси на неравномерность ее состава в цилиндрах двигателя. Автомобильная промышленность, № 3, 1974. С. 12—13. Йост В. Взрывы и горение в газах. М., ИЛ, 1952, ... с.
Хинце И. О. Турбулентность. Ее механизм и теория. М.: Физматгнз, 19W-.680 с. (Перевод изд. 1959 г.).
314
Глава 7
ТРЕНИЕ И СМАЗКА В АВТОМОБИЛЯХ
К- К. Л у д е м а, Отдел технической и прикладной механики, Университет шт. Мичиган, г. Энн Арбор, шт. Мичиган, США
7.1. ВВЕДЕНИЕ
Трение и смазка, подобно свободе, по-настоящему ценятся лишь тогда, когда их нет. Трение представляет собой сопротивление движению при перемещении, и все механизмы расходуют энергию на преодоление сил трения, поскольку их части перемещаются друг относительно друга. С помощью смазки в некоторых случаях можно регулировать трение, однако очень часто, как это имеет, например, место в двигателях, основные потери механической энергии связаны со сдвигом пленок жидких смазок.
Обычно трение представляется как сопротивление перемещению друг относительно друга сухих твердых поверхностей. Коэффициент трения р. обычно определяется именно для такого случая, численно он равен частному от деления силы F, вызывающей относительное перемещение, на силу или нагрузку W прижатия поверхностей. Коэффициент трения р. для сухих поверхностей может принимать значения от 0,05 до 10 или даже еще больше, однако для металлов его значения обычно располагаются в диапазоне от 0,1 до 0,7.
В справочниках часто приводятся значения р и для поверхностей при наличии смазки. Эти значения обычно находятся в диапазоне от 0,01 до более, чем 0,5. Строго говоря, при жидкой смазке сопротивление скольжению обусловлено вязким течением пленки жидкости, а не контактом твердых тел.
Трение проявляется и во многих других случаях, отличных от указанных выше. Например, сопротивление вращению, возникающее во вращающихся элементах подшипников и при вращении шин, называется трением качения. Сопротивление течению жидкостей относительно твердых тел называется гидродинамическим Трением и, наконец, некоторые виды сопротивления деформации Твердых тел называются внутренним трением.
Некоторые из указанных видов трения проявляются в механических узлах автомобиля, о них будет сказано ниже. Вероятно, Наиболее удивительно то, что смазка в автомобилях предназначена не только для уменьшения трения, но и для продления жизни
315
механизмов. Основное назначение смазки состоит не в предотвра-щении износа, а в предотвращении таких катастрофических видов разрушения поверхностей, каким является, например, истирание. Некоторые типы износа и основы теории смазки будут описаны ниже. В последующих разделах внимание сосредоточено на рассмотрении механических деталей средней точности обработки из обычных металлов, которые и встречаются в автомобилях.
7.2. ОСНОВЫ ТЕОРИИ СМАЗКИ И ИЗНОСА
Смазка уменьшает повреждения, появляющиеся при относительном перемещении сухих поверхностей. Все поверхности твердых тел, как бы тщательно они ни обрабатывались, имеют определенную шероховатость. Например, поверхности шеек коленчатых валов имеют шероховатость со средней высотой неровностей профиля 0,25—0,38 мкм. Эти цифры относятся к средней высоте микроскопических выступов или шероховатостей, оставшихся после шлифовки или после обработки поверхности каким-либо другим способом. Притирка или хонингование позволяют получить более гладкие поверхности со средней высотой неровностей профиля 0,05—0,20 мкм, однако и при этом шероховатость остается.
Когда две сухие поверхности соприкасаются, контакт между ними осуществляется по выступам шероховатостей, при этом, как правило, происходят пластические деформации в контактирующих выступах и в основном материале под этими выступами. При скольжении поверхностей пленка окислов и пленка адсорбированной воды, каждая из которых имеет толщину около 2— 7 нм в мельчайших пятнах контакта, разрываются, при этом на каждой шероховатости обнажается поверхность металла. Эти участки металла соприкасаются между собой, и происходит их адгезия (схватывание), при которой прочность соединения близка к прочности менее прочного из двух контактирующих металлов. Эта адгезия вместе с меньшей адгезией между металлами, окис-лами и парами воды хорошо известна. Именно она служит основной причиной возникновения сил сопротивления скольжению. Таким образом, сухое скольжение сопровождается значительным пластическим деформированием контактирующих шероховатостей металла.
Когда скольжение деталей происходит со скоростью более 50 см/с (100 фут/мин), скорость пластического течения в шероховатостях и сопутствующего нагрева их достаточно велика по сравнению со скоростью диссипации тепла в материал, что является причиной значительного роста температуры. Скорость выделения энергии равняется произведению pFK. При еще более высоких скоростях, таких как скорости движения поверхностей шлифовальных кругов, происходит заметный нагрев. Скорости движения поверхности шлифовальных кругов составляют около 316
30 м/с (6000 фут/мин или 68 миля/ч), при шлифовке обычных сталей образуются искры, представляющие собой нагретые до температуры свыше 660 °C частицы абразива и материала детали.
Влияние повышения температуры поверхности сказывается двояко. Во-первых, тонкий слой адсорбированной воды и других «загрязнений», который ранее препятствовал контакту металла, испаряется. Во-вторых, нагрев размягчает металл и способствует значительной деформации поверхности и появлению больших поверхностей соприкосновения металла. Это явление представляет собой механизм самоусиливающего действия и часто приводит к значительному увеличению трения, а иногда и к заеданию деталей машин.
Основным назначением смазочного вещества, помещаемого между двумя металлическими поверхностями, является снижение концентрации напряжений в районе шероховатостей путем разделения поверхностей и распределение нагрузки по всей поверхности «контакта». В результате происходит значительное снижение пластического деформирования и нагрева шероховатостей. Однако внутреннее трение при сдвиге пленки жидкости также приводит к нагреву. Для сравнения сухого скольжения и скольжения со смазкой рассмотрим перемещение без смазки по гладкой поверхности стальной квадратной пластины толщиной 3 см, длина стороны которой 45 см (~45 кг) со скоростью пешехода около 125 см/с (250 фут/мин). Когда значение р равно 0,25, для скольжения пластины требуется сила величиной около 11 кг (НО Н). Однако, если бы пластина была отделена от гладкой поверхности пленкой жидкости толщиной 0,014 мм (5,5-10~4 дюйм), вязкость которой 6 сП (6.10'8 Па-с) (например, масло SAE 30 при 240° F (115 °C) с кинематической вязкостью 7 сСт (7 мм2/с)), для движения пластины со скоростью 125 см/с также потребовалась бы сила 11 кг (ПО Н). Соотношение, описывающее состояние пленки жидкости между двумя поверхностями, имеет вид
F = t]AV/h,	(7.1)
где F — сила вязкого сопротивления (скольжения), г] — вязкость жидкости, V — скорость скольжения, А — площадь смоченной поверхности, по которой происходит скольжение, а А — толщина Пленки смазки [1 ].
Отметим, что в приведенном выше примере сила вязкого трепня может быть меньше силы сухого трения (F = pW7) при малой скорости скольжения, но может и превышать ее при большой скорости скольжения. Условия были выбраны такими, чтобы силы трения совпадали, следствием чего является выделение °ДИнакового количества тепла в обоих случаях. Основное различие между этими двумя случаями в том, что при сухом трении тепло должно отводиться через материал опорной поверхности, а при трении со смазкой тепло образуется в масле и удаляется
317
в основном циркулирующим в подшипнике маслом. Таким обра-зом, даже в тех случаях, когда потери на вязкость велики, как в рассмотренном выше примере, за исключением скорости скольжения 1000 см/с, достаточная циркуляция масла предотвращает чрезмерный нагрев подшипников.
С учетом современных требований по снижению потерь на трение в автомобилях представляет интерес установить, какие величины из входящих в соотношение (7.1) можно изменить, чтобы уменьшить силу F. Ясно, что необходимо уменьшить величины т], А или V или увеличить величину Л, однако на практике пределы изменения этих величин ограничены. Величина А может быть изменена в результате изменения конструкции, величина V определяется конструкцией и условиями ее эксплуатации, а величина т] зависит от выбора смазки. Однако толщина пленки h зависит от многих параметров, а не является просто конструктивным параметром, за исключением подшипников, в которых масло нагнетается в смазываемое соединение через отверстие в какой-либо из поверхностей трения. Подшипники, работающие по этому принципу, называются гидростатическими, поскольку толщина пленки не зависит от движения поверхностей. Такая конструкция, по-видимому, лучше гидродинамических подшипников, которые будут описаны ниже.
Подшипники выпускались в течение более двухсот лет без применения масляного насоса для постоянной подачи смазочного материала. Если бы для нормальной смазки всегда требовалась подача масла под давлением, промышленное производство подшипников никогда бы не развилось из-за отсутствия хорошего масляного насоса для подачи смазочного материала. Более того, с тех пор как были найдены вещества, позволяющие улучшить характеристики подшипников, они стали с успехом применяться все чаще и чаще. До тех пор, цока не стали доступными растительное масло, минеральное масло и китовый жир, использовалось сало животных. Техническая революция привела к повышению точности изготовления и к применению улучшенных материалов для подшипников. По мере увеличения количества создаваемых машин искусство создания подшипников все более и более развивалось, оставаясь по-прежнему искусством.
Первые научные исследования в области теории подшипников начались лишь 100 лет назад, благодаря наблюдению некоторых непонятных фактов при испытаниях подшипников. Английский инженер Бичемп Тауэр сконструировал простой испытательный стенд для экспериментального определения несущей способности простого’вала и радиального подшипника. В опыте вал вращался частично погруженным в масло. Радиальный подшипник нагружался силой, направленной вниз со стороны вала. В подшипнике было сквозное отверстие для смазки пары трения. При вращении вала масло вытекало из отверстия и «пачкало все кругом» [21-Отверстие заткнули деревянной заглушкой, однако давление
31S
было настолько высоким, что масло выдавливало заглушку, g отверстие для смазывания ввернули манометр. Давление превышало предельно замеряемое манометром, равное по величине 200 фунт/дюйм2 (1,38 МПа), среднее давление между валом и подшипником равнялось при этом 100 фунт/дюйм2 (0,69 МПа).
Эти результаты стали известны профессору Манчестерского университета в Англии Осборну Рейнольдсу. Он для исследования работы машины Тауэра рассмотрел длинный вал радиусом R, который вращается и «переносит» масло от места его подачи вверх по вкладышу подшипника. Радиус вкладыша превышает R на величину R-10-8. Вязкое сопротивление препятствует свободному стеканию масла с вала, так что некоторое количество масла проходит через верхнюю несущую нагрузку область. Чем выше скорость вала, тем большее количество масла протекает через верхнюю область и тем толще становится пленка жидкости между валом и вкладышем. Подшипник такого типа называется гидродинамическим, поскольку его несущая способность зависит от скорости вращения.
Профессор Рейнольдс опубликовал в 1886 г. формулу для толщины пленки жидкости, которую после некоторых преобразований можно записать в следующем простом виде:
h/R = 2,47т]У1/Л	(7.2)
где R — радиус вала; Р — нагрузка; L — длина вала (>/?), а постоянная 2,47 соответствует использованию английских мер для входящих в эту формулу величин. Это соотношение использовалось в качестве основного при проектировании радиальных подшипников более пятидесяти лет. С его помощью конструкторы определяли условия для обеспечения такой толщины пленки Л, которая превышала бы суммарную высоту шероховатостей поверхности вала и вкладыша.
По мере создания машин с повышенной точностью несущая способность подшипников возрастала, частично потому, что размеры шероховатостей «становились» меньше, а частично потому, что стали точнее выполняться требования соосности и соблюдаться Другие размеры. С развитием самолетостроения, однако, обнаружилось, что использование соотношений Рейнольдса приводило к созданию подшипников, обладающих десятикратным запасом. Причина этого состоит в том, что при получении соотношения Рейнольдса материалы вала и вкладыша считались абсолютно Жесткими и, таким образом, предполагалось, что нагрузка сосредоточена на малой части рабочих поверхностей подшипника. Учет упругой деформации каждой из этих поверхностей позволяет Учесть их частичную приспособляемость, т. е. сближение на Участке большей площади. Уравнения, которые учитывают и ГиДродинамику и упругость конструктирующих тел, называются Уравнениями эластогидродинамической теории (ЭГД-теории).
319
Одно из первых полученных на начальном этапе развития соотношений ЭГД-теории имеет вид
0,88(а£)°>6
«mln _ ___________\ ДА /
R —	/ W хо.13	’
\LEr)
где Е — эффективный модуль Юнга. В это отношение входит величина а, представляющая собой коэффициент зависимости вязкости от давления. Введение величины а позволяет учесть известный из практики современного машиностроения факт, что вязкость масла т]0 при атмосферном давлении отличается от вяз-
Рис. 7.1. Вал в подшипнике:
1 — нагрузка; 2 — область ЭГД-смазкн
кости смазочного вещества при эксплуатации машины, которая увеличивается из-за наличия давления в области контакта или в области нагружения. Значимость такого поведения жидкостей не была известна Рейнольдсу.
Имеются формулы, соответствующие приведенным выше соотношениям, которые позволяют оценить вязкое сопротивление или трение в подшипнике. Однако эти формулы довольно сложны и, к тому же, они позволяют получить силу трения лишь в области, где определяется толщина пленки жидкости. Эта область, как показано на рис. 7.1, может простираться не более чем на 30°, что составляет менее 10 % длины окружности или площади опорной поверхности. Для определения таких параметров, влияющих на силу вязкого трения в области, где справедливы соотношения ЭГД-теории, рассмотрим зависимости (7.1) и (7.3), откуда следует
F = i\VAlh и hmln оссс0-6^7/^0-13, или примем have ОС Т]0-7/Ц70.*3>	(7.4)
тогда получим
Ft ОС Т]УЛИ7О->3/Т)О.7 = •цО.зулде'о.ш
Вне области ЭГД-смазки средняя толщина пленки жидкости равна половине зазора в подшипнике:
Fo = 2i]VA/c.	(7.5)
Отсюда видно, что уменьшение вязкости оказывает большее, влияние вне области ЭГД-смазки.
Полная сила трения в паре вал — подшипник представляется в виде Ft = Ft + Fo. Величина отношения Fi/'F0 существенно зависит от конструкции подшипника и от качества опорных поверхностей. Оценить величину отношения FJFq можно с помощью экспериментальных данных Макки [4], изображенных 320
на рис. 7.2. На этом рисунке приведены данные о зависимости р, для пары вал — подшипник в условиях смазки от величины где Z —вязкость жидкости; N' — скорость вращения вала; Р' — отношение приложенной нагрузки к площади опорной поверхности и б — относительный зазор в подшипнике (зазор равен разности диаметров вкладыша и вала). Справа от минимума чисто жидкостная смазка, в этой области Ft = Fo + Fj. Слева от минимума, в области ЭГД-смазки, пленка жидкости слишком тонка, чтобы воспрепятствовать чистому «контакту» вала и вкладыша подшипника. Это означает, что слева полная сила трения состоит из трех слагаемых: Fo + Ft + Fsc, где индекс у последнего слагаемого означает «чистый контакт».
Результаты измерений в экспериментах свидетельствуют, что
в подшипниках высокого качества толщина пленки жидкости в окрестности минимума изображенной на рис. 7.2 кривой составляет около 10~6 дюйм (2,5.10-6 см). Если с = 10-8 дюйм (2Д X X 10-8 см), то можно считать, что FJFo ~ 10, поскольку удельное вязкое сопротивление в области ЭГД-смазки в 100 раз больше, чем вне ее, но площадь области ЭГД-смазки составляет менее 10 % площади всей опорной поверхности. В соответствии с соотношением (3) 27-кратное увеличение скорости по сравнению с величиной, соответствующей минимуму, приведет к десятикратному .увеличению h. В этой точке величина отношения FtlF0 ~ 1. В случае действия изменяющихся во времени нагрузок, как это характерно для элементов автомобильных двигателей, среднее значение отношения FtlF0 может быть принято близким к 0,5. При этой величине отношения с помощью зависимостей (7.4) и (7.5) можно оценить влияние изменения различных параметров.
Приведенный выше результат, который указывает, что минимуму соответствует толщина пленки 10-6 дюйм (2,5- 10"в см),
довольно хорошо согласуется с высказываемыми в литературе
суждениями, что величина йш1п должна быть больше За, где а — суммарная шероховатость «контактирующих» поверхностей. При
меньших значениях h шероховатость поверхности может существенным образом повлиять на характеристики течения пленки смазочного вещества, т. е. могут возникнуть условия, отличные от тех, которым соответствуют приведенные резуль-
Рис. 7.2. Трение в радиальном подшипнике. Z, сантипуаз; N', мии-1, [нагрузка/(длииа X диаметр)], Фунт/дюйм2; 6, относительный зазор X X Ю~3 (1 сантипуаз = 1-Ю-8 Па-с, 1 фунт/дюйм2 = 6,9 кПа):
1 — лнння Петрова
11 П/р Д. Хиллиарда
тэты. Во всяком случае, некоторые смазываемые поверхности, на» пример, зубьев шестерен и распределительных валов, не выходят, по-видимому, из строя даже в тех случаях, когда определенная расчетным путем величина h меньше а. Возможно, что трудности теоретической оценки вязкого сопротивления связаны с этими же обстоятельствами.
Соотношения ЭГД-теории используются для конструирования смазываемых машин, особенно машин, эффективных в весовом отношении. Однако существуют и другие ограничения практического применения сконструированных на основе этих отношений деталей, помимо связанных с точностью вычисления h. Одно из наиболее важных ограничений связало со случаями, когда на поверхности действует нагрузка, а скорость недостаточна для обеспечения нужной толщины пленки жидкости. К таким случаям относятся пуск и остановка двигателей и систем передач.
Условия при пуске в этом смысле хуже условий при остановке, поскольку для изменения толщины пленки требуется время. Особенно серьезно стоит эта проблема для мест контакта распределительного вала двигателя с подвижными деталями. Одним из путей решения проблемы может быть увеличение площади, воспринимающей нагрузку. Другим путем может быть увеличение вязкости смазочного вещества, способствующее защите от перегрузки всех пар трения. Однако увеличение вязкости просто увеличивает вязкое сопротивление в хорошо подогнанных радиальных подшипниках.
Интересные разработки появились в начале 1950-х годов, которые имели целью повышение надежности работы пар трения, в частности, в случаях чрезмерного утонения пленки смазывающего вещества. В масло для двигателя добавлялись сложные химические вещества, которые поглощали окислы металлов поверхностей подшипников. Физическая природа этого поглощения точно не была установлена. В результате поглощения образовывалась очень тонкая пленка с очень высокой вязкостью, однако она в процессе работы разрушалась, и необходимо было ее постоянно пополнять. Наиболее часто используемой в настоящее время защитной присадкой (называемой также антиизносной присадкой) является цинк-диалкил-дитио-фосфат (zinck-dialkyl-di thio-phosphate — ZDDP). Эта присадка содержит цинк, серу и фосфор. Исследования показали, что каждое из этих веществ эффективно снижает трение. Окончательным эффектом применения ZDDP и других аналогичных присадок является то, что элемент двигателя (и зубчатые передачи) могут работать при отсутствии жидкой смазочной пленки во время пуска и могут выдерживать кратковременные перегрузки. Таким образом, при использовании антиизносных присадок появляется возможность уменьшения размеров опорных поверхностей в двигателе и применения смазки меньшей вязкости. На основании этого можно сделать вывод о необходимости разработки присадок улучшенного типа для 322
уменьшения трения в двигателях. Следует, однако, иметь в виду, что эти присадки обычно оказывают коррозионное воздействие. Наиболее существенно эти присадки влияют на усталостные характеристики многослойных вкладышей подшипников коленчатого вала. Так что необходимо найти компромисс между защитными свойствами присадок при кратковременных перегрузках и их отрицательным действием при длительной эксплуатации.
Хорошими смазочными веществами служат некоторые твердые вещества. Двумя наиболее распространенными являются графит и дисульфид молибдена (MoS2). Менее распространены, по крайней мере в автомобильной промышленности, тефлон и другие длинноцепочечные полимеры.
Графит и дисульфид молибдена заслужили репутацию хороших защитных средств от задиров, образования царапин и других видов повреждений поверхности при горячей штамповке и аналогичных процессах. Горячая обработка обычно производится при таких температурах, когда жидкие смазочные вещества сгорают и разлагаются, в результате чего трущиеся поверхности остаются незащищенными. Графит и дисульфид молибдена являются наилучшими смазочными веществами в некоторых ситуациях. Их эффективность объясняется одинаковой шестиугольной слоистой структурой решетки, изображенной на рис. 7.3. Связи между слоями относительно слабы, что допускает возможность сдвига при малых напряжениях. Напряжение сдвига слабо зависит от величины усилий, действующих перпендикулярно плоскостям скольжения. Таким образом, при больших значениях W величина F относительно мала, следствием чего является малая величина коэффициента трения р, близкая к 0,01. Однако при очень малых значениях W величина р для дисульфида молибдена может достигать 0,6, а для графита — 0,48.
Прочность связей гексагональной структуры слоев дисульфида молибдена и графита очень велика, поэтому края плоскостей очень
Мо5г
^Ис. 7.3. Структура решетки графита и дисульфида молибдена:
1 ~~ слабые связи; 2 — прочные связи (1Х= 10_,см) [5] 11*	323
твердые и обладают абразивным действием. Эта их особен, ность служит причиной износа деталей машин при добавлении дисульфида молибдена или графита в жидкие смазочные вещества. Однако, если учесть, что твердые смазочные вещества пред, отвращают задиры и заедание, некоторый износ можно допустить.
7.3. ТРЕНИЕ В ДЕТАЛЯХ АВТОМОБИЛЯ	|
Наибольшие потери энергии, связанные с трением в деталях Ц автомобиля при движении с установившейся скоростью, происходят в двигателе. Детально потери в-двигателе будут рассмотрены в разд. 7.4. Распределение энергии в двигателях различных автомобилей различно, оно зависит также от режима эксплуатации. Например, при смешанном городском и магистральном ездовом цикле ЕРА энергия, образующаяся в результате сгорания топлива, распределяется следующим образом: 33 % теряется с отработавшими газами, 29 % передается в систему охлаждения цилиндров и картера и 38 % превращается в индикаторную мощность (среднее значение давления в цилиндре, умноженное на площадь поршня и скорость) [6]. Логичнее было бы говорить об эффективной мощности, однако следует знать, что лишь 12 % энергии от сгорания топлива расходуется непосредственно на движение автомобиля. Это означает, что тепловые потери от подводимой энергии составляют 88 %, что лишь немного лучше полной 100 %-ной потери, когда автомобиль с работающим двигателем продолжал бы стоять.
Еще один пример для легкового автомобиля с двигателем, рабочий объем которого 348 дюйм3 (5,7 л), движущегося со скоростью 50 миля/ч (80 км/ч), приведен на рис. 7.4. Этот пример показывает, что энергия теряется при осуществлении процессов впуска и выпуска на преодоление сил трения в различных узлах и на привод вспомогательного оборудования [6]. Внутреннее трение в двигателе уменьшить трудно. Однако, если отказаться от некоторого вспомогательного оборудования, исключить автоматическую трансмиссию и гипоидную зубчатую главную передачу, а также уменьшить потери на трение в шинах, размер двигателя можно было бы уменьшить на одну треть. Ясно, что при этом трение в двигателе также уменьшится на одну треть. Кроме того, все обычные детали автомобиля способны выдерживать большие нагрузки, чем при движении с пассажирами по шоссе со скоростью 50 миля/ч (80 км/ч) и поэтому в рассмотренном рис. 7.4 примере их эффективность меньше, чем она могла бы быть.
Вся мощность, передаваемая через вал главной передачи и полуоси колес, поступает на ведущие колеса, за исключением очень незначительных потерь на трение в сальниках и подшипниках качения на ведущем валу и полуосях колес. Момент, пере-324
Даваемый ведущим колесам, преодолевает незначительные усилия в тормозных устройствах из-за их недостаточно полного отключения, сопротивление качению шин и аэродинамическое сопротивление. Величина сопротивления качению шин составляет примерно 20 фунтов (89,0 Н) на 1000 фунтов (4448 Н) нагрузки, она сильно зависит от внутреннего давления в шине и мало зависит от скорости. Сопротивление тормозных устройств автомобиля может Достигать 20 фунт (89,0 Н), а аэродинамическое сопротивление возрастает по логарифмическому закону с увеличением скорости.
7.4. ТРЕНИЕ В ДВИГАТЕЛЯХ
Для пуска большого автомобильного двигателя заводной Рукояткой требуется приложить крутящий момент около 30 фунт-фут (40,7 Н-м). Мало кто из водителей непосредственно прикладывал этот момент, но они знают, что длительного проворачивания вала двигателя с помощью стартера следует Избегать. Действительно, менее чем за пять минут проворачивания
325
вала полностью разряжается аккумуляторная батарея емкостью 150 ампер-ч, напряжением 12 В. Расход энергии при этом составляет около 20 кВт. При КПД, равном 50 %, используется 10 кВт. При проворачивании скорость вращения вала двигателя близка к 125 мин-1.
Для преодоления механического трения в больших двигателях требуется крутящий момент около 10 фунт-фут (13,6 Н-м), остальные 20 фунт-фут (27,1 Н-м) требуются для сжатия воздуха в одном или в двух цилиндрах одновременно. Основное внимание
7.1. Потери на трение в различных элементах двигателей
Поверхность трення	Количество	Диаметр, дюйм	Длина, дюйм	Площадь смазываемой поверхности, кв. дюйм	Скорость движения поверхности, фут/мин, при частоте вращения коленчатого вала двигателя 4000 мин 1	Толщина пленки жидкости, дюйм	Относительный коэффициент трения*107	Относительная доля потерь, %
Коренные шейки коленчатого вала	5	2,5	1,25	49	2618	5,5-10-*	23,8	19,5
Шатунные шейки коленчатого вала	8	2,25	0,875	49,5	2356	5,5-10-«	21,2	17,4
Поршневые пальцы	8	0,75	1	19	400	2-10-*	1,25	1,2
Поршни	8	3	3	226	3500 (макс.) 1750 (среди.)	2-10"»	19,8	16,2
Поршневые кольца	8	3	0,75	56	3500 (макс.) 1750 (средн.)	2,3-10-*	43,0	35,2
Опорные шейки распределительного вала	5	1,5	0,75	18	700	ю-’	1,26	1,0
Профили кулачков	16	1,5	0,75	57	700	ю-*	9,98	8,2
Следящие элементы кулачков	16	1	0,75	38	150	10-8	0,57	0,5
Клапанные коромысла	16	1	1	50	20	10-8	0,1	0,1
Штанги клапанов Концы коромысел Распределитель (шестерня масляного насоса) Распределитель Масляный насос Топливный иасос	16	0,25	1,5	19 малы малы малы больи малы	100 5 й Й гой (1—2 й	2-10-* л. с.)	0,95	0,8 “ийГ
Примечание. = 0,736 кВт.	1	дюйм	= 2,54 см;		фут/мин	= 5,1 см/с; 1 л. с. ==		
326
вэтой главе уделяется механическому трению, однако для полноты картины следует упомянуть и о гидродинамическом сопротивле-нии, причиной которого служит турбулентность и (или) сопротивление воздуха потокам отработавших газов, масла и воды в двигателе или около него.
Механическое трение существует во многих узлах двигателя. Точно измерить трение в двигателе очень трудно. Единственно возможный путь проведения таких измерений — оснащение датчиками всех деталей двигателя.
Среди других методов, применявшихся для определения механических потерь, более простыми являются проворачивание вала неработающего двигателя с разным числом оборотов и измерение расхода топлива при работе двигателя с нагрузкой и без нее. Обоим этим методам свойственны погрешности, обусловленные различиями условий нагружения деталей и узлов двигателя, скоростей потоков газов и температуры моторного масла.
Все элементы трения в двигателе указаны в табл. 7.1, с помощью которой легко провести сравнительную оценку роли каждого из этих элементов в потерях на трение. В этой таблице для каждого элемента указан относительный коэффициент трения. Он представляет собой произведение скорости сдвига в каждой паре трения на величину площади смоченной опорной поверхности при предположении о равномерности толщины пленки смазочного вещества без учета условий ЭГД-смазки. Этот коэффициент трения, умноженный на вязкость жидкости, дает силу вязкого сопротивления, определяемую соотношением (7.1). В табл. 7.1 приведены данные, полученные для большого восьми цилиндрового V-образного двигателя при частоте вращения коленчатого вала 4000 мин-1.
7.5. ТОПЛИВНАЯ ЭКОНОМИЧНОСТЬ
Данные табл. 7.1 свидетельствуют, что значительное количество энергии можно было бы сэкономить, прежде всего используя Двигатели с меньшей избыточной мощностью, чем мощность двигателя с рабочим объемом 350 дюйм3 (5,8 л). Дальнейшая экономия энергии может быть достигнута за счет уменьшения трения, в первую очередь в подшипниках коленчатого вала и поршневых колец. Как указывалось ранее, есть возможность Довольно значительной экономии энергии и в некоторых других элементах автомобиля (табл. 7.2).
Способы уменьшения трения в различных местах двигателя зависят, как показано на рис. 7.2, от толщины пленки смазки. Напомним, что в деталях с постоянным зазором, таких как коленчатый вал и его подшипники, течение смазки турбулентно и величина нагрузки в каждом подшипнике меняется во времени. Следствием этого область с тонкой пленкой смазочного вещества неремещается в подшипнике, а на остальной, большей по величине
327
7.2. Способы уменьшения потерь на трение в автомобилях
Медленное движение вследствие неполного отсоединения тормозов
Потери прн каченнн шнн
Аэродинамические потери при обтекании кузова
Потерн в гипоидных передачах дифференциала
Потери в автоматической трансмиссии
Потерн на работу вспомогательного оборудования
Надежное отведение тормозов
Увеличение давления в шинах, применение натурального каучука, обладающего малым демпфированием, и применение в шинах очень жесткого корда
Улучшение конструкции кузова
Применение менее вязкой смазки, а также применение цилиндрических прямозубых шестерен нлн ценного привода (в переднеприводных автомобилях)
Применение блокировочной муфты и минимизация турбулентности течения масла
В этой главе не рассматриваются
части поверхности, смазка не выполняет никакой полезной функции, кроме того, что она находится в состоянии готовности воспринять нагрузку. Вязкое сопротивление, таким образом, равномерно распределено по всей поверхности подшипника, и оно может быть уменьшено путем использования смазочных веществ меньшей вязкости. В принципе, эта же цель может быть достигнута в результате увеличения зазора или применения меньших по размеру подшипников, но при этом несколько снижается надежность подшипников. Эти общие закономерности можно применить и к другим парам трения, включая поршни, но только не к поршневым кольцам и не к контактным поверхностям типа кулачок — толкатель.
В указанных местах реализуются условия ЭГД-смазки, при которых выполняется соотношение (7.4). Нетрудно видеть, что изменение вязкости смазочного вещества является менее эффективным средством уменьшения силы вязкого трения в парах трения поршневое кольцо — цилиндр и кулачок — толкатель. Из этих двух пар гораздо больший расход энергии на трение приходится на пару поршневое кольцо — цилиндр, так что способы снижения трения в этой паре заслуживают дальнейшего исследования. Одно из решений проблемы трения в паре кулачок — толкатель заключается в использовании толкателей с роликами.
Трение поршневого кольца может быть уменьшено с помощью по крайней мере двух конструктивных изменений, однако при этом выполнение основной уплотнительной функции колец может вызвать некоторые опасения. Эти изменения представляют собой уменьшение давления со стороны кольца на стенку цилиндр3 и подбор такой поверхности кольца, которая обеспечивает достаточно толстую пленку ЭГД-смазки между кольцом и цилиндром-328
Об этих способах можно говорить лишь в общих чертах, поскольку не существует детально разработанной или общепринятой методологии расчета поршневых колец.
Общим для всех поверхностей трения является то, что они в той или иной степени повреждаются при пуске, перегрузках или при нарушении толщины пленки смазочного вещества. Поршневые кольца останавливаются и приходят в движение дважды за оборот коленчатого вала. Вследствие этого пара трения поршневое кольцо — цилиндр является самым критическим элементом конструкции двигателя. На практике конструирование двигателей основывается на большом объеме результатов испытаний двигателей на стенде и данных, полученных при эксплуатации двигателей. Потери энергии на трение, как правило, не могут быть предсказаны точно, и для большинства элементов двигателя невозможно добиться минимальных потерь на трение и максимальной долговечности без каких-либо ограничений режимов работы двигателя.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1.	Cameron, A., Principles of Lubrication. Chapter 1 and 2, Wiley, New York (1966).
2.	Cameron, A., Principles of Lubrication, p. 271, Wiley, New York (1966).
3.	Cameron, A., Principles of Lubrication, p. 209, Wiley, New York (1966).
4.	McKee, S. A., and McKee, T. R., Trans. Amer. Soc. Meeh. Eng., 161 (1929).
5.	Buckley, D., Surface Effects in Adhesion, Friction, Wear and Lubrication, p. 573, Elsevier Amsterdam (1981).
6.	“Strategy for Energy Conservation through Tribology”, (O. Pinkus and D. F. Wilcock, eds.) Res. Comm, on Lubrication, Amer. Soc. Meeh. Eng., New York (1977). Fig. 4 is a composite of figures from pp. 26 and 68 in this reference.
Глава 8
СОПРОТИВЛЕНИЕ КАЧЕНИЮ ШИН Я ТОПЛИВНАЯ ЭКОНОМИЧНОСТЬ АВТОМОБИЛЯ
С. К. Кларк, Отдел технической и прикладной механики, Университет, шт. Мичиган, г. Энн Арбор, шт. Мичиган, США
8.1. ВВЕДЕНИЕ
Заинтересованность в экономии топлива и повышении энергетической эффективности автомобилей явились причиной повышенного внимания к сопротивлению качению пневматических шин. Общеизвестно, что потери в пневматических шинах являются одним из видов потерь вырабатываемой двигателем мощности. К другим видам потерь относятся потери на аэродинамическое сопротивление, потери в трансмиссии и коробке передач, а также затраты мощности на ускорение автомобиля.
Важность сопротивления качению шин определяется влиянием этого показателя на топливную экономичность, которое трудно оценить количественно, так как результаты испытаний в эксплуатационных условиях могут сильно меняться в зависимости от атмосферных условий и характеристик двигателя. Однако исследования, проведенные отделом обоснования перспектив развития фирмы «Дженерал моторе» (General Motors Proving Grounds) [1], показали, что скорость изменения расхода топлива в зависимости от изменения полной тормозящей силы, т. е. сопротивления качению всех четырех шин, составляет примерно 0,02 галлон/100 миля на 1 фунт (0,01 л/100 км на 1 Н) для типичного легкового автомобиля с бензиновым двигателем внутреннего сгорания. Иллюстрацией этому служит рис. 8.1.
Эта скорость не зависит, по-видимому, от режима вождения, но может, конечно, быть различной для автомобилей разных классов и разных типов двигателей.
Если предположить, что автомобильный парк Соединенных Штатов насчитывает 108 автомобилей, каждый из которых пробегает 104 миль (1,6-104 км) в год, то можно сделать вывод, что Уменьшение сопротивления качению каждой шины на 0,25 фунта 0,1 Н), легко достигаемое незначительным изменением давления воздуха в шине, привело бы к экономии 6-108 л (4- 10е баррелей) бензина в год.
Уменьшение сопротивления качению каждой шины На 2,5 фунта (11 Н) при таком же парке автомобилей означало бы
331
всех легковых автомобилей, противления качению шин
Рис. 8.1. Влияние сопротивления качению четырех шин при установившемся движении Рг на расход топлива Q автомобиля 1977 г. выпуска для различных циклов вождения:
1 — городской цикл SAE; 2 — городской цикл ЕРА', 3 — городской цикл фирмы «Дженерал моторе»; 4 — цикл ЕРА 55/45; 5 — цикл SA£ 155; 6 — цикл ЕРА движения по шоссе; 7 -ч 50 миля/ч (80 км/ч); 5 — 40 миля/ч (64 км/ч)* (1 галлон/100 миль = 1,47 л/100 км» 1 фунт « 4,448 Н)
экономию 60-108 л (40-10® баррелей или 7 • 10е метрических тонн) бензина в год.
Эмпирическая закономерность, справедливая, по-видимому, для состоит в том, что уменьшение со-и повышение топливной экономич
ности количественно относятся как пять к одному, т. е. уменьшение сопротивления качению шин на 10 % приводит к уменьшению расхода топлива на 2 %.
Приведенные данные свидетельствуют о важной роли снижения сопротивления качению шин и о практической целесообразности более глубокого изучения природы возникновения этого сопротивления.
S.2. ОСНОВЫ ЯВЛЕНИЯ СОПРОТИВЛЕНИЯ
КАЧЕНИЮ
Силы, действующие на свободно вращающуюся шину при прямолинейном движении с постоянной скоростью, изображены на рис. 8.2. Сила FT представляет собой силу сопротивления качения шины, определяемую как силой Fr, направленной по касательной к месту контакта шины с поверхностью дороги, причиной возникновения которой может быть не обязательно трение о дорогу, так и смещением точки приложения силы давления, которое происходит из-за внутренних потерь в материале.
Чаще всего сопротивление качению шин характеризуется силой Fr, хотя ясно, что это можно было бы сделать, используя и другие меры, такие, например, как потеря мощности или снижение экономичности.
В условиях свободного вращения или установившегося движения, когда внешний крутящий момент, приложенный к колесу, невелик, основной частью полных потерь является гистерезисная составляющая, на долю которой приходится более 90 % механических потерь в шине. Аэродинамическое сопротивление самой шины и трение о дорогу при этом незначительны. Справедливость приведенного утверждения показана Боуденом и Табором [21-
При начале движения автомобиля при температуре окружающей среды температура вращающейся шины начинает повЫ' 332
Рис. 8.2. Диаграмма сил, действующих иа шину на плоской поверхности
Рис. 8.3. Типичная зависимость от времени i силы сопротивления качению Fr. Скорость — 50 миля/ч (80 км/ч), давление в шние прн температуре окружающей среды 24 фунт/дюйм2 (165 кПа), нагрузка— 1004 фунт (4,5 кН), шниа 618— Гудьер G.R-78-14 МКМА НСЕ 354 (1 фуит = 4,448 Н)
шаться вследствие того, что гистерезисные потери в материале являются причиной выделения тепла. Из-за плохой теплопроводности резины для установления теплового равновесия шины требуется довольно продолжительное время. Например, установившееся тепловое состояние шины обычного легкового автомобиля в стандартных дорожных условиях достигается примерно через 30 мин после начала движения. Со временем равновесное состояние достигается. При этом повышенная температура в разных местах шины не одинакова, распределение температуры зависит от формы и конструкции шины. При установившемся тепловом состоянии средняя температура воздуха в полости шины будет выше, чем при начале движения. Результатом этого повышения температуры воздуха внутри шины является увеличение давления в шине по сравнению с первоначальным. Увеличение давления приводит к уменьшению деформации шины. Свойства, характеризующие гистерезисные потери в материалах шины, чувствительны к изменениям температуры. Они вместе с уменьшением деформации шины влияют на величину потерь в установившемся равновесном состоянии. Типичный график зависимости сопротивления качению от времени для шины современного легкового автомобиля изображен на рис. 8.3.
Приведенное рассуждение свидетельствует о том, что для правильной оценки потерь в пневматических шинах требуется знание всех условий эксплуатации. Например, необходимо знать температуру шины и давление, которые зависят не только от продолжительности движения, но и от температуры окружающего воздуха и действующих нагрузок.
8.3.	МЕТОДЫ ИСПЫТАНИЙ
Измерение сопротивления качению шины является достаточно сложным делом, поскольку оно заключается в необходимости Измерения малой силы, скажем 12 фунтов (53,4 Н) (см. рис. 8.2),
333
в условиях действия на шину большой нагрузки порядка 1000 фуа. тов (4,5 кН). Это означает, что используемое измерительное устройство должно давать возможность измерения очень малых сил в горизонтальном направлении, выдерживая при этом значительные усилия в вертикальном направлении. По этой причине большинство измерений сопротивления качению шин проводится в лабораторных условиях на испытательных барабанах, используемых обычно в шинной промышленности для проведения ре-сурсных и квалификационных испытаний, поскольку лишь в лабораторных условиях можно точно контролировать такие окру, жающие условия, как температура, состояние поверхности дороги и скорость. Все эти факторы при испытаниях в эксплуатационных условиях могут исказить результаты измерений сопротивления качению шин.
Наиболее распространенный метод определения сопротивления качению шины заключается в измерении силы или крутящего момента, необходимых для вращения стального барабана диаметром 170 см при нажатии на него шиной. Простейший прием состоит в измерении крутящего момента, необходимого для вращения колеса, когда шина лишь слегка касается барабана, т. е. контактная нагрузка имеет значение порядка 10 фунтов (44,5 кН) с последующим измерением крутящего момента, необходимого для вращения барабана при полностью нагруженной шине. Вычисление разности между этими показаниями позволяет исключить потери в подшипниках и определить крутящий момент, необходимый для вращения барабана. Этот момент и представляет собой сопротивление качению шины. Хотя для применения этого метода требуются высококачественные датчики крутящего момента, его практическая реализация не представляет затруднений. Среди других часто используемых измерительных методов — замеры мощности, затрачиваемой для приведения в движение барабана, которые обрабатывают так же, как и измерения крутящего момента, т. е. снимаются начальные показания при касании шины и показания при полностью нагруженной шине. Еще один метод, который пока не нашел широкого применения, состоит в прогреве шины во время вращения барабана, после чего барабан продолжает вращение до остановки. Время до остановки или до достижения барабаном некоторой заранее заданной малой скорости принимается за меру сопротивления качению шины.
Наконец, в некоторых случаях измерительной аппаратурой оснащается ось колеса и непосредственно изменяется сила, действующая по касательной к поверхности барабана, с помощью соответствующим образом оттарированного датчика деформации. При применении этого достаточно точного метода требуется .дополнительная обработка результатов. Успех зависит от тщательности установки высококачественных датчиков усилий. Метод также применяется довольно редко.
334	а
Много различных методов разработано для измерения сопротивления качению шин в реальных условиях при движении по ровной дороге. Эти методы, как правило, менее точны, чем методы лабораторных испытаний, однако они позволяют полнее воспроизвести реальные условия эксплуатации шины и учесть неровности дороги. Ниже описаны некоторые наиболее распространенные методы.
8.3.1.	ИСПЫТАНИЯ С ПОМОЩЬЮ ДИНАМОМЕТРИЧЕСКОЙ ТЕЛЕЖКИ
При применении этого метода одна или две шины устанавливаются на колеса груженой тележки, которая буксируется автомобилем. Измеряется нагрузка или сила, необходимая для буксировки тележки, которая служит мерой сопротивления качения шины. Трудности применения этого метода связаны с тем, что ускорения автомобиля и неровности дороги приводят к возникновению больших усилий, существенно превышающих относительно малое сопротивление качению. По этой причине применение тележек и их оснащение оборудованием сопряжено со значительными трудностями.
. 8.3.2. ИСПЫТАНИЯ НА ТОПЛИВНУЮ ЭКОНОМИЧНОСТЬ
При этих испытаниях автомобиль оснащается шинами какого-либо определенного типа и совершаются поездки на достаточно большие расстояния, во время которых измеряется расход топлива. Если расстояние достаточно велико и поездки совершаются по одной и той же трассе, то случайные эффекты могут быть исключением вследствие статистического характера их проявления. Однако при применении такого метода возникают трудности, связанные с тем, что при длительных испытаниях могут меняться условия окружающей среды, такие как температура и влажность, которые, в свою очередь, влияют на показатели работы двигателя. Кроме того, изменение температуры само по себе вызывает изменение сопротивления качению шин. Ввиду этого испытания на топливную экономичность часто проводят, используя пары автомобилей и сложное экспериментальное оборудование, позволяющее исключить нежелательные эффекты.
8.5.3.	ИСПЫТАНИЯ НА ВЫБЕГ ПРИ ДВИЖЕНИИ НАКАТОМ
Для измерения сопротивления качению шин иногда применяют Испытания на выбег при движении накатом, поскольку они могут быть проведены достаточно быстро, что позволяет исключить эффекты изменения условий окружающей среды, характерные Для испытаний на топливную экономичность. Этот метод испытаний заключается в том, что автомобиль оснащают комплектом
335
шин, разгоняют до некоторой заданной скорости, затем производят нажатие на педаль сцепления или рычаг коробки передач переводят в нейтральное положение и производят замер расстояния, которое пройдет автомобиль до полной остановки. Одна из трудностей, возникающих при применении методов испытаний иа выбег при движении накатом, состоит в том, что длина остановочного пути зависит не только от сопротивления качению шин, но и от аэродинамического сопротивления и от трения в трансмиссии (подшипниках и дифференциале). Аэродинамические потери очень чувствительны к скорости движения, и их очень трудно оценить для того, чтобы можно было извлечь из общих потерь. Кроме того, трение в трансмиссии тоже может зависеть от скорости. По этим причинам методы испытаний на выбег при движении накатом трудно рекомендовать для применения в широких масштабах, хотя они и очень привлекательны.
8.4.	ВЛИЯНИЕ КОНСТРУКТИВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ШИНЫ
Конант [3] подробно исследовал влияние различных конструктивных параметров шины. Некоторые из его выводов изложены в этом разделе.	1
8.4.1.	ТИП ШИНЫ
Радиальные шины стали повсеместно применяться в легковых автомобилях из-за большей износоустойчивости, способности выдерживать нагрузки и из-за хороших показателей с точки зрения сопротивления качению. Такие шины предпочтительны для автомобилей любой категории, поскольку деформации при давлении такой шины на дорогу сосредоточены в боковинах шины, а излишняя деформация контактирующей с дорогой части протектора при этом минимальна.
Способность шины с радиальным кордом деформироваться в соответствии с плоскостью дороги при малом искривлении или смятии протектора и почти полное отсутствие относительного сдвига нитей корда объясняют малое сопротивление качению радиальных шин.
Рис. 8.4 служит иллюстрацией лучших показателей топливной экономичности, достигаемых при использовании шин с радиальным кордом по сравнению с шинами с диагональным расположением ленты или нитей корда в испытаниях, результаты которых имеют статистически значимый характер. На этом рисунке приведены фактические результаты определения топливной экономичности для выпускаемых промышленностью шин.
Применение шин с радиальным кордом вместо шин с диагональным кордом для грузовых автомобилей позволяет достичь 336	i
рис. 8.4. Влияние типа шины материала корда и скорости движения автомобиля v на топливную экономичность g (1 миля/галлон = = 0,425 км/л, 1 миля/ч = 1,6 км/ч):
I — вискоза в ленте, вискоза в корпусе шины (103); 2 — сталь в ленте,’ вискоза в корпусе шины (106); 3 — стеклонить в ленте, полиэфир в корпусе шины (99); 4 — стеклонить в ленте, найлон в корпусе шины (100)
почти такого же повышения топливной экономичности, как и для легковых автомобилей. По результатам одного из исследований на различных участках местности показатели шин 16 /?-20 для
армейских автомобилей оказались
на 5—7 % лучше показателей десятислойных шин 16-20. Срав-
нивались показатели топливной экономичности, имеющие размерность (тонна • миля)/галлон.
8.4.2.	РАЗМЕР ШИНЫ
Увеличение размера шин при одинаковых эксплуатационных условиях обычно приводит к уменьшению коэффициента сопротивления качению [4]. Этот эффект обусловлен в основном меньшей деформацией более крупной шины при одинаковых нагрузках. Сказанное относится как к увеличению диаметра обода, так и к увеличению размеров поперечного сечения. Увеличение размера шин благоприятно сказывается на топливную экономичность. В табл. 8.1 приведены данные, полученные для различных шин легковых автомобилей при одинаковых нагрузках.
3./. Равновесные значения сопротивления качению для шин различных размеров при одинаковых нагрузках
Шина	Производство	Нагрузка/ расчетная нагрузка, фунт	Равновесное значение сопротивления качению, фунт
с 78-14	«Гудьер» 2Р + 2F/2P	840/1050	11,44
£78-14	«Данлоп» 2Р + 2F/2P	840/1190	10,03
£78-14	«Данлоп» 4Р	840/1280	9,55
#78-14	«Гудьер» 2Р + 2FI2P	840/1510	9,63
9? 78-15	«Гудрич» 2Р + 2SI2P	1104/1380	12,49
78-15	«Гудрич» 2Р -j- 2SI2P	1104/1680	11;97
(1 фунт = 4,448 Н)
337
Рис. 8.5. Влияние диаметра шнны d на ее эффективность Ет при постоянных значениях нагрузки и отношения высоты профиля шины к его ширине. Деформация шины т| = 0,10 %, нагрузка Fz = 5200 фунт. Числа у точек означают ширину профиля шнны в дюймах, а над кривыми — давление в шине в фунт/дюйм2 (1 дюйм = 2,54 см; 1 фунт = 4,448 Н; 1 фунт/дюйм2 = 6,9 кПа):
1 — шина грузового автомобиля 10 : 00 X 20
Аналитические зависимости, описывающие влияние размера и формы шины на сопротивление качению, изучены недостаточно. Некоторые данные по этому вопросу приводятся в двух работах. В более ранней работе Эванса [5] показано, что сопротивление качению сплошной шины приближенно определяется соотношением
Fr = KW>(W'2.	(8.1)
где /С — постоянная, зависящая от свойств материала, W — нагрузка на шину, D — диаметр шины, h высота профиля шины и w — ширина профиля шины.
Рнс. 8.6. Влияние давления в шнне, нагрузки Fz и ширины профиля шины на ее эффективность Ft при постоянном значении диаметра шнны. Деформация шнны т) = 0,10 %, диаметр шнны d = 41,5 дюйм, диаметр обода 20 дюйм. Числа у точек означают ширину профиля шнны в дюймах, а числа под кривыми — дав' ленне в шине в фунт/дюйм2 (1 дюйм = 2,54 см; 1 фунт = 4,448 Н; 1 фунт/дюйм2 =* = 6,9 кПа):
/ — шина грузового автомобиля 10: 00 X 20
338
рйс. 8.7. Зависимость силы сопро-тивления качению Fr от вертикальной нагрузки на шину Fz для грузового автомобиля. Коэффициенты сопротивления качению равны 0,9 % для сдвоенной шнны и 0,6 % дЛя шнрокопрофильной шины: ________ шина,----------— широкопрофильиая шина (1 нгс = = 9,8 Н)
Результаты экспериментальных измерений качественно подтверждают справедливость соотношения (8.1), хотя во многих случаях
влияние изменения формы шины затушевывается влиянием изменений других характеристик, сопровождающих изменение формы. Тем не менее, можно сказать, что при неизмененной нагрузке на шину:
1. Увеличение диаметра шины приводит к уменьшению сопротивления качению;
2. Уменьшение отношения высоты профиля шины к ширине профиля шины приводит к уменьшению сопротивления качению.
Аналогичное исследование для пневматических шин грузовых автомобилей было проведено Кларком [6]. Результаты этого исследования свидетельствуют, что замена двух обычных шин 10 : 00-20 для грузового автомобиля на одну широкопрофильную шину могла бы привести к заметной экономии топлива. Эти исследования также показали, что при заданной нагрузке увеличение диаметра шины уменьшает сопротивление качению. Типичные результаты этого исследования показаны на рис. 8.5. Кроме того, было показано, что заметное повышение эффективности многоколесного автомобиля может быть достигнуто за счет увеличения нагрузки, приходящейся на каждую шину, как в результате увеличения ширины профиля шины, так и в результате увеличения давления воздуха в шине. Типичные результаты такого типа показаны на рис. 8.6.
Наконец, основные закономерности, выявленные расчетным путем, были подтверждены результатами измерений, выполненных 8 Дельфтском техническом университете (Нидерланды). Эти результаты приведены на рис. 8.7.
8-4-3. МАТЕРИАЛ КОРДА
Свойства корда также влияют на сопротивление качению как вследствие гистерезисных потерь в самих нитях корда, так и вследствие зависимости деформации резины от модуля упругости
339
Рис. 8.8. Влияние материала корда на сопротивление качению Fr. По оси абцнсс отложена нагрузка на шнну Рг------------лента, —-----— корпус Шиш., (1 фунт = 4.448Н):------иы
1 — сталь; 2 — арамид; 3 — найлон, вис. коза, стекловолокно; 4 — арамид
корда. На рис. 8.8 показано, что материал арамид лучше стали с более высоким моду, лем упругости в ленте и лучше найлона и вискозы с более низким модулем упругости в корпусе шины. Поскольку испытания проводились со скоростью 50 миля/ч (80 км/ч),
масса стали могла оказать влияние на изменение отпечатка. Этот фактор может оказаться важнее гистерезисных потерь.
8.4.4.	ПОЛИМЕРЫ
Очевидно, что сопротивление качению связано с вязкоупругими (т. е. зависящими от температуры и частоты) свойствами резиновых элементов шины. Многие исследователи для описания этой связи либо вводили соотношения, делая некоторые предположения, либо пытались выяснить природу этих соотношений.
Общепризнано, что наибольшие вязкоупругие потери происходят в протекторе. Он циклически испытывает совместное действие радиального сжатия, изгиба и усилий трения. Непосредственно оценить влияние вязкоупругих свойств на потери при качении можно путем испытаний шин с протекторами, вязкоупругие свойства которых различны. По результатам одного такого исследования радиальных шин было установлено, что в качестве параметра корреляции лучше использовать коэффициент динамического демпфирования (модуль потерь) материала протектора, а не его динамическую жесткость или характеристику восстановления после деформации. В этом исследовании испытывалось семь полимерных композиций для протектора одинаковой твердости. Наименьшее сопротивление качению было отмечено у шины с протектором из натурального каучука, показатель его сопротивления был принят за 100. При этом показатель материала IIR (бутил) был равен 73, а материалов IR (полиизопрен) и BR (бутадиен) — 99. Эти показатели не менялись при изменении нагрузки и давления и лишь незначительно менялись прй прогреве.
Влияние на сопротивление качению резины в протектор6 и в корпусе шины не всегда можно суммировать. Более тего, 340
проявляется, по-видимому, ярко выраженное взаимное влияние этих составляющих, в результате чего потери мощности могут быть больше ожидаемых при использовании различных полимеров. Это возможное взаимное влияние исследовано пока недостаточно, так как большинство исследователей пытались оценить роль в энергетических затратах отдельных элементов шины без учета их взаимного влияния друг на друга.
8.5.	ВЛИЯНИЕ ЭКСПЛУАТАЦИОННЫХ ФАКТОРОВ
Поскольку характеристики демпфирования всех резиновых элементов чувствительны к изменениям температуры, сопротивление качению пневматической шины зависит от температурного режима ее эксплуатации, который, в свою очередь, определяется давлением в шине, величиной нагрузки и продолжительностью качения шины.
Влиянию величины нагрузки и продолжительности качения на сопротивление качению пневматических шин уделялось значительное внимание; на рис. 8.9 и 8.10 представлены некоторые данные, относящиеся к шинам двух распространенных размеров для легковых автомобилей. На этих рисунках графически изображена зависимость сопротивления качению шины от нагрузки .для случая, когда перед началом испытания в холодном состоянии задано давление в шине. Приведены графики для различных значений времени в диапазоне от начального момента до равновесного значения. Эти данные свидетельствуют о почти линейной зависимости сопротивления качению шины от нагрузки в равновесном состоянии. Для большей наглядности на рисунках проведены пунктирные линии от экспериментальных точек до начала координат, т. е. нулевого значения нагрузки.
Ис. 8.9. Зависимость силы сопротивления качению Fr от вертикальной на-РУзкн Fz на шину с диагональным кордом G 78-14. Скорость 50 миля/ч (80 км/ч), давление в шине в холодном состоянии 24 фуит/дюнм^ (166 кПа), температура окружающей среды 23 °C (1 фунт = 4,448 Н):
*	0; 2 t » 5 мин; 3 t = 10 мии*. 4 =- t ~ te (равновесное значение)
341
Рис. 8.10. Зависимость силу сопротивления качению Fr от вертикальной нагрузки Fz на радиальную шину GR 78-14. Скорость 50 миля/ч (80 км/ч)^ давление в шине в холодном состоянии 24 фунт/дюйм2 (166 кПа), температура окру, жающей среды 25 °C (1 фунт== = 4,448 Н):
/ — t ~ 0;	2 — / = 5 мии:
3 — t = 10 мии; 4 — t = t .	» е
(равновесное значение)
Линейный характер зависимости сопротивления качению в равновесном состоянии от нагрузки является, по-видимому, случайностью. Однако этот факт хорошо известен, он позволил ввести распространенный и весьма полезный коэффициент сопротивления качению, равный частному от деления силы сопротивления качению на действующую на шину нагрузку. Используя приведенные на рис. 8.9 и 8.10 данные, можно графически изобразить зависимость коэффициента сопротивления качению от нагрузки и времени, как это сделано для тех же самых двух шии на рис. 8.11 и 8.12.
Коэффициент сопротивления качению позволяет сравнить эффективность использования различных шин на одном й том же автомобиле. Нагрузка на различные шины для заданного авто-
Рис. 8.11. Зависимость коэффициента сопротивления качению FrlFz от вертикальной нагрузки Fz на шину с диагональным кордом G 78-14. Скорость 50 миля/ч (80 км/ч), давление в шине в холодном состоянии 24 фунт/дюйм2 (166 кПа), температура окружающей среды 23 °C (1 фунт = 4,448 Н): / — / = 0; 2 — t = 5 мин; 3 — t = 10 мим;
4 — t = te (равновесное значение)
342
Рис. 8.12. Зависимость коэффициента сопротивления качению FrlFz от вертикальной нагрузки Fz на радиальную шину GR 78-14. Скорость 50 миля/1* (80 км/ч), давление в шине в холодном состоянии 24 фунт/дюйм2 (166 кПа), температура окружающей среды 25 G (1 фунт = 4,448 Н):
1 — t = 0; 2 — t = 5 мии; 3 — t = 10мИ»: 4 — t ~ te (равновесное значение)
рис. 8.13. Завясямость силы сопротивления качению Fr и коэффициента сопротивленяя качению Fr/Fz от давленяя в щине и величины, обратной давлению, для шины с диагональным кордом G 78-14. Скорость 50 миля/ч (80 км/ч), нагрузка 1104 фунт (49,7 кН), температура окружающей среды 23*6(1 фунт= 4.448Н, 1 фунт/дюйм2 = 6,9 кПа): /_/=0; 2 —(=5мнн; 3 — ( = 10 мии; 4 — t = fe (равновесное значение)
мобиля при одном и том же положении шины будет одинаковой, так что сравнение коэффициентов сопротивления качению позволит определить, какая из шин наиболее эффективна.
Анализ результатов, полученных при постоянной величине нагрузки на шину и различных начальных значениях давления в шине, показывает, что сопротивление качению шины уменьшается при увеличении давления. Это происходит в основном из-за уменьшения деформации во время вращения шины при более высоком давлении. Сопротивление качению почти линейно .зависит от величины, обратной начальному давлению в шине, при перекрытом клапане воздуха, вращении с установившейся скоростью и постоянной нагрузке. Две шины, данные для которых приведены на рис. 8.9—8.12, испытывались при различных значениях начального внутреннего давления в шинах. Зависимости сопротивления качению от величины, обратной давлению, графически изображены на рис. 8.13 и 8.14 для различных значений времени. Эти графики иллюстрируют, таким образом, влияние продолжительности движения.	,
Вопрос о влиянии скорости на величину сопротивления качению в литературе был освещен недостаточно четко. Результаты некоторых измерений свидетельствовали о заметном влиянии скорости на сопротивление качению, в то время как результаты Других измерений указывали на то, что влияние скорости очень мало. Выполненная недавно рядом ведущих производителей шин в США серия измерений показала, что сопротивление качению испытанных шин почти не зависит от скорости в диапазоне ее значений, обычных для современных дорог США. На рис. 8.15 приведены средние значения сопротивления качению для пяти Различных американских легковых автомобилей при трех различных скоростях, определенные по результатам испытаний в Девяти различных лабораториях на барабане диаметром 162 см и на плоской поверхности.
Учитывая линейную зависимость сопротивления качению шины °т нагрузки и величины, обратной давлению, и независимость его °т скорости, можно показать [4], что соотношение между нагруз
343
кой, давлением в шине и сопротивлением качению представляется в виде
Fr = Fr. (Ft/F„) [ 1 + ср (-£- - 1) ] .	(8.2)
Эта зависимость является формулой для определения сопротивления качению при произвольных значениях нагрузки и давления в виде функции некоторых базовых значений сопро-тивления качению Fr., нагрузки Fz. и давления р0. Это выражение содержит лишь одну постоянную ср, которая характеризует чувствительность сопротивления качению шины к изменению давления в ней. Сказанное поясняет использование символа cf для обозначения коэффициента, характеризующего влияние вели
чины давления в шине.
Таким образом, с помощью этого отношения можно получить полное представление о зависимости сопротивления качению шины от нагрузки и давления, если известна величина сопротивления качению Ffo при каком-либо одном значении нагрузки FZa и одном значении давления р0 и если также известна величина постоянной ср для этой шины. Эту постоянную проще всего определить, сохраняя постоянным базовое значение нагрузки Fz. и заме-
Рис. 8.15. Зависимость силы сопротивления качению Fr от скорости v для некоторых шин современных легковых автомобилей. ♦ — шины с диагональным кордом, ----------допустимый предел скорости (1 фунт = 4,448 Н; 1 миля/ч =® = 1,6 км/ч)
0 0,010 0,020 0,030 0,040 1/р,дк>ймг/рунт
Рнс. 8.14. Зависимость величины силы сопротивления качению Fr и коэффициента сопротивления качению FrlFz от давления в шине и величины, обратной давлению, для радиальной шины GR 78-14. Скорость 50 миля/ч (80/ч), нагрузка 1104 фунт (4,97 кН), температура окружающей среды 24 °C (1 фунт = 4,448 Н, 1 фунт/дюйм2 = = 6,9 кПа):
1 ~ t = 0; 2 — t = 5 мнн; 3 — t = 10 мнн; 4 — t = = te (равновесное значение)
344
g2. Замеренные и вычисленные по формуле (8.2) равновесные значения ^противления качению *
	500 фунтов	1000 фунтов	1500 фунтов	2000 фунтов	2500 фунтов	3000 фунтов
20 фунт/дюйм*	6,25	13,80	21,10	—	—	—
	(6,89)	(13,78)	(20,68)	—	—	—
35 фунт/дюйм*	5,25	10,70	15,90	' —	—	—
	(5,28)	(10,56)	(15,84)	—	—	— •
50 фунт/дюйм*	4,95	9,50	13,90	18,50	22,80	—
	(4,63)	(9,27)	(13,90)	(18,53)	(23,17)	—
65 фунт/дюйм*	4,85	8,80	12,90	16,80	20,80	24,80
	(4,29)	(8,57)	(12,86)	(17,14)	(21,40)	(25,70)
80 фунт/дюйм*	4,75	8,70	12,20	16,27	20,30	24,40
	(4,07)	(8,13)	(12,20)	(16,27)	(20,30)	(24,40)
* Барабан диаметром 170 см; шина 8,75 R-16,5 легкового грузового автомобиля; ср — 0,325; среднее значение абсолютной погрешности — 0,33 фунта (вычисленные значения приведены в скобках)
(1 фуит = 4,45 Н, 1 фунт/дюйм2 = 6,9 кПа).
ряя сопротивление качению шины при нескольких различных значениях давления.
В табл. 8.2 результаты измерений сравниваются с результатами вычислений по формуле (8.2). Видно, что соответствие результатов достаточно хорошее.
8.6.	СОВРЕМЕННОЕ СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА
Данные о сопротивлении качению шин современных легковых автомобилей приведены на рис. 8.16, где показаны коэффициенты сопротивления качению в равновесном состоянии для большого количества шин современных американских легковых автомобилей. Этот рисунок свидетельствует, что радиальные шины несколько лучше шин с диагональным кордом и что среднее значение коэффициента сопротивления в Соединенных Штатах в настоящее вРемя находится в диапазоне от 0,011 до 0,012. Этот рисунок Характеризует также масштабный эффект, т. е. тот факт, что У меньших по размеру шин коэффициенты сопротивления качению
345
Fr, фунт
о/з" •Радиальная Д /4 " А Радиальная а 15"  Радиальная Шины,наилучшие для достижения высоких показателей топливной экононичности								
1			1 1	1 1	1 1 1 1 1	1	1 .□ 1	□46-Lc
1 1 1			1 1				;	1
• ♦1°	А		1	1 1		1 1 1	। ।	к
1 1 1			—г-1 1	1 1 1	1 1 1	1 1 1	~г 1 1	1 1 1 1
1 1 1			1 1 1	1 1	| ii ! । i	1 1 1	—г 1	1 t  11
7#170 1 1 1 1 1 I	78	78	78|74> 1 1 1 1 1	78^70 1 1 1 1 1 1	78 70 60 50 Отношение высоты профиля к ширине 8 процентах	78 70 1 1 1 1 1 I	। 1 1 1 । 1	84178 Й 1 1
А СИ			Е	F	С Нагрузка	н	j	L
Рис. 8.16. Зависимость равновесного сопротивления качению Fr от нагрузки для типичных шиа легковых автомобилей. Давление в шине в холодном состоянии
24 фуит/дюйм2 (166 кПа), скорость 50 миля/ч (80 км/ч)
несколько выше, чем у шин большого размера. Этот факт в настоящее время не вызывает ни у кого сомнений, так как он подтверждается многими испытаниями.
8.7.	ПЕРСПЕКТИВЫ . ।
Хотя в настоящее время заметно улучшилось понимание вопросов, связанных с сопротивлением качению пневматических шин, гораздо больше предстоит сделать в будущем. Наиболее значительные достижения, приведшие к уменьшению сопротивления качению, явились результатом:
1)	применения более легких шин вследствие уменьшения полной массы автомобилей;
2)	повышения давления в шинах, т. е. некоторого ухудшения плавности хода в целях повышения топливной экономичности;
3)	более широкого применения радиальных шин и материалов с меньшими гистерезисными потерями.
Необходимо продолжить работу по изучению и разработке оптимальных конструкций шин и материалов для них.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
। private communication, General Motors Proving Grounds, Milford, Michigan. Courtesy of Richaid Moore.
2	Bowden, F. P., and Tabor, D., Friction and Lubrication, Wiley, London (1956).
3.	Conant, F. S., “SAE Course in Tire Rolling Losses,” Society of Automotive Engineers, Inc., Detroit, Michigan, June (1978).
4.	Clark, S. K., “A Handbook for the Rolling Resistance of Pneumatic Tires,” University of Michigan Research Report 013658-I-T, prepared for the Dept, of Transportation, Transportation Systems Center, Cambridge, Mass. (1978).
5.	Evans, I., “The Rolling Resistance of Wheel With a Solid Rubber Tyre,” BWr. J. Appl. Phys., S, 187 (1954).
6.	Clark, S. K., and Dodge, R. N., “The Influence of Tire Geometry on the Rolling Resistance Efficiency of Commercial Vehicle Tires,” University of Michigan Report No. UM-013663-4-1, prepared for Dept, of Transportation, Transportation Systems Center, Cambridge, Mass. (1976).
Глава 9
СВОЙСТВА ЛИСТОВЫХ ФОРМОВОЧНЫХ
КОМПОЗИТНЫХ МАТЕРИАЛОВ
Джордж С. Спрингер, Факультет аэронавтики и астронавтики, Стэнфордский университет, г. Станфорд, шт. Калифорния, США
9.1.	ВВЕДЕНИЕ
Применение легких армированных волокнами пластиков (FRP — fiber-reinforced plastics) в автомобилях является одним из многообещающих путей повышения топливной экономичности автомобилей благодаря снижению их массы. Помимо высокой удельной прочности FRP имеют еще ряд преимуществ по сравнению с листовыми металлами. Такими преимуществами являются возможность изменения в широких пределах толщины и формы,
сравнительно невысокая стоимость, сопротивляемость коррозии и хорошие показатели демпфирования колебаний.
Благодаря своим хорошим показателям легкие композитные материалы нашли широкое применение в легковых автомобилях (рис. 9.1). Однако в настоящее время FRP используются в основном в качестве панелей кузова, т. е. там, где материал не испытывает воздействия повышенных нагрузок. Для полной реализации возможностей снижения массы, предоставляемых FRP, их следует также использовать и для изготовления несущих элементов. Такое широкое применение предполагает наличие полных данных о свойствах материалов. По этой причине в последние годы исследователи много внимания уделяли свойствам армированных стекловолокнами листовых формовочных материалов (SMC — sheet molding compounds), наиболее широко применяемых в автомобильной промышленности. В этой главе приведены сведения о свойствах SMC и влиянии на их свойства условий окружающей среды-Основное внимание уделяется SMC, поскольку имеется возможность производства таких материалов в больших объемах! необходимых для автомобильной промыт-
Рис. 9.1. Применение пластиков в легковых авто* мобилях (If — относительный вес):
1 « Япония; 2 — Северная Америка; 3 — Европа
348
денности. Композитные материалы с непрерывными волокнами, требующие больших затрат времени на производство (например, графитопластики) в этом обзоре не рассматриваются.
Приводимые ниже результаты призваны оттенить основные характерные особенности материалов. Читатели, заинтересованные в более подробных сведениях о поведении материалов, могут обратиться к литературе, упоминаемой в тексте, надписях на рисунках и в заголовках таблиц.
9.2.	МАТЕРИАЛЫ И ИХ ОБРАБОТКА
Листовые формовочные композитные материалы представляют собой полиэфирные (реже эпоксидные) смолы, армированные стекловолокнами. Армирующие волокна в материале могут быть, как показано на рис. 9.2, короткими случайно ориентированными (материалы SMC-R), непрерывными (материалы SMC-C и ХМС) или одновременно теми и другими (материалы SMС-С/R и ХМС-3). Цифры после букв R и С указывают весовое (в процентах) содержание коротких и непрерывных волокон соответственно. Материал ХМС-3 содержит 75 % по весу стекловолокон. Наличие непрерывных волокон позволяет обеспечить дополнительную прочность и жесткость материала в направлении действия наибольшей нагрузки. Случайно расположенные волокна обеспечивают прочность и жесткость материала в направлении, перпендикулярном к ним. Сведения о составе и плотности различных материалов приведены в табл. 9.1 и 9.2.
9-1. Состав и плотности листовых формовочных композиционных материалов*
Композиционный материал	Состав	Твп матер нала	Относительная масса, %		Плотность, кг/м*
ХМС-3	Непрерывное стекловолокно — перекрестное расположение под углом ±7,5° Рубленое стекловолокно 2,54 см Полимер Монометр Сгуститель Катализатор Антиадгезионная добавка	Нить PPG ХМС типа 1064 Нить PPG ХМС типа 1064 Изофталевый полиэфир PPG селектрон Я5-50335 Стирол PPG селектрон 7?S-5988 Третбутилпербензоат (ТВРВ) Стеарат циика	50 25 21,5 2,4 0,8 0,2 0,1 1	1970
349
Продолжение табл, g
Композиционный материал	Состав	Тнп материала	Относительная масса, %	1 Плотность, / кг/м*	/
SA1C-C20/R30	Непрерывное стекловолокно — параллельное расположение	Ровница OCF 433АВ	20	
	Рубленое стекловолокно 2,54 см	Ровница OCF 433АВ	30	
	Полимер	Полиэфир OCF-E9&0	32,3	
	Наполнитель	Карбонат кальция	16,1	1810
	Антиадгезиониая добавка	Стеарат цинка	0,8	
	Сгуститель	Окись магния	0,5	
	Катализатор	ТВРВ	0,3	
5Л4С-Я25	Ингибитор	Бензохинон	Следы	
	Рубленое стекловолокно 2,54 см	Стекло Е (OCF 951А В)	25	
				
	Полимер	Полиэфир (OCF £-920-1)	29,4	
	Наполнитель	Карбонат кальция	41,8	
	Антиадгезиониая добавка	Стеарат цинка	1,1	
	Катализатор	Третбутилпербеизоат	0,3	1830
	Сгуститель	Гидроокись магния	1,5	
	Краситель	Мапико черный	0,8	
SMC-R 50	Рубленое стекловолокно 2,54 см	OCF 433АВ	50	
	Полимер	Полиэфир	32,3	
	Наполнитель	Карбонат кальция	16,1	1870
	Антиадгезиониая добавка Сгуститель	Стеарат цинка	0,8	
		' Окись магния	0,5	
	Катализатор	ТВРВ	0,3	
SAfC-R57	Ингибитор	Бензохинон	Следы	
	Сложная эпоксид-	Эпоксидный листовой	43	
	иая смола	формовочный компаунд (Галф 1057)		1740
	Рубленое стекловолокно 1,27 см	Стекло Е (ОС F-495)	57	
				
SMC-R65	Рубленое стеклово-	Стекло Е (PPG-518)	65	
	локио 2,54 см Жесткий полимер	Полиэфир (PPG 50271)	16	1820
	Эластичный поли-	Полиэфир (PPG 50161)	16	
	Сгуститель и др.		3	
EA-SMC-R30	Рубленое стеклово-	Стекло Е (OCF 956)	28	
	ЛОКИО			
	Полимер	Полиэфир	19,9	1830
	Наполнитель	Карбонат кальция	41	
	Сгуститель	Компенсатор	11,1	
* Материалы фирмы «.PPG индастриз» (PPG) и фирмы «Оуэнс камииг Фя берглас» (OCF) [2, 3].	_____

д 2. Состав пасты VE-SMC-R50
Компоненты	Количество частей
Сторона А	
XD-9013.03	10
Третбутилпербензоат	1
Камелвайт	92
Стеарат цинка Сторона В	3
Диракейн * 470-45	100
Маглайт D	50
Камелвайт Отношение масс А/В равно 10—14/1 Максимальная вязкость 6000 сантипуаз (6 Па-с) (32°C, шпиндель № 4, 20 мин-1)	100
* Торговая марка фирмы «Дау ке-микл».
Материалы с волокнами одного типа
Ж
SMC-R	SMC-C	хм с
Материалы с Волок нами двух типов
SMC- С/R	ХМС-З
Рнс. 9.2. Примеры армированных стекловолокнами листовых формовочных композитных материалов
SMC производятся и обрабатываются на оборудовании типа схематично изображенного на рис. 9.3—9.5. Для производства исполь-
зуются машины, принцип работы которых изображен на рис. 9.3 (применяется для производства всех типов SMC, кроме ХМС-3) и на рис. 9.4 (применяется для производства ХМС-3). Композитный материал может
Рис. 9.3. Схематичное изображение процесса производства армированных стекловолокнами листовых формовочных композитных материалов (система фирмы «Оуэнс камииг фиберглас» — Owens Coming Fiberglas
1 — паста нз смолы с другими ____г
• ~ рубленое волокно; 3 — непрерывиая ’ — непрерывная инть для материала полиэтиленовая пленка; 7 — прижимные
6
—S“'K°
иигриднентамн;
инть;
•SMC-C20/K30; 5— рубильная машина; в — ролики; S — приемный цилиндр
Нагреб и давление
&Ис- 9.4. Схематичное изображение процесса производства композитных материалов ХМС (система Фирмы «.PPQ индастриз»):
4 смеситель; 2 — стекловолокна; 3 — ванна со смолой; Распределитель волокон и резак; 5 — оправка
Рнс. 9.5. Схема прессования листовых формовочных материалов:
1 — пресс-форма; 2 — подготовленный к формованию полимер
351
храниться при нормальной температуре в течение 5—10 дней Нужные детали затем изготавливаются прессованием в металлу ческих пресс-формах (рис. 9.5). Температура в пресс-формах мо-жет принимать значения в диапазоне от 130 до 165 °C, а давление 3—14 МПа. Время прессования составляет 1—3 мин. Условия прессования зависят от материала, толщины листа и формы изготавливаемой детали.
Состав материала, технология его производства и изготовления детали существенно влияют на свойства конечного продукта. Поэтому во избежание нежелательных и неожиданных отклонений в свойствах материалов необходимо тщательно соблюдать технологию процееса производства.
9.3.	СВОЙСТВА ПРИ СТАТИЧЕСКИХ
НАГРУЖЕНИЯХ
В этом разделе описываются свойства SMC при растяжении, сжатии, сдвиге и изгибе.
9.3.1.	ПРОЧНОСТЬ И МОДУЛЬ ПРИ РАСТЯЖЕНИИ
Значения прочности при растяжении, модуля упругости при растяжении, деформации разрыва и коэффициента Пуассона при
нормальной температуре приведены в табл. 9.3. Свойства материалов, в которых имеются непрерывные волокна (ХМ.С-3 и
Рис. 9.6. Влияние ориентации волокон на прочность а н модуль упругости Е при растяжении композитных материалов ХМС-3 и SMC-C20/R30 [3]
Рис. 9.7. Влияние относительного весовой содержания W рубленых волокон на про* ность при растяжении материала ХМС'^ Общее весовое содержание волокон^ 75 % [7]. По осн ординат отложено и* менение прочности прн растяжении: 1 — в поперечном направлении: 2 — в напР®8 Ленин волокон
352
g j. Прочность (St), модуль упругости (Et), деформация раврыва (et)
и коэффициент Пуассона (vt) при нормальной температуре при растяжении
Материал ♦	st (МПа)	Et (ГПа)	e( (%)	vt
XAfC-3 (L)	561	35,7	1,66	0,31
XMC-3 (7)	70	12,3	1,54	0,116
5МС-С20/Я30 (L)	289	21,4	1,73	0,3
5Л1С-С20/Я30 (7)	84	12,4	1,58	0,18
SMC-R25	82	13,3	1,34	0,25
SMC-R5O	164	15,8	1,73	0,31
SMC-R7S	160	16,5	—	—
SMC-R65	227	14,7	1,67	0,26
ea smc-rw	30	8,7	1,43	0,30
VE-SMC-R50	165	7,0			—
VE-SMC-C40/RM) (L)	426	—	—		
VE-SMC-CKURWi (7)	57	—	—	—
VE-XMC-3 (L)	648	—		 '	—
VE-XMC-3 (7)	74	—	—	—
* L — в направлении волокон; Т — в поперечном направлении ([2]—[6]).
SMC-C20/R30) в направлении волокон и в направлении, перпен: дикулярном к ним, различны (рис. 9.6). Поэтому для таких материалов свойства в продольном и в поперечном направлениях приведены отдельно. Свойства при растяжении материалов, содержащих и непрерывные и рубленые
волокна, зависят, как это видно из рис. 9.7, от количества рубленых волокон.
Предел прочности и модуль упругости при растяжении зависят от свойства материала. Кроме того, существенное влияние на эти свойства оказывают услови я окружающей среды. Как правило, обе эти характеристики снижаются при повышенных температурах (рис. 9.8) и при длительном воздействии жидкостей (табл. 9.4 и 9.5), т. е. в условиях, характерных для эксплуатации автомобилей. Степень снижения характеристик зависит от 'температуры,
9.8.	Влияние температуры Т иа прочность и модуль упругости Et при растя-*ении (L — в направлении волокон, Т — 8 поперечном направлении) [2, 3, 5]
1 XMC-J(L) г хмс-зт
3 SMC~C20/R30(L) tf SMC-C20/R30m
5 SMC-R25
12 П/р Д. Хиллиарда
353 .
9.4.	Остаточная прочность (%) после погружения в различные среды на 30 п 980 дней
Среда	ХМС-3 30 дней"	SMC-C20/R30 30 дней 	SMC-R26		SMC-K50		VE-SMC-R30	
			30 дней	180 дней	30 дней	180 дней	30 дней	180 дней
Вода, 23 °C	89 (L)	103 (7.)						
	107 (7-)	73 (Г)	—	—	—	—	—		
Воздух 23 °C, относи-					100	90	100	100	100	105
тельиая влажность								
50%								
Воздух, 93 °C, относи-	ж			95	95	100	90	105	102
тельиая влажность								
50%								
Воздух, 23 °C, относи-				90	80	95	80	105	75
тельиая влажность								
100%								
Воздух, 93 °C, относи-			—	95	55	95	65	95	55
тельиая влажность								
100 %								
Соленая вода, 23 °C	95 (L)	90 (L)	95	65	105	80	102	80
	107 (7-)	87 (7-)	—	—								
Соленая вода, 93 ®С	—	—	70	45	105	50	85	53
Дизельное топливо		__	90	90	98	98	103	105
№ 2, 23 °C								
Дизельное топливо	__	__	95	90	98	98	101	102
№ 2, 93 °C								
Моторное масло, 23 °C	95 (L)	100 (L)	95	80	95	95	95	102
	ПО (7-)	108 (7-)	—	—	—	—			—.
Моторное масло, 93 ®С	—	—₽	90	80	90	97	105	102
Антифриз, 23 °C	95 (L)	78 (L)	95	80	95	95	95	105
	ПО (7-)	108 (Г)	—.	—							—
Антифриз, 93 ®С	—	—	75	30	85	30	105	45
Бензни, 23 °C	97 (L)	101 (7.)	90	90	100	100	100	95
	108 (Г)	96 (7-)	—									
Бензин, 93 °C	—	—	75	70	95	70	105	85
Жидкость для транс-	99(7.)	82 (L)										
миссии, 23 °C	120 (Т)	110 (Г)	—	—					__		- ’
Тормозная жидкость,	97(7.)	97 (L)										
23 °C	93 (7-)	109 (7-)	—	—.	—	—	—	—
* L в направлении волокон; Т — в поперечном направлении ([3], 14])<
354
q $. Остаточный модуль упругости (%) после погружения различные среды на 30 и 180 дней *
Среда	SMC-R26		SMC-R60		VE-SMC-R50	
	30 дней	180 дней	30 дней	180 двей	30 дней	180 двей
Воздух, 23 °C, относительная влаж-	105	по	100	90	98	95
кость 50 %						
Воздух, 93 °C, относительная влаж-	120	по	90	80	95	90.
кость 50 %						
Воздух, 23 °C, относительная влаж-	100	95	90	80	95	90
кость 100 % .						
Воздух, 93 °C, относительная влаж-	120	ПО	85	80	90	90
кость 100 %						
Соленая вода, 23 °C	90	95	90	80	95	90
Соленая вода, 93 °C	ПО	90	85	65	90	85
Дизельное топливо № 2, 23 °C ,	ПО	115	90	90	95	95
Дизельное топливо № 2, 93 °C	120	95	95	90	90	90
Моторное масло, 23 °C	95	ПО	80	90	90	95
Моторное масло, 93 °C	НО	115	90	90	95	95
Антифриз, 23 °C	90	ПО	85	80	90	95
Антифриз, 93 °C	85	85	80	90	90	75
Бензин, 23 °C	95	90	85	85	95	90
Бензин, 93 °C	80	80	88	60	85	75
* По данным работы [4].
типа жидкости и длительности воздействия. Интересно отметить, что в некоторых условиях наблюдается незначительное (~10 %) Увеличение прочности и модуля упругости при растяжении. Это Увеличение является, по-видимому, следствием пластификации материала.
9-3.2. прочность и модуль при сжатии
Значения прочности при сжатии, модуля упругости при сжатии и Деформации разрушения различных материалов при нормальной температуре приведены в табл. 9.6. Прочность при сжатии и МоДуль упругости зависят от состава материала, ориентации волокон и температуры (рис. 9.9). Как можно было и ожидать,
12*	355
9.6.	Прочность (Sc), модуль упругости (Ес) и деформация разрушения (ес) при нормальной температуре при сжатии
Материал ♦
XAfC-3 (L)
ХМС-3 (Т)
SMC-C20/R30 (L)
SMC-C2QIR3Q (Т)
SMC-R25
SMC-R 50
SMC-R65
sc (МПа)	Ес (ГПа)	
		
480	37	1,36
160	14,5	1,38
306	20,4	2,50
166	12,2	1,74
183	11,7	2,16
225	15,9	
241	17,9	1,81
* L — в направлении волокон, Т— в поперечном направлении ([2J, [3]).
Рис. 9.9. Влияние температуры Т иа прочность ос и модуль упругости Ес при сжатии (L — в направлении волокон, Т — в поперечном направлении) [3]
обе эти характеристики принимают наибольшие значения вдоль направления волокон в композитных материалах с непрерывными волокнами (ХМС-3 и SMC-C20/R30).
9.3.3. ПРОЧНОСТЬ И МОДУЛЬ ПРИ СДВИГЕ
Значения прочности и модуля упругости при сдвиге в плоскости и прочности и модуля упругости при сдвиге короткой балки при нормальной температуре приведены в табл. 9.7. В большинстве случаев при повышенных температурах (табл. 9.8) и при длительном воздействии влажного воздуха и различных жидкостей (табл. 9.9 и 9.10) наблюдается заметное снижение проч-
s.7. Прочность (Slt) и модуль упругости (Etl) при сдвиге в плоскости, прочность (S3) и модуль упругости (Е3) при сдвиге короткой балки при комнатной температуре *
Материал	(МПа)	(ГПа>	Ss (МПа)	Ег (ГПа)
ХМС-3	91,2	4,47	55		.
SMC-C20/R30	85,4	4,09	41		
SMC-R25	• 79	4,48	30	5,0
SMC-R50	62	5,94	25	7,0
SMC-R&5	128	5,38	45	—
VE-SMC-R50	—	—	35	4,0
* По данным работ [3], [4] н [8].
356
д_8. Снижение прочности (Set), модуля упругости (Elt) й предельной деформации (гьт) при сдвиге в плоскости при повышении температуры от 23 °C до 93 °C *
Материал	Снижение (%)		
	SLT	elt	*LT
ХМС-3	38	48	13
SMC-C20IR30 '	40	44	0,7
SMC-R50		22	—-
* По данным работы [3].
ности и модуля сдвига. Как и в случае растяжения, при некоторых условиях сдвиговые характеристики незначительно возрастают. Их увеличение также является следствием пластификации материала.
9.9. Остаточная прочность (%) при сдвиге короткой балки 'после погружения в различные среды на 30 и 180 дней *
Среда	SMC-R25		SMC-RS0		VE-SMC-R50	
	30 дней	180 дней	30 дней	180 дней	30 дней	180 дней
Воздух, 23 °C, относительная влажность 50 %	105	120	но	110	100	103
Воздух, 93 °C, относительная влажность 50 %	120	НО	98	110	105	120
Воздух, 23 °C, относительная влажность 100 %	100	ПО	90	95	95	95
Воздух, 93 °C, относительная влажность 100%	102	95	92	85	95	95
Соленая вода, 23 °C	ПО	100	95	95	99	98
Соленая вода, 93 °C	95	65	80	35	95	75
Дизельное топливо № 2, 23 °C	115	120	90’	75	95	ПО
Дизельное топливо № 2, 93 °C	125	105	103	ПО	100	105
Моторное масло, 23 °C	100	125	85	95	90	115
Моторное масло, 93 °C Антифриз, 23 °C	НО	120	90	ПО	95	120
	105	ПО	90	100	95	105
Антифриз, 93 °C	75	55	50	15	85	50
Вензин, 23 °C	95	95	80	95	98	99
Вензин, 93 °C	70	75	85	85	75	75
* По данным работы [4].
357
9.10. Остаточный модуль упругости (%) при сдвиге короткой балки после погружения в различные среды на 30 и 180 дней *
Среда	SMC-R25		SMC-R50			
	30 дней	180 дней	30 дней	180 дней	CS ф S сс о СО	180 дней
Воздух, 23 °C, относительная влажность 50 %	110	125	105	100	105	———- 115
Воздух, 93 °C, относительная влажность 50 %	125	115	95	95	НО	120
Воздух, 23 °C, относительная влажность 100 %	100	115	85	85	90	95
Воздух, 93 °C, относительная влажность 100 %	115	120	95	85	105	105
Соленая вода, 23 °C	ПО	100	85	90	100	95
Соленая вода, 93 °C	85	80	65	50	90	95
Дизельное топливо № 2, 23 °C	125	120	95	95	105	115
Дизельное топливо № 2, 93 °C	ПО	115	95	95	ПО	ПО
Моторное масло, 23 °C	105	125	78	90	90	ПО
Моторное масло, 93 °C	105	125	85	95	90	115
Антифриз, 23 °C	105	115	75	90	90	110
Антифриз, 93 °C	80	75	54	15	85	55
Бензин, 23 °C	95	90	80	95	105	НО
Бензин, 93 °C	60	85	70	70	80	75
‘ По данным работы [4].
9.3.4. ПРОЧНОСТЬ И МОДУЛЬ ПРИ ИЗГИБЕ
Значения прочности и модуля упругости при изгибе для различных композитных материалов приведены в табл. 9.11. Наибольшие значения эти характеристики принимают для материалов ХЛ4С-3 и 8Л1С-С20/7?30 в продольном направлении. Причем эти наибольшие значения почти в пять раз превышают значения характеристик в поперечном направлении. Прочность и модуль 358
д]1. Прочность (Sf) и модуль мругости (Ef) при изгибе ур11 комнатной температуре
Материал •	Sf (МПа)	Ef (ГПа)
ХМС-3 (L)	973	34,1
ХМС-3 (Т)	139	6,8
SMC-C20/R30 (L)	645	25,7
SMC-C20/R30 (Т}	165	. 5,9
SMC-R25	220	4,8
SMC-RW	314	14,0
SMC-R65	403	5,7
• L — в направлении волокон, Т — в поперечном направлении ([3J).
Рис. 9.10. Влияние температуры иа прочность <3f и модуль упругости Ef при изгибе (£ — в направлении волокон, Т — в поперечном направлении) [3]
Рис. 9.11. Влияние относительного весового содержания W рубленых волокон на прочность и модуль упругости при изгибе материала ХМС-3. Общее весовое содержание волокон — 75 % [7]. По оси ординат отложено изменение указанных величин при изгибе: 1 — в поперечном направлении; 2 — в направлении волокон (--------прочность при изгибе,
— ** — модуль упругости при изгибе)
уменьшаются при увеличении температуры (рис. 9.10). Для ХМС-3 прочность и модуль зависят также и от весового содержания рубленых волокон (рис. 9.11).
S.3.5.	ЧУВСТВИТЕЛЬНОСТЬ К КОНЦЕНТРАТОРАМ
НАПРЯЖЕНИЙ
Ригнер и Сандерс [3] исследовали чувствительность к концентраторам напряжений листовых формовочных композитных материалов трех типов. На рис. 9.12 показано уменьшение прочности при растяжении (из-за наличия концентраторов напряжений н виде круговых отверстий) материалов ХМС-3, SMC-C20/R30
359
Рис. 9.12. Изменение прочности при растяжении в зависимости от радиуса кругового отверстия (концентратора напряжений) [з]
и SMC-R65. Сплошными линиями на этом рисунке показаны резуль-тэты аппроксимации данных с помощью трехпараметрической модели Пайпса и др. [3, 9].
Ригнер и Сандерс исследовали
также прочность при наличии концентраторов напряжений материала SMC-R25 [3]. Наличие отверстий не ухудшало свойств этого материала. По-видимому, ослабляющее влияние отверстий на прочность материала было
незначительным.
9.4.	УСТАЛОСТЬ
Большинство данных по усталости листовых формовочных композитных материалов относятся к испытаниям на циклическое растяжение. Типичные результаты приведены на рис. 9.13. На этом рисунке результаты измерений усилий и перемещений пересчитаны соответственно в напряжения и деформации.
Данные по усталостной прочности (S — N-кривые) приведены на рис. 9.14—9.16. Как правило, значения усталостной прочности материалов соответствуют их прочности при статических нагружениях. Материал, более прочный при статическом нагружении, обладает и большей усталостной прочностью. Хорошим показателем для сравнения усталостных характеристик различных наибольшего напряжения, при
материалов является величина
Рис. 9.13. Типичные результаты испытаний на усталость и используемые обозначения (R равно отношению минимального напряжения к максимальному)
о f ю юг to3 10* 10s N
Рис. 9.14. Результаты испытаний на усталость при растяжении. R = 0,05 (за исключением испытаний материалов VE-SMC-R5O и VE-SMC-R65) [2, 5, 61= атах — максимальное напряжение; W — чйС' ло циклов до разрушения
360
котором материал не разрушается за миллион циклов. Такие данные приведены в табл. 9.12. Можно заметить, что величина наибольшего напряжения зависит не только от материала, но и от температуры.
Более подробно влияние температуры на долговечность показано на рис. 9.15 и 9.16. Для материалов с рублеными волокнами (SMC-R25 и SMC-R65) повышение температуры от 23 до 93 °C приводит к почти двукратному уменьшению усталостной прочности материала (рис. 9.16). На величину усталостной прочности материалов
с непрерывными волокнами --------------------------------
(8МС-/?25 и SA4C-7?65) изменение температуры влияет меньше (рис. 9.15), чем ориентация волокон (рис. 9.16).
Имеется лишь ограниченное количество данных по усталости при циклическом сжатии-растяжении (рис. 9.17). Данные, полученные для материалов SMC-R25, указывают, что повреждения
рис. 9.15. Результаты испытаний на усталость при растяжении. R = 0,05 [3] (--------в поперечном направлении;
—------в направлении волокон, отах—
“аксимальное напряжение; N — число Циклов до разрушения)
9.12. Усталостная прочность при базе в миллион циклов
Материал •	Относительная доля статической прочности прн растяжении. %	
	23 °C	93 °C
ХМС-3 (L)	23	18
ХМС-3 (Т)	27	26
SMC-C20/R30 (L)	45	44
SMC-C20/R30 (Г)	52	13
SMC-R25	49	55
SMC-R5Q	38	41
SMC-R37	42	—
RMC-R65	31	28
EA-SMC—R30	41		.
* L — в направлении волокон, Т — в поперечном направлении ([2], [3]).
в основном происходят при растяжении [2 ]. При сжатии повреждаемость материала, по-видимому, меньше.
Результаты исследования усталости при изгибе представлены на рис. 9.18. Для материалов SMC-R25, SMC-R57 и SMC-R65 напряжения, соот-
Рис. 9.16. Результаты испытаний на усталость при растяжении. R = = 0,05 [2 ] (агаах — максимальное напряжение, W — число циклов до разрушения)
361
6max > МПа
Рис. 9.17. Результаты испытаний на усталость при сжатии-растяжении. R = —1 [2] (Ощах — максимальное напряжение, N — число циклов до разрушения)
ба,мпа
Рис. 9.18. Результаты испытаний на усталость при изгибе [2] (аа — напряжение при изгибе; У — число циклов до разрушения)
ветствующие долговечности при
миллионе циклов, составляют около 0,4, 0,35 и 0,25 предельных напряжений при изгибе [2]. Эти значения почти вдвое отличаются от Маагулом и Поткановичем [10] для композитных 5Л4С-Я25 и 5А4С-Я65.
Результаты, характеризующие ползучесть при температуре в процессе испытаний на усталость, на рис. 9.19. Как и следовало ожидать, при увеличении нагрузки ползучесть увеличивается. Кроме того, для материалов 5/ИС’-С’20/7?50 ползучесть в направлении волокон вдвое превышает ползучесть в поперечном направлении.
В тех случаях, когда важным фактором является жесткость детали, необходимо оценить изменение модуля при усталости. При
статическом приводимых материалов
нормальной
показаны

Рис. 9.19. Деформация ползучести еп = =	— во в испытаниях на уста-
лость, при растяжении для различных значений нагрузки (в процентах предела прочности при растяжении). R = 0,05 [2, 3] (У— число циклов до разрушения)
1,2 -
0,8
0,4
SMC-C20/R30
_______40%UTS
—г-=-^~
60%	60%
/ х 40%urs 80% 60%
о -----------1---------L_--------
7 10 Ю2 103 10ч 10s N
Рис. 9.20. Снижение модуля упругости в испытаниях на усталость при растяжении для различных значений нагрузки (в процентах предела прочности при растяжении). R = 0,05 [31 (--------в поперечном направлении,
---------- в направлении волокон, Ы — число циклов до разрушения)
362
рис. 9.21. Снижение модуля упру-гоСти в испытаниях на усталость прИ растяжении для различных зна-чеНИй нагрузки (в процентах предела прочности при растяжении), у? := 0,05 [2, 4] (W — число циклов д0 разрушения)
усталостном циклическом нагружении модуль листовых формовочных композитных материалов может уменьшаться (рис. 9.20 и 9.21). При нормальной температуре уменьшение модуля мало (менее ~20 %), за исключением модуля в поперечном направлении материалов SMC-C20/R30. Следовательно, применительно к автомобилям уменьшение модуля не будет иметь существенного значения.
Хеймбоч и Сандерс [21 изучали влияние на усталость материалов частоты. Для материалов SMC-R25 и SMC-R65 изменение частоты в диапазоне 5—20 Гц не оказало заметного влияния на долговечность.
Хеймбоч и Сандерс [2 ] исследовали также влияние концентраторов напряжений на усталостные характеристики материалов SMC-R25 и SMC-R65 путем сверления в образцах отверстий диаметром 0,6 мм. Эти отверстия не оказали заметного влияния на усталостное поведение. Это означает, что исследованные материалы нечувствительны к концентраторам напряжений при усталостных воздействиях.
9.5.	ПОЛЗУЧЕСТЬ
Результаты испытаний на ползучесть при статических нагрузках приведены на рис. 9.22—9.28. Приведенные на этих
Рис. 9.22. Деформация при ползучести еп материала ХМС-3 при 70, 50 и 30 % предела прочности при растяжении (L — нагружение в направлении волокон, Т — нагружение в поперечном направлении, R.H — относительная влажность) [3]
363
Еп,°/о
Рис. 9.23. Деформация при ползучести еп мате-риала SMC-C20/R30 по» 70 , 50 и 30% предел® прочности при растяжении (L — нагружение я направлении волокон Т — нагружение в попе^ речном направлении R.H — относительная влажность) [3]
рисунках кривые соответствуют средним значениям. Разброс фактических данных весьма значителен. Стрелка в конце кривой указывает на то, что испытание завершилось без разрушения образца, а крестиком помечены случаи разрушения образцов.
f/7,%
0,01 0,1 1	10 100 t,4ac
Рис. 9.24. Деформация при ползучести еп материала SMC-R25 при различных нагрузках (в процентах прочности при растяжении) [2] (RH — относительная влажность)
Рис. 9.25. Деформация при ползучести «о материалов SAfC-/?50 и VE-SMC-R& при различных значениях нагрузки (в про" центах предела прочности при растяжении) [5, 6] (RH — относительная влажность)
364
рйс. 9.26. Зависимость деформации (относительного удлинения) е при разрыве от теМпературы для материала SMC-R50 [Rff — относительная влажность) [5]
Как и ожидалось, с увеличением нагрузки, температуры, относительной влажности и времени деформация увеличивается. Увеличение деформации во времени
происходит неравномерно. В не-
которые непредсказуемые моменты времени деформация изменяется скачкообразно. Вследствие этого деформацию нельзя описать
с помощью какой-либо простой вязкоупругой модели.
Хеймбоч и Сандерс [2] исследовали напряжение разрыва материалов SMC-R25, SMC-R57 и SMC-R65 в воздухе при 23, 60 и 90 °C и при относительной влажности 50 и 100 %.
Вследствие большого разброса ре-
0,01 0,1 1 ю юо ±, час Рис. 9.27. Деформация при ползуче-СТи еп материала SMC-R57 при различных значениях нагрузки (в пробитах предела прочности при растя-ностИ))	— относительная вл аж-
fl, 01 0,1 1	10 ЮО t,4ac
Рис. 9.28. Деформация при ползучести еп материала SMC-R65 при различных значениях нагрузки (в процентах предела прочности при растяжении) [2] (RH — относительная влажность)
365
9.6.	КЛЕЕВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ ВНАХЛЕСТКУ
В этом разделе обсуждается поведение клеевых соединений внахлестку в условиях воздействия различных используемых при эксплуатации автомобиля жидкостей. Представленные результаты получены для соединений с помощью двухкомпонентного уретанового клея, подробно описанного Вангом, Сандерсом и Линдхольмом [11].
9.6.1.	ПОГЛОЩЕНИЕ ВЛАГИ
Данные с поглощением влаги соединениями материалов ХМС-3 и SAfC-/?50 приведены на рис. 9.29. Данные для соединений друг с другом элементов из материала SMC-R50 проявляют аналогичные закономерности. При 23 °C максимальное количество влаги в соединениях этих двух пар материалов асимптотически стремится, по-видимому, к одной и той же величине в случае погружения их в одну и ту же жидкость. За двухмесячный период испытаний максимальное количество влаги достигается лишь в воздухе.
В воде и в 5 %-ном растворе NaCl максимальное количество влаги не достигается. Эти максимальные значения могут быть определены экстраполяцией экспериментальных данных, в результате чего получаем 0,18, 1,5 и 2,0 % для воздуха, соленой воды и воды соответственно.
При 93 °C (в случае погружения в воду) максимальный уровень содержания влаги не достигается. В течение первых примерно 100 ч масса увеличивается, а затем быстро уменьшается.
Это указывает на то, что материал при этом разрушается. При 93 °C образцы материалов и образцы соединений во время испытаний ведут себя одинаково. Это означает, что в основном разрушается композитный материал, а не клей.
При нагружении соединений нагрузкой, составляющей 30 % предельной, заметных изменений в поглощении ими влаги не' наблюдалось. 1
Рис. 2.29. Поглощение влаги клеевым соединением внахлестку материалов ХМС-3 н SMC-R& (АН7 — изменение веса;-----"
воздух при относительной влажности 50 %;----------5 %-ный
раствор соли;-----------вода)
366
9.6.2.	ПРОЧНОСТЬ СОЕДИНЕНИЯ ВНАХЛЕСТКУ ПРИ СДВИГЕ
Значения прочности клеевых соединений рнахлестку при сдвиге приведены в табл. 9.13. Изменения номинальных значений прочности и модуля в результате воздействий окружающей среды показаны в табл. 9.14. Ни прочность, ни модуль при выдержке соединения в жидкости при комнатной температуре заметно не меняются. В некоторых случаях в результате воздействия окружающей среды прочность немного (на 10—15 %) увеличивается. Положительный эффект воздействия жидкости и температуры обусловлен, вероятно, пластификацией. Прочность соединений, погруженных на 30 дней в горячую (93 °C) воду или горячий раствор соли, уменьшается вдвое. Нагрузка (до 30 % номинальной прочности) при выдержке в жидкости не оказывает, по-видимому, влияния на показатели прочности.
Соединения могут разрушаться либо в результате расслоения композитного материала, либо в результате разделения склеенных элементов. В описываемых испытаниях в большинстве случаев разрушение происходило в результате расслоения элементов. Разделение по клеевому шву чаще всего происходило при повышенных (93 °C) температурах.
9.13. Номинальные значения прочности при сдвиге клеевых соединений ’ внахлестку
Пары материалов	Прочность (МПа)	
	23 °C	93 °C
ХМС с SMC-R50	6,55	3,89
SMC-R50 с SMC-R50	6,11	2,12
SMC-R25 с SMC-R25	3,83	—
9.14. Изменение прочности при сдвиге (SISв) и модуля упругости (Е/Ев) клеевых соединений внахлестку после 30-дневного воздействия внешней среды при 23 °C *
Среда	SMC R25 с SMC-R25		SMC-R50 с SMC-R50	
	SISB	£/£в	s/sB	Щ£В
Воздух	1,00	1,00	1,00	1,00
Моторное масло	0,89	1,05	0,85	0,92
Жидкость для трансмиссии	0,92	1,01	0,91	0,91
бензин	0,95	0,80	1,20	0,77
Соленая вода	0,97	0,72	0,98	0,78
Тормозная жидкость	0,95	0,87	0,96	0,85
Антифриз	0,96	1,15	0,81	0,81
* Индекс В соответствует номинальным еначеиням ([11]).
367
Рис. 9.30. Максимальное напряжение сдвига т в клеевых соединениях внахлестку в испытаниях иа усталость при растяжении [И]:
I — соединение элементов материала SAfC-/?50; 2 — соединение элементов материала 5Л1С-/?25
9.6.3. УСТАЛОСТЬ
Ванг и др. [11] проводили испытания на усталость соединений внахлестку элементов из материалов SMC-R25 и SMC-R50. Напряжения при этих испытаниях составляли 30, 50, 70 и 90 % прочности при статическом сдвиге. Перед испытаниями на усталость образцы выдерживались в течение 30 дней в 50 %-ном растворе соли в воде, моторном масле, жидкости для трансмиссии или в бензине. Полученные данные приведены на рис. 9.30. Результаты, полученные после выдержки в различных жидкостях, отдельно не показаны, поскольку тип жидкости не оказывает существенного влияния на усталостную прочность.
Для образцов, выдержавших миллион циклов нагружения, определялись остаточная прочность и модуль [11]. При циклическом воздействии напряжения, составляющего по величине 30 % предела прочности, ни прочность, ни модуль заметно не снижаются; как правило, обе эти величины сохраняют не меиее 80 % своих первоначальных значений.
9.6.4. ПОЛЗУЧЕСТЬ
Деформации ползучести клеевых соединений внахлестку при статических и циклических нагружениях показаны на рис. 9.31
Рис. 9.31. Деформация при ползучести еп клеевых соединений внахлестку (материала SMC-R6Q с SMC-Rfti и материала ХМС-3 с SMC-R50) в воздухе, воде и 5 %-иом растворе соли при различных значениях нагрузки в процентах предела прочности при статическом растяжении (------------воздух
при относительной влажности 50%;---------— 5%-иый
раствор;---------вода)
368
рйс. 9.32. Деформация при ползучести еп клеевых соединений внахлестку (элемитов из материала SMC-R50 и элементов из материала 5Л4С-Й25) в испытаниях иа усталость при растяжении при различных зиа-нениях нагрузки (-----------
30 %.------------50 % и
_______70 % предела прочности при статическом растяжении) fll]:
/ — воздух при относительной влажности 50 %; 2 — масло; 3 — соленая вода; 4 — бензин; 5 — жидкость для трансмиссии
3MC-R25 п SMC-R25
и 9.32. Эти рисунки иллюстрируют влияние на поведение при ползучести типа материала, жидкости, температуры и величины нагрузки. Тип материала, образующего соединения, влияет на ползучесть в меньшей степени, чем тип жидкости, температура и величина нагрузки. Ползучесть минимальна на воздухе и максимальна в воде, растворе соли и в углеводородной среде. Ползучесть также увеличивается при повышении температуры и увеличении приложенной нагрузки. Например, при 23 °C ни соединения материалов ХМС-3 и SMC-R^G, ни соединения элементов из материала SMC-R§® не разрушались при статической ползучести. На воздухе при 93 °C разрушилось только одно соединение при нагрузке, составляющей 30 % разрушающей. В воде (при 93 °C) до окончания испытаний продолжительностью 715 ч разрушились все образцы, кроме трех. При циклической ползучести миллион циклов выдержали только соединения под нагрузкой, составляющей 30 % разрушающей. При больших по величине Нагрузках ни одно из соединений не выдержало миллиона циклов.
9-7. ДЕМПФИРОВАНИЕ КОЛЕБАНИЙ
Материалы, используемые в коммерческих целях, должны Демпфировать шум и колебания. Поэтому важно знать характеристики листовых формовочных композитных материалов, опи-
369
9.15. Коэффициент потерь и модуль накопления при 23 °C
и максимальные изменения этих параметров при повышении температуры от 23 до 120 °C
Материал •	Коэффициент потерь при 23 °C		Модуль накопления при 23 °C (ГПа)	Максимальное изменение (%)	
	0,1 Гц	10 Гц		коэффициента потерь	модуля накопления
ХМС-3 (L)	0,028	0,025	36	+ 129	—7
ХМС-3 (Т)	0,063	0,053	—	+355	-54
SMC-C20/R30 (L)	0,034	0,029	—	+80	—5
SMC-C20/R30 (Т)	0,051	0,049		+204	—44
SMC-R25	0,037	0,035	4	+471	—48
SMC-R65	0,039	0,034	8	+241	-30
Сталь	0,001	—	—	—	—
* L —в направлении волокон; Т — в поперечном направлении (13], 113]),
сывающие их демпфирующие свойства. Эти свойства могут быть охарактеризованы двумя параметрами: коэффициентом потерь и модулем накопления. Эти параметры определяются с помощью возбуждения в материале вынужденных гармонических колебаний и измерений напряжений на входе и деформаций на выходе [3]. Коэффициент потерь представляет собой тангенс угла сдвига фаз напряжения и деформации и равен отношению рассеянной в материале энергии к накопленной. Модуль накопления представляет собой отношение совпадающих по фазе компонент напряжения на входе и деформации на выходе.
Значения коэффициента потерь и модуля накопления при нормальной температуре приведены в табл. 9.15. Коэффициент потерь нечувствителен к частоте возбуждения в диапазоне 0,1— 10 Гц. Для испытанных листовых формовочных композитных материалов значения коэффициентов на порядок больше, чем для стали. Это означает, что листовые формовочные композитные материалы будут демпфировать колебания эффективнее стали.
Влияние температуры и выдержки в различных жидкостях проиллюстрировано в табл. 9.15 и 9.16. Повышение температуря (от 23 до 120 °C) улучшает демпфирующие свойства и снижает жесткость. Выдержка в жидкости оказывает аналогичное влияние. Выдержка в течение 1000 ч существенно улучшает демпфирующие свойства композитов с рубленными волокнами (SMC-R25 и SMC-R65), их жесткость при этом незначительно уменьшается. Демпфирующие свойства композитных материалов с непрерывными волокнами (ХМС-3 и SMC-C20/R30) немного изменяются в направлении волокон. Примечательно, что обусловленные изменениями температуры и влаги изменения демпфирующих свойств, по-видимому, обратимы.
370
д ]6. Максимальные изменения динамических характеристик материалов ^осле воздействия жидкости в течение 100 ч
	—“ Жидкость	Материал •	Максимальное изменение (%)	
		коэффициента потерь	модуля накопления
Дистиллированная вода,	ХМС-3 (L) SMC-C20/R30 (L)	- '+53 +38	0 0
	SMC-R25	. +193	—20
	SMC-R65	+ 180	—7
Дистиллированная вода,	ХМС-3 (L)	+88	0
50 °C	SMC-C20/R30 (L)	+ 112	0
	SMC-R25	+210	—10
	SMC-R63	+247	—12
Соленая вода, 23 °C.	ХМС-3 (L) ,	+55	0
	SMC-C20/R3D (L)	+50	0
	SMC-R25	4-117	—4
	SMC-R65	+ 178	—7
Моторное масло, 23 °C	ХМС-3 (L)	0	, 0
	SMC-C20/R30 (L)	0	0
	SMC-R25	+25	0
	SMC-R65	+24	0
Аитифряз	ХМС-3 (L)	0	0
	SMC-C2Q/R3O (L)	. 0	0
	SMC-R25	+29	0
	SMC-R65	+22	0
'Бензин, 22 °C	ХМС-3 (L)	0	0
	SMC-C20/R30 (L)	0	0
	SMC-R23	+ 178	—15
	SMC-R65	+30	0
* L—в направлении волокон ([12]).
О. ДИНАМИЧЕСКИЙ УДАР
Армированные волокнами композитные материалы, используемые в автомобильной промышленности, должны сопротивляться удару. К сожалению, армированные стекловолокнами композитные материалы на основе полиэфира поглощают при Ударе меньше энергии, чем металлы. Иллюстрацией этому служит рис. 9.33, на котором сравнивается количество энергии, поглощаемой различными материалами при ударе о неподвижную преграду. При некотором заданном перемещении металлы поглощают почти вдвое больше энергии, чем композитные материалы.
Сопротивляемость удару композитных материалов может быть °Ценена с помощью специального реометрического прибора для испытаний на высокоскоростной удар (Rheometrics High Rate IfnPact Tester) [3, 5]. При испытаниях с помощью этого прибора 3аЩемленная пластинка из исследуемого материала нагружается гидравлическим ударом, при этом регистрируется зависимость 371
Рис. 9.33. Энергия U, поглощаемая различными материалами при ударе о неподвижную преграду. Скорость удара 24 км/ч [13]:
1 — полиэфир, армированный стекловолокнами; 2 — алюминий; 3 — сталь (по оси абсцисс отложено перемещение в мм)
Рис. 9.34. Типичные результаты ударных испытаний с помощью реометри-ческого устройства [3]:
1 — нагрузка начала текучести; 2 — предельная нагрузка; 3 — модуль упругости при ударе; 4 — поглощенная энергия к началу разрушения; 5 — перемещение при ударе; 6 — поглощенная энергия к началу текучести
нагрузки от перемещения (рис. 9.34). С помощью этих данных можно определить ряд параметров, среди которых нагрузка начала текучести и предельная нагрузка, кажущийся модуль упругости при ударе, перемещение начала текучести и предельное перемещение, количество поглощаемой энергии к моменту начала текучести и к моменту разрушения. Типичные значения некоторых из этих параметров приведены в табл. 9.17. Приведенные в этой таблице данные представляют краткую сводку результатов Риг-нера и Сандерса [3], которые опубликовали результаты, полученные при различных скоростях удара (от 0,5 до 10 м/с) и при различных температурах (23 и —35 °C). Эти результаты не позволили выявить каких-либо закономерностей. Таким образом, изменения скорости удара и температуры не оказывают существенного влияния на приведенные в табл. 9.17 значения нагрузок, модуля, перемещений и энергии.
9.17. Ударные свойства листовых формовочных композитных материалов, температура 23 °C, скорость удара 1 м/с *
Материал	Нагрузка (Н)		Кажущийся модуль (Н/м)	Перемещение (мм)		Энергия (Дж)	
	начала текучести	предельная		начала текучести	предельное	начала текучести	предельная
ХМС-3	1,5-103	7-Ю3	1,2-10е	1,5	9,0	1	30
SMC-C20/R30	1,2.103	5-103	1-10*	1,5	9,0	1	30
SMC-R25	1,2-103	5-103	1-10“	1,5	9,0	1	30
* По данным работы [3].
372
9д. ПОГЛОЩЕНИЕ ВЛАГИ
Армированные стекловолокнами композитные материалы с органическими матрицами поглощают влагу при нахождении их во влажном воздухе или в жидкости. Изменение массы различных листовых формовочных композитных материалов при выдержке их в типичных для эксплуатации автомобилей условиях окружающей среды показано на рис. 9.35—9.37. Изменение массы М. определяется по соотношению
. _ масса влажного материала — масса сухого материала । qq 0.
1п ~	масса сухого материала	70'
Эти данные показывают, что, как правило, если сухой материал погрузить в жидкость, его масса сначала увеличивается, а затем по прошествии некоторого времени стабилизируется. Начальная скорость увеличения массы и значение, при которой она стабилизируется, зависят от а) материала, б) температуры и в) окружающей среды (относительной влажности воздуха или жидкости). Эти данные показывают также, что в некоторых случаях масса после достижения определенного значения не остается постоянной, а продолжает увеличиваться или начинает уменьшаться. Это означает, что процесс переноса влаги не следует закону Фика. Одной из причин может быть то, что процесс переноса влаги в смоле не является по своей Природе процессом, который может быть описан законом Фика. Другое правдоподобное объяснение характера процесса поглощения влаги состоит в следующем. Благодаря наличию влаги в окружающей среде и высокой температуре на поверхности и внутри материала образуются микротрещины. Влага быстро проникает в материал, вследствие чего масса образца увеличивается. По мере роста трещин начинается унос материала, а именно частиц смолы. Такой
Рис. 9.35. Изменение массы в воздухе и в насыщенном растворе соли [4]: раствор соли; 2 — воздух [*Ри относительной влажности %; 3 — воздух при отиосв* е^ьной влажности 50 %
Рис. 9.36. Изменение массу Д№ в различных содержащих^ углеводороды средах
1 — бензин; 2 — антифриз-3 — дизельное топливо № 4 — смазочное масло ’
унос материала действительно часто наблюдается после нескольких часов его пребывания во влажной атмосфере. Пока поступление влаги превышает унос материала, масса образца увеличивается. Когда же масса уносимого материала превышает массу поглощаемой влаги, масса образца уменьшается. Конечно, при уносе материала результаты измерения изменения массы образца не отражают содержания влаги в материале.
Описанные в этом разделе результаты были получены на образцах, находившихся в ненапряженном состоянии. Однако, как указывалось в разделе 9.6.1, поглощение влаги листовыми формовочными композитными материалами в напряженном и ненапряженном состояниях происходит почти одинаково.
Рис. 9.37. Изменение массы |Л1Г материала ХМС-3 в воздухе, воде и 5 %-ном растворе соли 4 (----------воз-
дух при относительной влажности 50 %;----------вода;-----------рас-
твор соли)
374
д,10. ТЕПЛОВОЕ РАСШИРЕНИЕ
9.18. Коэффициент теплового расширения а при нормальной температуре
В процессе проектирования необходимо учитывать изменения размеров при циклических изменениях температуры. Значения коэффициентов теплового расширения опубликованы Хеймбочем и Сандерсом [21 и Ригнером и Сандерсом [3], они воспроизведены в табл. 9.18. Как и следовало ожидать, коэффициенты теплового расширения для материалов, содержащих непрерывные волокна (ХМС-3 и 5/ИС-С20/Д30), ми-
Материал
а, мкм/(м« градус С)
ХМС-3 (£)
ХМС-3 (Т) SMC-C20/R30 (£) SMC-C20/R30 (Г) SMC-R25 SMC-R50 SMC-R65
8,7 28,6 11,3 24,6 23,2 14,8 13,7
* L — в направлении волокон, Т — в поперечном направлении ([2], [3]).
нимальны в направлении воло-
кон. Для этих материалов в поперечном направлении и для материала SMC-Д25 коэффициент теплового расширения достаточно велик. Подробных данных о зависимости коэффициента
теплового расширения от температуры потока нет.
9.11. ЗАКЛЮЧИТЕЛЬНЫЕ ЗАМЕЧАНИЯ
Приведенные материалы свидетельствуют, что выполненные в последние годы многочисленные исследования позволили получить достаточную информацию о механических и тепловых свойствах армированных стекловолокнами листовых формовочных композитных материалов. Для многих материалов сейчас имеются данные, достаточные для применения их в конструкциях. Однако необходимо проведение дальнейших исследований. В частности, пока недостаточно сведений о вязкоупругом поведении этих материалов. Можно надеяться, что осуществляемые в этой области исследования, в ближайшее время позволят лучше понять эту проблему.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1.	Charlesworth, D., “Review of Plastics Applications Within BL Cars,” in Worldwide Applications of Plastics, pp. 73-85, Society of Automotive Engineers, SP-482, February (1981).
2.	Heimbuch, R. A., and Sanders, B. A., “Mechanical Properties of Chopped Fiber Reinforced Plastics,” in Composite Materials in the Automotive Industry, pp. 111-139, American Society of Mechanical Engineers, December (1978).
3.	Riegner, D. A., and Sanders, B. A., “A Characterization Study of Automotive Continuous and Random Glass Fiber Composites," Report GMMD79-023, General Motors Corporation, Man-ufacturing Development, GM Technical Center, Warren, Michigan (1979).
4.	Springer, G. S., Sanders, J. A., and Tung, R. W. “Environmental Effects of Glass Fiber Reinforced Polyester and Vinylester Composites,” J. Compos. Mater., 14, 213-232 (1980).
5.	Denton, D. L., “Mechanical Properties Characterization of an SMC-R50 Composite,” 34th Annual Technical Conference, Reinforced Plastics/Composites Institute, The Society of the Plastics Industry, Section 11-F (1979); also SAE paper 790671 (1979).
6.	Enos, J. H., Erratt, R. L., Francis, E_, and Thomas, R. E., “Structural Pferformance of Vinylester Resin Compression Molded High Strength Composites,” 34th Annual Technical Conference, Reinforced Plastics/Composites Institute, The Society of Plastics Industry, Section 11-E (1979).
7.	Ackley, R. H., and Carley, E. P., “XMC-3 Composite Material Structural Molding Compound,” 34th Annual Technical Conference, Reinforced Plastics/Composites Institute, The Society of Plastics Industry, Section 21-D (1979).
8.	Adams, D. F., and Walrath, D. E., “losipescu Shear Properties of SMC Composite Materials,” Department of Mechanical Engineering, The University of Wyoming, Laramie, Wyoming (1981).
9.	Pipes, R. B., Wetherhold, R. C., and Gillespie, J. W., “Notched Strength of Composite Materials,” J. Compos. Mater., 13, 148-160(1979).
10.	Maaghul, J., and Potkanowicz, E. J., “HMC - A High-Performance Sheet Molding Compound,” 31st Annual Technical Conference, Reinforced Plastics/Composites Institute, The Society of Plastics Industry, Section 7-C (1976).
11.	Wang, T. K., Sanders, B. A., and Lindholm, U. S., “A Loading Rate and Environmental Effects Study of Adhesive Bonded SMC Joints,” Report GMMD80-044, General Motors Corporation, Manufacturing Development, GM Technical Center, Warren, Michigan (1980).
12.	Gibson, R. F., Yau, A., and Riegner, D. A., “The Influence of Environmental Conditions on the Vibration Characteristics of Chopped-Fiber-Reinforced Composite Materials,” Presented at AIAA/ASME/ASCE/AHS 22nd Structures, Structured Dynamics and Materials Conference, April (1981).
13.	Seiffert, V. W., “Review of Recent Activities and Trends in the Field of Automobile Materials,” in Worldwide Applications of Plastics, pp. 1-6, Society of Automotive Engineers, SP-482, February (1981).
14.	Loos, A. C., Springer, G. S., Sanders, B. A., and Tung, R. W., “Moisture Absorption of Polyester-E Glass Composites,” J. Compos. Mater., 14, 142-154 (1980).
Глава 10 аэродинамика АВТОМОБИЛЕЙ
Т. Морел, фирма «Интеграл текнолоджи», г. Уэстмонт, шт. Иллинойс, США
10.1. ВВЕДЕНИЕ
Аэродинамика транспортного средства имеет дело с исследованием эффектов, возникающих при движении его в воздухе или относительно воздуха. Значение аэродинамики для автомобилей стало ощущаться, когда они начали двигаться с большими скоростями. Автомобиль, как мы знаем, появился в последнем десятилетии девятнадцатого века. Его появление практически
совпало с появлением механических летательных аппаратов, и,
вероятно, поэтому аэродинамики заинтересовались автомобилем с самого начала. Одной из первых попыток применения принци-
пов аэродинамики к автомобилям было придание обтекаемой формы первому обладателю рекорда скорости на земле автомобилю «Джантауд», управляемому Гастоном Чазелу-Лоба (рис. 10.1). Этот автомобиль устанавливал рекорды несколько раз, наивысшая скорость 93 км/ч была достигнута им в 1899 г.
Рано возникший интерес к аэродинамике автомобиля не ослабевал, и уже в 1922 г. Клемперером была опубликована статья 11] (по-видимому, это самая первая статья на эту тему), в которой сообщалось об исследованиях в аэродинамической трубе нескольких форм автомобилей того времени и также одной перспективной формы, обладающей малым сопротивлением. Исследо-
10.1. Первый обладатель
Рис.
рекорда скорости на земле автомобиль «Джантауд», управляемый Гастоном Чазелу-Лоба
вания проводились в аэродинамической трубе фирмы «Цеппелин», которая занималась конструированием и созданием дирижаблей. Влияние дирижаблей отразились и на Форме модели автомобиля малого сопротивления. Эта модель имела об-текаемую каплевидную форму без Колес. Коэффициент сопротивления Модели равнялся 0,15. Интересно отметить, что это значение и сейчас является наименьшим достигнутым ^Ля наземных транспортных средств.
Усилия исследователей в течение ПеРвых десятилетий двадцатого века
377
были направлены на уменьшение аэродинамического сопротив-ления с целью увеличения максимальной скорости автомобилей Актуальность их цели несколько уменьшилась в связи с дости^ гнутыми успехами в увеличении мощности автомобильных двигателей и повышении эффективности всей силовой передачи Хотя стоимостью топлива никогда не пренебрегали, повышение топливной эффективности не считалось главной задачей, и, следовательно, аэродинамики часто имели перед собой другие цели. Первоочередная цель, связанная с достижением максимальной скорости, длительное время сохраняла свое значение только для гоночных автомобилей (но даже и здесь увеличение мощности двигателей несколько сместило акценты) и автомобилей, предназначенных для установления рекордов скорости. Примерами последних являются автомобиль «Голденрод» [2], на котором в 1965 г. был установлен мировой рекорд скорости для автомобилей с приводом на колеса 664 км/ч, и автомобиль с реактивным двигателем «Голубое пламя», обладатель установленного в 1970 г. абсолютного рекорда скорости для автомобиля произвольного класса 1001 км/ч. Коэффициент сопротивления для автомобиля «Голденрод», напоминающего по форме карандаш, CD — 0,12. Это значение является наименьшим известным для крупногабаритного управляемого водителем автомобиля. Обычные автомобили повседневного пользования имеют другие, менее изящные формы, так что сравнение их с автомобилем «Голденрод», как с идеалом, видимо, не совсем уместно.
С ростом внимания в последнее время к топливной экономичности автомобиля к его аэродинамике стало возвращаться ее былое значение. Диктуемая реальностями рынка необходимость повышения топливной экономичности привела к созданию такой обстановки, при которой от аэродинамиков требуется внести свою лепту в достижение наивысших показателей топливной экономичности автомобиля. Свидетельством возрождения интереса к аэродинамике служит проведение в последние годы ряда конференций, на которых обсуждались достижения в области аэродинамики автомобиля [4—10].
Общепринято считать, что основы проектирования автомобилей малого аэродинамического сопротивления хорошо известны. Кроме того, достаточно широко известно, что тело наименьшего сопротивления при дозвуковых скоростях имеет каплевидную форму, уже рассмотренную Клемперером. Обычно предполагается, что идеальное тело каплевидной формы в свободном полете (вдали от земли) имеет коэффициент аэродинамического сопротивления, равный всего лишь 0,04, но, что удивительно, действительные пропорции идеального каплевидного тела и их зависимость от числа Рейнольдса и угла атаки фактически точно неизвестны. Нет никакой необходимости в том, чтобы задняя часть тела сужалась, сходясь в точку. Как было установлено экспериментально в 1930-х годах, задняя часть тела может быть срезана 378
м
рис. Ю.2. Схематичное изображение некоторых характерных особенностей обтекания автомобиля [8]
без какого-либо увеличения аэродинамического сопротивления. Эта идея была высказана Каймом, и соответствующая форма задней части кузова называется К-формой. Однако это тонкости, а коэффициенты аэродинамического сопротивления выпускаемых в настоящее время автомобилей на порядок больше, чем у каплевидных тел в свободном полете, и в несколько раз больше, чем у тел с формой, предложенной Клемперером. Они принимают значения от 0,8 для автомобилей прежних лет с откидывающимся верхом до примерно 0,35 для лучших современных автомобилей. Среднее значение для типичных современных автомобилей равно 0,45. Основная причина такого различия между идеальными и фактическими значениями заключается в том, что к форме автомобиля предъявляется много других требований, о которых будет сказано в следующем разделе.
При исследовании обтекания автомобилей в аэродинамических трубах основное внимание уделяется измерениям сил и моментов, подробного анализа потока не проводилось. Это, главным образом, связано со сложностью форм автомобилей, которая является прямым следствием практических требований, фактически определяющих особенности формы автомобиля. Важным следствием сложности форм автомобилей является сложность картин обтекания их. Обтекание турбулентно, трехмерно, характеризуется наличием большого количества областей отрыва потока, наличием сильных вихрей в спутной струе, на него влияет близость земли. Некоторые из этих характерных особенностей показаны на рис. 10.2.
В результате значительной сложности работы в области аэродинамики до последнего времени велись разрозненно, часто проводились параллельно, при анализе данных по аэродинамике Различных автомобилей внимания вопросам обобщения уделялось недостаточно. Дополнительным обстоятельством, способствовавшим такому положению, было то, что в течение длительного вРемени исследования аэродинамики не считались существенной н неотъемлемой частью процесса проектирования автомобиля,
379
обычно такие исследования начинались уже после его создания Форма автомобиля создавалась стилистами, аэродинамики лщщ пытались извлечь максимум возможного из того, что им давалось Окончательное решение вопроса о принятии или о непринятий предложенных аэродинамиками изменений формы оставалась за стилистами. Такая ситуация, конечно, не способствовала расщц. рению фундаментальных исследований в области аэродинамики автомобиля.
Литературы, относящейся к аэродинамике автомобиля, очень много. В этой главе не предпринимается попытка осветить результаты всех многочисленных исследований; интересующиеся читатели могут обратиться к статье Макдойальда [111, содержащей перечень более ста работ. В дополнение к этим работам полезно ознакомиться также с многочисленными работами по аэродинамике тел необтекаемой формы, относящимися к другим областям. На значение этих работ для исследования автомобилей было указано во время симпозиума, проводившегося в 1976 г. в исследовательских лабораториях компании «Дженерал моторе». Большинство из работ по аэродинамике тел необтекаемой формы можно разделить на несколько категорий: фундаментальные работы об об-, текании тел простых форм, позволяющие понять явление отрыва потока; работы в области авиации и баллистики об обтекании самолетов, снарядов и ракет и работы в области архитектуры об обтекании зданий и сооружений. Какая же из этой доступной литературы заслуживает изучения с целью применения полученных результатов к автомобилям?
Работы последней категории, относящиеся к архитектуре, представляют малый практический интерес, поскольку в них исследуются тела, непосредственно находящиеся на земле в пограничных слоях, толщины которых часто превышают высоту исследуемых тел. В результате картина обтекания таких тел значительно отличается от картины обтекания автомобилей. Работы двух других категорий имеют больше общего с аэродинамикой автомобилей, и можно ожидать, что они могут быть источником ценных идей и полезной информации. Как будет указано позже в разделе, посвященном описанию механизмов возникновения аэродинамического сопротивления, подавляющее большинство работ указанных категорий относится к двумерным и осесимметричным телам, обтекание которых довольно значительно отличается от сложного трехмерного обтекания автомобилей. В связи с этим уместно отметить еще одно отличие аэродинамики автомобиля от аэродинамики летательных аппаратов, связанное с используемой системой координат. Поскольку автомобиль постоянно находится в контакте с дорогой, все силы и моменты, действующие на него, рассматриваются в осях координат, связанных непосредственно с самим автомобилем, а не с направлением потока воздуха, как это делается при анализе обтекания свободно летящих тел.	..
380
Целью настоящего обзора является попытка рассмотреть рЯд ключевых вопросов, связанных с аэродинамикой автомобиля: и 1. Как достижения аэродинамики могут применяться для реального автомобиля?
Е 2. Насколько существенно аэродинамические характеристики влияют на расход топлива?
3.	Как возникает аэродинамическое сопротивление?
4.	Каково в настоящее время состояние дел с проектированием и созданием конструкций малого аэродинамического сопротивления?
5.	Каковы перспективы создания конструкций малого сопротивления и каков практически достижимый нижний предел коэффициента аэродинамического сопротивления CD для автомобилей массового производства?
Ю.2. ОСНОВНЫЕ ТРЕБОВАНИЯ К ФОРМЕ АВТОМОБИЛЯ
Как отмечалось во введении, коэффициенты аэродинамического сопротивления современных автомобилей на порядок превышают коэффициенты сопротивления каплевидных тел в свободном полете и в несколько раз превышают коэффициенты сопротивления идеальных форм, подобных рассмотренной Клемперером. Одна из основных причин такого состояния заключается в том, что к форме автомобиля предъявляется много практических требований, вытекающих из необходимости выполнения им определенных задач, безопасности автомобиля, простоты технического обслуживания и ремонта, необходимости охлаждения и условий производства. С учетом всех этих требований автомобиль должен- иметь достаточно вместительный пассажирский салон, который определяет габариты автомобиля, и соответствующие отсеки для размещения двигателя и груза. Все это в совокупности в значительной степени определяет форму автомобиля и вызывает необходимость добавления к кузову различных деталей таких, например, как ручки дверей, которые увеличивают аэродинамическое сопротивление. Результат влияния этих требований проиллюстрирован рис. 10.3, заимствованным из работы
ряс. 10.3. Иллюстрация Некоторых практических требований, влияющих иа т°Рму автомобиля [12]
381
Гухо [12]. Для типичного современного автомобиля отношение ребер «описанного параллелепипеда» составляет около 3 : 1,33  1 (длина: ширина: высота). К указанным требованиям отн0-сится также и то, что колеса должны быть частично открыты С точки зрения безопасности конфигурация пассажирского салона должна обеспечивать хорошую видимость во все стороны Автомобиль должен обеспечивать максимальную защиту при столкновениях, что означает необходимость наличия соответствующих зон разрушения. Ветровое стекло не может иметь наклона менее 30°, поскольку в противном случае рефракция света может явиться причиной ухудшения видимости. Наружные зеркала, обеспечивающие задний и боковые обзоры, также дополнительно увеличивают аэродинамическое сопротивление.
Для простоты ремонта и технического обслуживания должен быть обеспечен свободный доступ к двигателю и ко многим деталям, расположенным под кузовом. Это побуждает отказаться от применения гладкого днища под кузовом, которое было бы весьма эффективно с точки зрения уменьшения сопротивления.
Другой причиной, препятствующей применению гладкого днища, является то, что ряд узлов, таких как тормоза, трансмиссия и выхлопная система, нуждаются в обдуве воздухом с целью их охлаждения. Наконец, для потребителя важным фактором является внешний вид автомобиля. Именно этот аспект побуждает конструкторов автомобилей внести в конструкцию каждого автомобиля свои собственные черты, часто сохраняя при этом некоторые характерные особенности, присущие целому семейству автомобилей. При попытках удовлетворить этим требованиям приходится нарушать некоторые принципы создания конструкции малого аэродинамического сопротивления.
Следствием этих требований, а также и ряда других, не упомянутых здесь, является то, что конструктор-аэродинамик никогда не начинает с чистого листа бумаги. Напротив, он уже имеет некоторую приблизительную форму, удовлетворяющую практическим требованиям. Задача, стоящая перед ним, заключается в создании такой окончательной формы, сопротивление которой было бы минимальным. Причем это сопротивление неизбежно будет значительно больше сопротивления тела идеальной гладкой каплевидной формы. С другой стороны, разница между средним значением коэффициента сопротивления современных автомобилей, равным 0,45, и значением коэффициента сопротивления автомобиля идеальной формы, равным 0,15, очень велика. Как будет показано в последующих разделах, эта разница достаточно велика для того, чтобы позволить существенное снижение величины коэффициента CD даже с учетом указанных практических требований.
V 382	41
J0.3. ВЛИЯНИЕ СОПРОТИВЛЕНИЯ ' НА ТОПЛИВНУЮ экономичность
При движении на автомобиль действуют три различные силы — сопротивление качению, аэродинамическое сопротивление и составляющая силы тяжести, — которые действуют противоположно силе тяги, движущей автомобиль. В простейшем случае, когда автомобиль движется по ровной дороге с постоянной скоростью, в движении участвуют только первые две силы. Величина первой силы сопротивления качению зависит от конструкции шины и давления воздуха в ней, эта сила пропорциональна массе автомобиля. Ее величина практически постоянна — она лишь незначительно увеличивается с увеличением скорости и очень мало зависит от формы автомобиля. Аэродинамическое сопротивление, напротив, существенно зависит от скорости автомобиля. Его величина пропорциональна площади лобовой поверхности автомобиля и квадрату скорости воздуха. При очень малых скоростях аэродинамическое сопротивление пренебрежимо мало по сравнению с сопротивлением качению, однако при больших скоростях аэродинамическое сопротивление быстро возрастает, и, практически, именно оно составляет основную часть полного сопротивления.
Тот факт, что аэродинамическое сопротивление быстро возрастает с увеличением скорости, хорошо известен, именно это обстоятельство послужило причиной ошибочного мнения, что аэро
динамическое сопротивление играет важную роль лишь при больших скоростях. Это совсем не так. С помощью простой линейки можно разобраться в этом вопросе и оценить скорость, при которой роль аэродинамического сопротивления действительно становится важной, т. е. так называемую переходную скорость. Это
скорость установившегося движения, при которой сила аэродинамического сопротивления равна силе трения качения (рис. 10.4). Для современных автомобилей эта скорость оценивается примерно в 50 км/ч (Гухо и др. [13]), а учитывая тенденцию к облегчению автомобилей и уменьшению сопротивления качению шин, можно сказать, что для автомобилей будущего переходная скорость Станет еще меньше. Это означает, что даже при скоростях, Реализуемых во время движения в городах и пригородах, Примерно 50 % полного сопротивления при движении с по-
Рис, 10.4. Сравнение сил аэродинамического сопротивления и сопротивления качению; точка пересечения двух кривых определяет переходное значение скорости:
/ — аэродинамическое сопротивление; 2 — сопротивление качению 1
383
стоянкой скоростью приходится на долю аэродинамического сопротивления. Отсюда следует, что аэродинамическое сопр0. тивление играет важную роль не только при движении по скоро-стным автострадам. К этому обстоятельству мы вернемся позже при обсуждении вопроса об определении среднего расхода энер. гии по результатам испытаний по ездовому циклу ЕРА, соответствующему движению в городских условиях.
10.3.1.	РАСХОД ТОПЛИВА, ОБУСЛОВЛЕННЫЙ АЭРОДИНАМИЧЕСКИМ СОПРОТИВЛЕНИЕМ
Обратимся теперь непосредственно к вопросу о роли аэродинамического сопротивления. К этому вопросу можно подойти по-разному, один из подходов, заключающийся в оценке переходной скорости, обсужден ранее. Это простой и эффективный способ, позволяющий оценить скорости автомобиля, при которых аэродинамическое сопротивление начинает играть решающую роль. Однако он позволяет оценить аэродинамическое сопротивление лишь в сравнении с сопротивлением качению, которое для каждого автомобиля различно, зависит от массы автомобиля и характеристик шин. Общим способом количественной оценки роли аэродинамического сопротивления является оценка в процентах вклада аэродинамического сопротивления в полное сопротивление на каком-либо типовом ездовом цикле. Этот метод очень часто используется для оценки сокращения расхода топлива, которого можно ожидать при некотором определенном снижении аэродинамического сопротивления. Однако такая оценка тоже относительна, она не позволяет выявить истинного вклада, который аэродинамическое сопротивление вносит в расход топлива.
Для получения полной информации следует начать с рассмотрения энергии, требуемой для преодоления лишь одного аэродинамического сопротивления. Попытаемся сделать это и подсчитаем энергетические затраты на преодоление аэродинамического сопротивления при произвольной скорости движения, имея в виду расход топлива, выраженный в л/100 км. Начнем с вычисления энергии, выраженной в джоулях (подсчитывается как произведение силы аэродинамического сопротивления иа 100 км):
ЕА = 1/2СпЛ£Р (105 м),	(10.D
где А — площадь лобовой поверхности в м2, плотность возду*а £ = 1,177 кг/м3 и V — скорость автомобиля в м/с. Потери энер-гии графически изображены на рис. 10.5, где каждая линия соответствует некоторому фиксированному значению произвел®' ния CdA. Значения CDA на рис. 10,5 перекрывают диапазо® 384	I ’
от наиболее высоких значений для некоторых автомобилей прошлых лет до ожидаемых наименьших значений. Наибольшее значение 1,4 соответствует большим автомобилям, выпускавшимся несколько лет назад, с коэффициентом аэродинамического сопротивления, близким к 0,6. Для современных компактных автомобилей с площадью лобовой поверхности, близкой к 2 м2, и коэффициентом аэродинамического сопротивления, близким к 0,45, величина CDA
Рис. 10.5. Зависимость затрат энергии и расхода топлива Q от скорости для различных значений Cd А (в м2)
близка к 0,9. Наименьшее значе-
ние CdA = 0,5 соответствует микролитражному (или спортивному) автомобилю с очень малым аэродинамическим сопротивлением, у которого А — 1,66 м2 и очень малый коэффициент аэродинамического сопротивления, равный 0,3. Этот диапазон значений CDA позволяет оценить предельные значения потерь
энергии на преодоление аэродинамического сопротивления: крупногабаритный автомобиль расходует топлива на преодоление аэродинамического сопротивления в 3 раза больше микролитражного автомобиля.
До сих пор не делалось никаких предложений, однако для того, чтобы перевести энергию в литр на 100 км, надо сделать некоторые предположения относительно эффективности превращения энергии, т. е. эффективности, с которой энергия топлива может использоваться для движения автомобиля, или эффективности всей системы двигатель—трансмиссия. Возьмем для примера типичное значение т| = 0,2 и примем, что теплотворная способность бензина составляет 32,2 МДж/л, тогда можно определить расход топлива СА, необходимый для преодоления аэродинамического сопротивления,
СА = Еа/(0,2 32,2) (л/100 км).	(10.2)
Это соотношение между величинами СА и ЕА было использовано для построения шкалы в правой стороне рис. 10.5. Следует подчеркнуть, что можно было бы использовать любые другие значения показателя эффективности и теплотворной способности, при этом лишь пришлось бы в соответствии с использованными значениями изменить шкалу. Единственная причина, побудившая построить правую шкалу, заключается в том, что она дает возможность быстро оценить расход топлива. Левая шкала не зависит ни от каких предположений, и она позволяет достоверно °Ценить расход энергии.
П/р Д. Хиллиарда	385
10.3.2.	УСИЛЕНИЕ АЭРОДИНАМИЧЕСКОГО СОПРОТИВЛЕНИЯ ПРИ ВЕТРЕ
Все приведенные выше рассуждения относятся к случаю полного отсутствия ветра, т. е. к случаю, при котором можно использовать коэффициенты аэродинамического сопротивления, измеренные в аэродинамических трубах при нулевом угле отклонения потока, и при скорости воздуха, равной скорости автомобиля При наличии ветра, как будет показано ниже, такой простой подход неприемлем. Необходимо располагать действительными значениями коэффициента аэродинамического сопротивления и скорости воздуха. В результате последующего анализа эти факторы будут учтены введением «эффективного» коэффициента аэродинамического сопротивления. После того как этот эффективный коэффициент будет определен, его можно использовать вместо коэффициента аэродинамического сопротивления при нулевом угле отклонения потока CD при проведении оценок с помощью рис. 10.5.
Направление ветра не обязательно совпадает с направлением движения. На рис. 10.6 показано, что автомобиль обдувается потоком воздуха, набегающим под кажущимся углом ф, который не совпадает с углом ветра ср. Эти углы связаны между собой соотношением
ф = arcsin [W sin <p/Vt],	(10.3)
где полная кажущаяся скорость воздуха Vt определяется формулой
VI = j/« + 2VIFco.s<p + W2.	(10.4)
Изменение кажущейся скорости воздуха не единственный эффект влияния ветра. Другой эффект, приводящий к изменению коэффициента аэродинамического сопротивления, связан с эффективным углом набегания потока ф. Частично это изменение происходит из-за того, что сила сопротивления для автомобиля представляет собой проекцию вектора полной силы на направление движения. Таким образом, даже для сферы, для которой полная сила не зависит от направления ветра, сила сопротивления движению в направлении некоторой фиксированной оси меняется как cos ф, принимая нулевое значение при ф = 90° и отрицательные значения при ф > 90°. В этом отличие аэродинамики автомобиля от аэродинамики самолета, где сила сопротивления представляет собой проекцию на направление потока воздуха. Коэф'
Рис. 10.6. Векторная диаграмма скорое?6® автомобиля и ветра
386
фрциент аэродинамического сопротивления автомобиля при движении под углом к набегающему потоку качественно ведет себя при изменении угла так же, как и для сферы, однако это поведение гораздо сложнее. Как правило, коэффициент аэродинамического сопротивления сначала увеличивается при малых углах, а после достижения максимального значения быстро уменьшается (рис. 10.7). Область достижения максимума для обыкновенных седанов располагается в около ф = 30 — 35° (Боумен [14] и Коготти и др. [15]), около ф = 25° для грузопассажирских автофургонов (Коготти и др. [15]) и около ф = 20° для грузовых автомобилей (Мейсон и Биби [16]). Повышение аэродинамического сопротивления на 30—50 % в точке максимума не является чем-то необычным. Степень увеличения аэродинамического сопротивления зависит от ряда параметров формы автомобиля, однако наиболее существенным из них является, по-видимому, отношение длины автомобиля к «диаметру». Чем длинее автомобиль, тем большая площадь его поверхности будет обдуваться потоком воздуха, набегающим под некоторым углом. В частности, для сферы, у которой отношение длины к диаметру равно единице, увеличение равно нулю, в то время как для длинного грузовика увеличение очень свободно может достигать 50 %. Кривая, изображенная на рис. 10.7, может быть аппроксимирована с помощью использования косинуса, подобно тому, как это было сделано Боуменом, выражением
Со(Ф)/Сдо= 1 + 1/2В[1 — соз^ф/фз.)], (10.5)
где В — максимальное относительное увеличение, а фз — угол, при котором достигается максимум.
Совместный эффект влияния кажущейся скорости воздуха и угла набегания потока на величину коэффициента аэродинамического сопротивления можно учесть путем введения эффективного коэффициента аэродинамического сопротивления. Для этого необходимо сделать некоторые предположения относительно вероятности распределения углов ветра по отношению к направлению движения. В случае регулярных поездок грузового автомобиля на большое расстояние между двумя пунктами по прямому Шоссе в районе с ярко выраженными преобладающими ветрами это Распределение можно аппроксимировать дельта-распределением с двумя пиками, соответствующими углам, отстоящим друг от Друга на 180°, т. е. соответствующими поездкам по шоссе в противоположных направлениях. Для всей совокупности автомобилей наиболее подходящим распределением будет равновероятное Распределение углов ветра. Рассмотрим этот частный случай и Запишем
2П
+ (1М) о ®
13»	387
Рнс. 10.7. Зависимость величины ко- Рнс. 10.8. Усиление аэродинамическо-эффнцнента сопротивления Cd/Cd^ от го сопротивления ветром. (Кривая угла набегания потока Т для тнпич- при В = 0 соответствует случаю ного автомобиля и сферы:	Со (У) = С до, в то время как для
1 автомобиль; 2 — сфера	сферы Сд (V) — С£>о cos ’Р)
где ф определяется формулой (10.3). Отношение с левой стороны этого равенства является функцией отношения скорости ветра к скорости автомобиля WIV и задаваемых величин В и ipj. С целью определения диапазона возможных значений отношения были проведены параметрические исследования для ряда значений W/V и В при фиксированном значении ф, = 30°. Результаты этого исследования представлены на рис. 10.8. Наиболее очевидный вывод, который можно сделать с первого взгляда на этот рисунок, состоит в том, что наличие ветра всегда увеличивает среднюю силу аэродинамического сопротивления, ее возрастание примерно пропорционально квадрату увеличения скорости ветра. Обычное для автомобилей увеличение коэффициента аэродинамического сопротивления при умеренных углах набегания потока дополняется непосредственным влиянием ветра, в частности, повышение относительной скорости воздуха усиливает это влияние примерно вдвое.
Для того чтобы воспользоваться результатами, приведенными на рис. 10.8, необходимо задать типичное значение скорости ветра. Хорошим источником необходимых сведений для этого являются данные метеослужбы, которая через определенные промежутки времени регистрирует и обрабатывает результаты измерений скоростей ветра. С помощью этих данных можно, например, установить, что в районе Детройта средняя скорость ветра (среднегодовая) превышает 16 км/ч [17]. Действительная скорость ветра у поверхности земли, т. е. там, где движется автомобиль, несколько меньше этой величины. Однако использование среднего значения скорости ветра приведет к недооценке его влияния, которое может быть значительнее из-за неустановившегося харак-тера и турбулентности, а также нелинейности аэродинамического сопротивления (сопротивление увеличивается пропорционально 388
квадрату полной скорости Vt). Таким образом, использование в качестве характеристики воздействующего на автомобили ветра еГо средней скорости по данным метеослужбы представляется разумным. Принимая эту величину за типичную скорость ветра в задавая величину среднего относительного увеличения коэффициента аэродинамического сопротивления В = 0,25, можно получить оценку влияния ветра на аэродинамическое сопротивление автомобиля: при V = 50 км/ч (30 миля/ч) эффективный коэффициент аэродинамического сопротивления почти на 20 % выше коэффициента аэродинамического сопротивления при нулевом угле набегания потока CD0, при V = 30 км/ч (20 миля/ч) он почти на 45 % выше, а при V = 22 км/ч (14 миля/ч) выше более чем на 70 %.
Таким образом, наличие ветра приводит к увеличению вклада аэродинамического сопротивления в общие потери. Это увеличение особенно заметно при малых скоростях движения. Вследствие этого переходная скорость, т. е. скорость, при которой аэродинамическое сопротивление становится определяющим, фактически будет меньше определенной при нулевом угле набегания потока (при отсутствии ветра), т. е. меньше 50 км/ч.
10.3.3.	ЕЗДОВЫЕ ЦИКЛЫ ЕРА, СООТВЕТСТВУЮЩИЕ УСЛОВИЯМ ДВИЖЕНИЯ В ГОРОДЕ И ПО ШОССЕ
Все предыдущие рассуждения относились лишь к случаю движения с постоянной скоростью, фактически же движение автомобиля включает в себя периоды разгона, торможения и работы на холостом ходу. Для имитации реальных условий вождения ЕРА разработаны ездовые циклы в городе и по шоссе, и их можно использовать для описания характерных условий эксплуатации автомобиля. В соответствии с этими циклами задается скорость автомобиля с интервалом в 1 с. Графически они изображены на рис. Ю.9. Как можно видеть, средняя скорость автомобиля при Движении по ездовым циклам ЕРА составляет 77,6 км/ч для цикла,
Рис- 10.9. Ездовые циклы ЕРА. Зависимость скорости U от времени / [18]: ездовой' цикл ЕРА движения по шоссе (16,5 км за 765 с со средней скоростью '•° км/ч); 2 — ездовой цикл ЕРА движения в городе (11,99 км за 1373 с со средней ско-
Роиью 38 км/ч)
389
соответствующего движению по шоссе, и 38,4 км/ч для цикла, Со, ответствующего движению в городе. Однако эти среднеарифметд. ческие значения не годятся для оценки средней величины силы аэродинамического сопротивления. Действительно, для ее оп. ределения надо проинтегрировать силу сопротивления D по всему пройденному пути (поскольку ЕА — j Dds). В соответствии с этим получаем
Vave = [-у j У2^]172»	(Ю.7)
где S — расстояние, пройденное за ездовой цикл. Такое интегрирование по ездовым циклам ЕРА былр осуществлено Совраном и Боном [18], в результате чего получено значение 81,9 км/ч для цикла, соответствующего движению по шоссе, и 53,3 км/ч для цикла, соответствующего движению в городских условиях. Это означает, что даже для цикла, соответствующего движению в городе, средняя скорость достаточно велика и аэродинамическое сопротивление имеет большое значение. В статье Соврана и Бона глубоко проанализированы ездовые циклы с переменными скоростями. В ней содержится масса полезной информации о распределении подводимой к автомобилю энергии на его разгон, аэродинамическое сопротивление и сопротивление качению. Приводятся также данные о количестве энергии, которое в принципе могло бы быть возвращено при условии ее аккумулирования в процессе торможения при движении по ездовым циклам ЕРА.
10.3.4.	ВОЗМОЖНОСТИ ПОВЫШЕНИЯ ТОПЛИВНОЙ ЭКОНОМИЧНОСТИ В РЕЗУЛЬТАТЕ УМЕНЬШЕНИЯ АЭРОДИНАМИЧЕСКОГО СОПРОТИВЛЕНИЯ
Для того чтобы оценить возможности повышения топливной экономичности в результате уменьшения аэродинамического сопротивления, рассмотрим один конкретный пример. Подсчитаем энергию, необходимую для преодоления аэродинамического сопротивления при движении на расстояние 100 км по двум циклам ЕРА, для малогабаритного автомобиля с площадью лобовой поверхности 2 м2 (что примерно соответствует размерам автомобиля «Шевроле сайтейшн») и с типичным для современных автомобилей коэффициентом аэродинамического сопротивления, раненым 0,45. С этой целью в качестве средних значений скоростей для двух ездовых циклов возьмем рассчитанные по соотношению (10.7), т. е. 81,9 и 53,3 км/ч соответственно. Подставляя эти значения в соотношения (10.1) и (10.2), получаем
Са==1,8л/Ю0 км для цикла, соответствующего движению в городских условиях,
СА = 4,25л/100 км для цикла, соответствующего движению по шоссе.
390
а
Учитывая влияние ветра со скоростью W = 16 км/ч для случая максимального увеличения коэффициента аэродинамического сопротивления, равного 25 %, с помощью рис. 10.8 определяем, что расход топлива на преодоление аэродинамического сопротивления при движении по циклу, соответствующему движению в городских условиях, увеличивается на 17 %, а при движении по циклу, соответствующему движению по шоссе, — на 8 %. Учитывая это увеличение сопротивления, находим, что СА = = 2,11 и 4,59 л/100 км соответственно. Расход топлива для смешанного движения в городских условиях и по шоссе (процентное соотношение 55/45) составляет 3,23 л/100 км. Расход топлива на смешанном ездовом цикле ЕРА для типичного малогабаритного автомобиля массой 1200 кг близок к 10 л/100 км. Отсюда следует, что 10 %-ное уменьшение аэродинамического сопротивления привело бы к уменьшению расхода топлива на 0,32 л/100 км, т. е. к повышению топливной экономичности на 3,2 %. Этот результат, хотя он достаточно типичен, точен только для рассмотренного примера, поскольку фактическое повышение топливной экономичности в процентах при уменьшении аэродинамического сопротивления зависит от ряда параметров, важнейшими из которых являются отношение CDA к массе автомобиля и сопротивление качению шин. Что касается полной оценки возможности повышения топливной экономичности за счет снижения аэродинамического сопротивления в перспективе, можно допустить уменьшение типичного для современных автомобилей коэффициента CD, равного 0,45,до 0,30 или 0,33. Такое снижение аэродинамического сопротивления трансформируется в очень существенное уменьшение расхода топлива: на 11 % при движении по смешанному ездовому циклу ЕРА и значительно больше при движении по шоссе с большими скоростями.
Необходимо отметить, что указанное выше повышение топливной экономичности не может быть полностью достигнуто только за счет уменьшения коэффициента аэродинамического сопротивления уже существующего автомобиля. Причиной этому служит то, что изменении аэродинамического сопротивления влечет за собой изменение требований к энергетическим характеристикам автомобиля. Если предположить, что исходный автомобиль имеет силовую передачу, идеально соответствующую исходным энергетическим требованиям (нагрузке), то вариант этого автомобиля с уменьшенным аэродинамическим сопротивлением уже не будет отвечать этим требованиям и его силовая передача не будет работать с максимальной эффективностью. Существенно более мощный, чем это требуется, двигатель будет работать на повышенных оборотах, при которых потребуется больше чем нужно дросселирование. Таким образом, полностью возможности, предоставляемые Уменьшением аэродинамического сопротивления, могут быть реализованы лишь в том случае, если силовая передача будет соот-Ветствовать новой нагрузке. Более подробно этот аспект проб-
391
лемы рассмотрен, например, Джанссоном и Эммельманом [19] Для вновь создаваемого автомобиля этой проблемы нет, поскольку можно ожидать, что его силовая передача, будет, насколько это возможно, соответствовать действительным нагрузкам с учетом малого аэродинамического сопротивления.
В заключение отметим, что аэродинамическое сопротивление современных автомобилей превышает сопротивление качению при скоростях, меньших средней даже для ездового цикла ЕРД соответствующего движению в городских условиях. При существующей тенденции создания более легких автомобилей и улучшения качества шин относительное значение аэродинамического сопротивления будет возрастать, если,только параллельно не будут проводиться работы по уменьшению величины CDA.
10.4. МЕХАНИЗМЫ ОБРАЗОВАНИЯ
АЭРОДИНАМИЧЕСКОГО СОПРОТИВЛЕНИЯ
Как будет показано в следующем разделе, важно уделить серьезное внимание малым деталям кузова автомобиля, поскольку суммарный эффект ряда таких деталей может быть довольно значительным. Следуя этому правилу, опытный специалист-аэродинамик может существенно уменьшить путем проб и ошибок аэродинамическое сопротивление почти любой формы автомобиля, предложенной стилистом. Однако, чтобы сделать более существенный шаг вперед, т. е. выйти за рамки искусства и достичь еще более существенного уменьшения аэродинамического сопротивления, необходимо рассмотреть следующие два вопроса.
1.	Каков практически достижимый нижний предел коэффициента CD для выпускаемых промышленностью автомобилей?
2.	Каковы основные критерии, которые необходимо учитывать при достижении этого предела?
Для того чтобы ответить на эти вопросы, надо лучше разобраться в механике течения газов, участвующих в образовании аэродинамического сопротивления.
Цель этого раздела дать обзор известных фактов о механизмах образования аэродинамического сопротивления тел яе-обтекаемой формы и, в частности, автомобилей. Мы рассмотрим, что известно о природе обтекания автомобилей, и изложим необходимые для этого сведения из механики жидкостей и газов. Знать механизмы образования аэродинамического сопротивления очень важно, поскольку эти знания составляют основу всей теории аэродинамики автомобиля. Они позволяют правильно анализировать экспериментальные данные и могут помочь в постановке новых экспериментов. Эти знания важны для выбора наиболее эффективных путей снижения аэродинамического сопротивления и для использования различных теоретических и численных Ме' 392
тодов решения проблемы. По этим причинам раздел, посвящен-йЫЙ механизмам возникновения сопротивления, является важной частью всего обзора.
Ю.4.1. СОСТАВЛЯЮЩИЕ АЭРОДИНАМИЧЕСКОГО СОПРОТИВЛЕНИЯ
При исследовании аэродинамического сопротивления полезно разделить его на отдельные составляющие. Цель такого разделения — добиться упрощения задачи понимания процесса возникновения аэродинамического сопротивления. Важным же преимуществом такого разделения является возможность сосредоточить внимание на вопросах, представляющих наибольший интерес с точки зрения уменьшения аэродинамического сопротивления. Первое, что можно сделать, — это разделить полное сопротивление на внутреннее и внешнее (внутреннее сопротивление обусловлено потерями во внутренних каналах, в основном в охлаждающем тракте). Наибольшим из этих двух сопротивлений является последнее, т. е. внешнее, оно составляет более 90 % полного сопротивления. Последующее обсуждение будет относится именно к этому сопротивлению. Внутреннее сопротивление будет отдельно рассмотрено позже.
Следующим этапом является разделение внешнего сопротивления на две части: сопротивление от давления и сопротивление от трения о поверхность автомобиля. Эти две части могут быть определены путем осуществления интегрирования по всей поверхности кузова. Сопротивление от давления представляет собой интеграл от проекций статического давления, действующего по нормалям к поверхности, на направление движения, а сопротивление от трения представляет собой интеграл от проекций на направление движения поверхностных касательных напряжений. Можно ввести коэффициенты сил
Ср = (сопротивление от давления)/(Л<?),	(10.8)
Cf = (сопротивление от трения)/(Лд),	(10.9)
где А — площадь лобовой поверхности, a q — динамическое давление, равное х/г pV2. Отношение величины Ср к величине С; можно считать критерием при решении вопроса, является ли форма тела «обтекаемой» или «необтекаемой». В частности, для обтекаемого тела
Cp/Cf < 1,	(10.10)
а для необтекаемого
Cp/Q»l.	(10.11)
В соответствии с этим определением автомобили являются Толами необтекаемой формы. Вследствие наличия больших зон
393
отрыва потока, неизбежных у автомобилей, сопротивление От давления для них всегда гораздо больше сопротивления от тре. ния. Корпуса ракет, фюзеляжи самолетов и корпуса подводных лодок, напротив, являются телами обтекаемой формы, для них отношения C-pICf по своему порядку близки к единице, а иногда и меньше ее. Сопротивление от трения более подробно будет рассмотрено позже, сейчас лишь отметим, что для автомобилей его величина составляет менее 10 % полного сопротивления
Поскольку внешнее сопротивление от давления составляет более 80 % полного сопротивления (остальные 20 % приходятся на внутреннее сопротивление и сопротивление от трения о корпус), уместно, по-видимому, и его разделить на отдельные части. На этом этапе принцип деления менее очевиден, одним из возможных способов является деление кузова автомобиля на верхнюю часть и низ кузова и последующее деление верхней части кузова на переднюю и заднюю части. Такое деление не является идеальным, поскольку оно предполагает независимость потоков, обтекающих эти три части, в то время как фактически они существенно взаимосвязаны. Тем не менее, во многих случаях оно весьма полезно, например, при анализе влияния незначительных изменений формы корпуса на локальные характеристики зон отрыва потока.
10.4.2.	АЭРОДИНАМИЧЕСКОЕ СОПРОТИВЛЕНИЕ ПЕРЕДНЕЙ ЧАСТИ КУЗОВА
Однокорпусные конструкции. Деление верхней части кузова на переднюю и заднюю части несколько условно, оно в основном носит иллюстративный характер. Как правило, кузов делится на эти две части по наибольшему поперечному сечению. Для фургонов и грузо-пассажирских автомобилей понятие местоположения наибольшего поперечного сечения лишено смысла, но это обстоятельство не представляет никаких затруднений. Наличие участка с постоянной площадью сечения между передней и задней частями кузова приводит к тому, что обтекание их становится более независимым друг от друга.
На передней части кузова всегда есть участки, где давление воздуха превышает давление окружающей среды, и участки, где оно меньше. Области высокого давления расположены около точек застоя и на большинстве вогнутых участках поверхности, а области низкого давления — на выпуклых участках поверхности и около угловых точек. Если в процессе обтекания поток нигде не отрывается от передней части кузова, то его с большой точностью можно считать потоком невязкой среды. В этом случае можно показать, что сила давления, действующего на переднюю часть кузова, т. е. интеграл от давления по всей поверхности передней части кузова, всегда отрицательна (она движет тело вперед) и стремится к нулю для тел с длинным участком постоянной пло-394
рис. 10.10. Распределение давления по передней полУсФеРиЧеск°й части тела ПРИ ДВУХ различных очертаниях задней части тела. Повышенный отсос в окрестности наибольшего поперечного сечения тела с задней частью конечных размеров является причиной отрицательности коэффициента аэродинамического сопротивления перед-лей части [20]:
I — полусферическая передняя часть; 2 — передняя пасть тела, 3 — полусферическая задняя часть тела (Срр — 0.125); 4 — полубескоиечиая задияя часть тела (CdF = 0)
щади сечения между передней и задней частями (рис. 10.10). Этот результат не зависит от фактического очертания передней части кузова (Морел [20]).
В реальных ситуациях из-за нали-
чия зон отрыва потока сила давления, действующего на переднюю часть кузова, часто положительна. Отрывы потока можно разделить на три основных типа: 1) отрыв на
выпуклых участках поверхности, кривизна которых такова, что
поток не может следовать по поверхности и отрывается от нее; 2) локальный отрыв на сильно искривленных вогнутых •участках поверхности, где поток соединяет наиболее сильно искривленные места поверхности, и 3) трехмерный отрыв поверхностного течения на поверхностях, где форма тела становится несимметричной или сильно отличающейся от двумерной.
Принципы минимизации аэродинамического сопротивления передней части кузова автомобилей однокорпусной конструкции достаточно очевидны. Следует исключить сильно искривленные области и проследить за скошенными участками поверхности, где поток может отрываться. При учете влияния обтекания передней части кузова на обтекание задней части эти принципы становятся сложнее. Как минимум, следует попытаться минимизировать искривления поверхности в районе наибольшего поперечного сечения, что приведет к минимизации локального давления в этом районе. Кроме того, есть свидетельства, что некоторые преимущества можно получить, оформляя переднюю часть кузова так, чтобы внешний поток воздуха направлялся в основном по бокам автомобиля, а не по верху его кузова. Об этом будет сказано в одном из последующих разделов. Дополнительные сложности возникают при учете отклонения направления набегающего потока от направления движения (при действии ветра). Как мы Уже видели; коэффициент аэродинамического сопротивления при °бтекании автомобиля под некоторым углом к направлению движения больше, чем при обтекании в направлении движения. Трехмерное обтекание при этом гораздо сложнее. До настоящего времени этот вопрос применительно к автомобилям не исследо-Вался. С другой стороны, применительно к фюзеляжам самолетов
395
и корпусам ракет в этом направлении проведены обширные исследования. Многие результаты этих исследований могут быть полезными и для изучения обтекания автомобилей при действии ветра. Прекрасной работой по этому вопросу является довольно большой обзор Пика и Тобака [21 ]. Указанный вопрос имеет существенное значение, поскольку он позволяет оптимизировать форму автомобиля для всего диапазона представляющих практический интерес значений углов набегания потока (от 0 до 15°).
Двухкорпусные конструкции. Одним из наиболее интересных вопросов аэродинамики тел необтекаемой формы является взаимное влияние друг на друга двух расположенных последовательно тел обтекаемой формы. Примечательной особенностью является то, что картина обтекания и сила аэродинамического сопротивления двухкорпусной конструкции не могут быть получены по характеристикам индивидуального обтекания образующих ее тел. Причиной этому служит то, что заднее тело подвергается воздействию потока, сильно возмущенного передним телом. Кроме того, заднее тело само влияет на переднее вследствие возникновения потоков в противоположном направлении. Наиболее характерными примерами являются обтекание автомобиля с прицепом или обтекание автомобилей, движущихся непосредственно друг за другом. Еще одним примером может быть обтекание двух рядом расположенных зданий. Когда тела друг с другом не связаны, интерес представляют силы, действующие на каждое из них отдельно. В том случае, когда тела соединены, как в примере автомобиля с прицепом, представляют интерес также и силы, действующие на систему в целом.
Большинство исследований в этой области выполнено для грузовых автомобилей с прицепами, чаще всего в связи с анализом влияния ветровых щитков (или отражателей), установленных на кабине грузового автомобиля. Пример результатов исследования такого типа приведен на рис. 10.11, заимствованном из работы Мейсона и Биби [16]. Картина обтекания грузового автомо-биля с прицепом трехмерна и очень сложна, в результате чего анализ экспериментальных данных довольно труден. Вследствие этого исследования проводились на более простых осесимметрич; ных телах. Одно из таких исследований проведено Рошко и Кенигом [22], которые изучали обтекание осесиммметричного цилиндра с помещенным перед ним тонким круговым диском. Целью исследования было определение аэродинамического сопротивления передней части этой совокупности тел (определяемого как сумма сил, действующих на диск и на переднюю часть кругового цилиндра), а также оптимального диаметра диска и расстояний от него до цилиндра, при которых сопротивление передней части было бы минимальным. Коэффициент аэродинамического сопротивления передней части одного цилиндра при острой кромке среза равнялся 0,75. В результате скругления кромки по радиусу> равному одной восьмой части диаметра цилиндра, коэффициент 396
Рис. 10.12. Зависимость аэродина" мического сопротивления осесимме" тричного цилиндра с концентрично расположенным впереди диском от двух параметров — отношения диаметра диска к диаметру цилиндра d-Jd2 и относительного расстояния между ними g/d2 [22]:
1 — цилиндр с плоским основанием
Рис. 10.11. Влияние на аэродинамическое сопротивление отражателя, установленного на крыше кабины, в зависимости от расстояния между кабиной и прицепом. Верхняя кривая соответствует базовому варианту, а нижняя — варианту с обтекателем, g — расстояние между кабиной и прицепом, d — эквивалентный диаметр прицепа (Мейсон н Биби [16]) (О —без спального места в кабине, ▲— «мягкий» вариант; • — «жесткий вариант»):
1 — базовая конструкция; 2 — конструкция с обтекателем
аэродинамического сопротивления передней части уменьшается До нуля при условии отсутствия пограничного слоя на передней поверхности. Число Рейнольдса в этом эксперименте принимало значение в диапазоне 100 000—800 000. При оптимальном размещении диска перед цилиндром с острой кромкой среза, когда величины отношений к диаметру цилиндра диаметра диска и расстояния между цилиндром и диском составили соответственно 0,75 и 0,375, удалось достичь удивительного уменьшения аэродинамического сопротивления, первоначальная величина CDF =
0,75 уменьшилась до CDF — 0,02 (рис. 10.12). Эта величина Почти такова же, как и у округлого тела при безотрывном обтекании, но в этом случае налицо была значительная зона отрыва потока. Один из уроков, извлеченных из этого исследования, состоит в том, что для двухкорпусных тел, когда отрыв потока неизбежен, общее аэродинамическое сопротивление очень сильно зависит от характера отрыва потока и его повторного присоединения: для оптимальной конфигурации поток, оторвавшийся От переднего диска, естественно присоединяется к передней кромке Расположенного сзади цилиндра (или на очень небольшом рас-
397
Рис. 10.13. Коэффициент сопротивления двух последовательно расположенных дисков в зависимости от величины отношения диаметра переднего диска к диаметру заднего диска[23]: t — С& для одного цикла
Рис. 10.14. Зависимость оптимального расстояния между двумя последовательно расположенными дисками (Z.ZD2)opt °т величины отношения D1!D2 [S3]
стоянии от нее). Другой вывод состоит в том, что большое аэродинамическое сопротивление передней части тела неоптимальной формы (у которого происходит отрыв потока у наибольшего поперечного сечения) может быть уменьшено в результате экранирования этой передней части специально подобранным другим телом необтекаемой формы.
В другом исследовании, посвященном оптимизации тел двухкорпусной конструкции, Морелом и Боном [23] исследовалось обтекание двух последовательно расположенных круговых дисков. В этом случае коэффициент аэродинамического сопротивления отдельного диска был CD = 1,15, на долю сопротивления передней части (передней поверхности диска) приходилась величина, характеризуемая коэффициентом CDF = 0,71. На рис. 10.13 показано влияние добавления второго диска диаметра Dx перед исходным (диаметра Р2) на полное аэродинамическое сопротивление. Каждая точка на кривой соответствует минимальному сопротивлению, полученному при оптимальном расстоянии между дисками (L/D2)opt (рис. 10.14). Наименьшее сопротивление было получено при D-JD2 = 0,75 и L/D2 — 0,54, при этом была достигнута величина CD = 0,21. Вычитая сопротивление задней части исходного диска (данное сопротивление), находим, что коэффициент сопротивления передней части совокупности дисков снизился до величины CDP — 0,03, т. е. близкой к полученной Рошко и Кёнигом. Интересно отметить, что помещение дополнительного диска даже несколько большего диаметра, чем у исходного, снижает полное сопротивление, если его поместить на соответствующем расстоянии. Было обнаружено четыре различных ре" жима обтекания, разделенных на рис. 10.13 и 10.14 вертикальными линиями. Режим I и соответствующий наименьшему сопротивлению режим III характеризуются установившимся потоком, 398
в то время как для двух других режимов характерны нестационарные потоки при LID?, = 0,5 —1,0, обусловленные, по-видимому, резонансными колебаниями.
10.4.3.	АЭРОДИНАМИЧЕСКОЕ СОПРОТИВЛЕНИЕ
ЗАДНЕЙ ЧАСТИ КУЗОВА
Отрыв потока. Если стратегия уменьшения аэродинамического сопротивления передней части кузова состояла в том, чтобы избежать отрыва потока, то для задней части кузова эта стратегия неприемлема: для предотвращения отрыва потока заднюю часть пришлось бы сделать непомерно длинной. Итак, при обтекании задней части кузова неизбежно происходит отрыв потока, обычно весьма значительный.
Отрыв потока от задней части кузова может происходить двумя совершенно различными способами. Один из них двумерный (или осесимметричный) отрыв, а другой трехмерный. Первый из этих типов изучен лучше. Он происходит в ситуации, когда пограничный слой, образующийся у поверхности, в области положительного градиента давления достигает точки, в которой градиент скорости в перпендикулярном поверхности направлении уменьшается до нуля. В этой точке поток отрывается от поверхности, градиент давления уменьшается, и между обтекаемой поверхностью и оторвавшимся потоком возникает встречный поток. В силу требований непрерывности оторвавшийся поток где-то соединяется с основным потоком, образуя замкнутую область циркуляции воздуха. Если область циркуляции мала и локализована, поток присоединяется опять к поверхности обтекаемого тела, и такая область обычно называется «пузырем». Такое происходит, как правило, при локальных отрывах потока, вызванных резкими изменениями кривизны выпуклых или вогнутых участков поверхности и наличием ступенек, обычных для задней части кузова (рис. 10.15). В результате отделения потока от задней части кузова образуются большие области циркуляции, огибающие остальную заднюю часть кузова и замыкающиеся далее по потоку. Эти области никогда не бывают установившимися, случайные или периодические колебания их размеров могут быть весьма существенными. При общепринятом описании областей отрыва с помощью осредненных по времени значений характеристик обтекающего потока этот неустановившийся характер оказывается завуалированным, однако он всегда имеет место.
Трехмерный отрыв потока по своей природе гораздо более сложен. Он происходит при обтекании неосесимметричных тел
"ис. 10.15. Локализованный отрыв потока в виде
пУзыря рециркулирующего воздуха	W//////7///7////77,
399
в
Рис. 10.16. Два типа трехмерного отрыва потока [77]:
а — образование «пузыря»; б — образование пограничного слоя; 1 — поверхность тела* 2 — линии тока на границе; 3 — особая точка в плоскости симметрии; 4 — область вяз« кого течения во внешнем потоке: 5 — поверхность раздела («пузыря»); 6 — линия отрыва* 7 — лииня тока во внешнем потоке; 8 — поверхность раздела; 9 — область вязкого те^ чения
и при обтекании симметричных тел, наклоненных по отношению к потоку. В соответствии с предложенным Вэнгом [24] определением существуют два основных вида трехмерного отрыва потока — закрытый и открытый. При закрытом отрыве потока линия, ограничивающая поверхность отрыва, делит поток на две части, каждая из которых начинается со своей точки застоя. Вдоль этой линии основной поток отделяется от области циркуляционного течения во многом подобно тому, как это происходит в двумерном случае, т. е. в точке отрыва потока (рис. 10.16, а). При открытом отрыве потока линии тока к обеим сторонам поверхности раздела приходят из одной и той же точки застоя (рис. 10.16, б). Основной особенностью открытого отрыва является образование (при отрыве потока от поверхности) движущихся вдоль линии отрыва вихрей. Примеры открытого отрыва можно наблюдать на боковых кромках крыльев конечного размаха [25] (рис. 10.17) и над передними кромками дельтовидных крыльев (рис. 10.18) при некоторых углах атаки. Интересной особенностью открытого отрыва является то, что поток при этом установившийся, и области циркуляционного потока нет; это обстоятельство имеет большое значение в качестве применения в аэродинамике само-
Рис. 10.17. Классический пример образования вихревых линий в потоке за тон- i ким крылом большого относительного удлинения [25]
400
Рис. 10.18. Поток за тонким дельтовидны»? крылом [25]
лета (примером может служить расчет крыла для сверхзвукового самолета «Конкорд»),
Понимание сложностей картины трехмерного отрыва потока имеет большое значение для проектирования конструкций с малым аэродинамическим сопротивлением, поскольку обычные представления, основанные в большинстве своем на анализе двумерных потоков, могут оказаться ошибочными. Хорошо известный .и экспериментально подтвержденный факт, что в спутной струе за автомобилем образуются сильные вихри, указывает на более сложный открытый характер трехмерного отрыва потока при обтекании автомобилей (см. рис. 10.2). Очень полезную информацию о трехмерном отрыве потока можно найти в работах Пика и Тобака [211 и Ландала [26].
Критические конфигурации. В литературе можно найти много информации о сопротивлении от давления при обтекании тел необтекаемой формы и о механизмах возникновения этого сопротивления. Рассмотрение этой информации вселяет надежду, что, используя некоторые факты, можно, по крайней мере, предсказать тенденции изменения сил и картин обтекания при изменении формы тела. Полезным результатом изучения этой информации было бы её использование для более грамотной постановки экспериментальных исследований. Однако, хотя возможности более
точного предсказания особенностей поведения тел необтекаемой формы в потоке, несомненно, постоянно возрастают, необходимость систематических экспериментальных исследований обтекания тел при изменении их параметров с целью отыскания оптимальной для решения поставленной задачи формы, будет всегда сохраняться.
Одной из причин сохранения необходимости проведения систематических экспериментальных исследований является существование так называемых «критических конфигураций», т. е. таких ситуаций, когда при изменении какого-либо параметра Формы тела его аэродинамическое сопротивление достигает ло
401
кального максимума. Существование максимума, т. е. немонотод. ное изменение величины CD с изменением какого-либо параметра вносит определенные трудности. При этом приходится сталки'-ваться с различными закономерностями изменения величину в различных диапазонах изменения параметра и с тем, что смена закономерностей происходит при некотором заранее неизвестном значении параметра. В литературе по аэродинамике тел необтекаемой формы есть ряд примеров детального исследования таких критических конфигураций. Фактически их, вероятно, гораздо больше, но они не все тщательно исследовались и по ряду причин не обо всех сообщалось в печати либо потому, что результаты исследований были неожиданными и поэтому не внушали доверия, либо потому, что результаты не представляли интереса с точки зрения частных целей проводившихся исследований, и поэтому, как говорится, они остались за кадром.
Мейр [27 ] наблюдал неожиданное увеличение аэродинамического сопротивления при исследовании возможности уменьшения аэродинамического сопротивления тела вращения с тупым концом путем помещения в спутной струе кругового диска при ReD = = 150 000. Он установил, что помещение диска оказывает, как правило, положительное влияние, особенно заметное в случае установки диска с d/D = 0,8 на расстоянии x/D = 0,5 (рис. 10.19). Однако при смещении диска из оптимального положения, соответствующего наибольшему уменьшению аэродинамического сопротивления, ближе к концу тела возникает новый режим обтекания, характеризующийся значительной неустойчивостью в относительно узком диапазоне значений параметра x/D.
Критические конфигурации могут встретиться и у тел гладкой формы, как, например, это случилось в ходе исследования Мей-ром [28] влияния на аэродинамическое сопротивление осесимметричных тел длины хвостовой части обтекаемой формы при ReD = = 460 000. Для трех из восьми испытанных хвостовых частей обтекаемой формы он установил наличие критических значений длины, при которых аэродинамическое сопротивление достигало максимума (длина каждой хвостовой части изменялась простым отсечением ее). На рис. 10.20 приведена кривая аэродинамического сопротивления для одной из трех «критических» хвостовых частей, для которой локальный максимум сопротивления наблюдался при L/D = 0,8.
Один из случаев критической конфигурации для автомобилей описан Джанссеном и Хучо [29]. Они экспериментально исследовали влияние на аэродинамическое сопротивление изменений угла наклона крыши задней части автомобиля и обнаружили, что в малом диапазоне значений углов наклона крыши (25—35°) кривая аэродинамического сопротивления имеет большой локальный максимум (рис. 10.21). Они обнаружили также изменение характера отрыва потока от задней части кузова в этом критическом диапазоне и проиллюстрировали это изменение двумя эс-
402
1
2
Рис. 10.19. Влияние кругового диска, расположенного недалеко от осесимметричного тела в его спутном следе. Критическое поведение наблюдается при x/D = 0,3:
1 — осемимметричное тело; 2 — круговой диск
1
Рис. 10.20. Цилиндр с хвостовой частью обтекаемой формы, критическое поведение наблюдается в окрестности L/D = 0,8:
1 — контур хвостовой части; 2 — критическая длина
кизами, включенными в рис. 10.21. В эксперименте было установлено, что при значениях угла, превышающих 32°, отрыв потоки происходил в верхней части наклонной поверхности, а при значениях угла, меньших 28°, отрыв происходил в нижней части; для значений углов между этими двумя пределами точка отрыва случайным образом смещалась сверху вниз и наоборот. (Более подробно такая форма задней части кузова будет рассмотрена в следующем разделе).
Что общего у приведенных примеров? С практической точки зрения существование локального максимума аэродинамического
Рис. 10.21. Влияние угла наклона крыши задней части автомобиля на'коэффн-НИент аэродинамического сопротивления [12]:
кгГ" ПОток ПРИ полого спускающейся крыше; 2 — полого спускающаяся крыша; 3 — РУто срезанная задняя часть; 4 — поток при круто срезанной задней части
403
сопротивления означает, что малое изменение соответствующего ему критического значения геометрического параметра в любую сторону приводит к уменьшению аэродинамического сопротивления. Это позволяет во многих случаях, когда область больщцх сопротивлений установлена, выйти из нее. С точки зрения механики жидкости и газа общим является наличие отрыва потока и двух возможных типов обтекания. Часто, но не всегда, возможна неустойчивость обтекания. Наконец, рее указанные слу-чаи критических конфигураций связаны с обтеканием задней части тела.
Следует отметить, что большинство, если не все, приведенных примеров критических конфигураций были обнаружены случайно, никакого критического поведения заранее не ожидалось. Тот факт, что увеличение аэродинамического сопротивления часто было неожиданным, связан со сложностью и трудностями исследования потоков, при которых оно возникает. Это означает, что для выявления критических конфигураций и описаний их поведения следует использовать результаты систематических экспериментальных исследований. Наконец, приведенные выше примеры показывают, что критичность конфигурации может быть причиной заметного повышения аэродинамического сопротивления, и это следует иметь в виду конструкторам автомобилей.
Профилирование задней части кузова. Автомобили являются лишь одним из примеров тел необтекаемой формы, имеющих практическое приложение. Существует большое количество литературы, посвященной обтеканию тел необтекаемой формы вообще и в связи с другими различными приложениями. Вопрос возможности применения литературы о телах необтекаемой формы к автомобилям рассмотрен в обзорах Маулла [30] и Мейра [31]. Они установили, что в большинстве работ, посвященных телам необтекаемой формы, рассматриваются простые двумерные тела, такие как круговые цилиндры и затупленные профили крыльев, в меньшей части работ рассматриваются простые осесимметричные тела. Особое внимание уделялось изучению донных течений, т. е. течений потока, оторвавшегося от затупленного конца тела, и различным средствам уменьшения донного сопротивления. Основное внимание обращалось на увеличение донного давления, был предложен и испытан ряд средств осуществления этого увеличения. Показано, что некоторые из этих средств весьма эффективно уменьшают донное сопротивление двумерных тел. Примерами могут служить рассекатели, помещенные вдоль центральной линии тела в непосредственной близости к нему в спутной струе для того, чтобы изолировать друг от друга два оторвавшихся пограничных слоя; донный отсос — выброс воздуха с малой скоростью в область отрыва потока в конце тела; аспирационная кавитация — образование кавитационных полостей в дне и перфорирование их стенок; нанесение надрезов или зазубрив по краям, цель которых препятствовать вихреобразованию, и 404
придание задней части обтекаемой формы — сужение боковых стенок задней части кузова.
Анализируя все эти методы уменьшения аэродинамического сопротивления, Мейр [31] пришел к выводу, что эффективность большинства из них обусловлена эффектом ослабления или исключения вихреобразования. Известно, что обычно вихреобразо-вание является фактором, в основном определяющим величину донного сопротивления двумерных тел. Однако, поскольку в спутных струях осесимметричных и трехмерных тел вихреобразова-ние в непосредственной близости у тел, как правило, очень мало, эти методы для таких тел будут, по-видимому, мало эффективны. Донное давление у осесимметричных и трехмерных тел всегда намного меньше, чем у двумерных, различие в основном обусловлено отсутствием вихреобразования. Мейр привел несколько примеров, показывающих, насколько снижается эффективность этих методов при применении их к осесимметричным телам. Эффективность снижения донного сопротивления уменьшается на порядок. Еще более удивительная вещь происходит при применении к осесимметричным телам метода создания кавитационных полостей, одного из наиболее эффективных методов для двумерных тел. В результате применения этого метода при продольном обтекании осесимметричного цилиндра (Морел [32]) было установлено, .что кавитационные полости малой глубины незначительно уменьшали аэродинамическое сопротивление, а кавитационные полости, глубина которых превышала половину диаметра цилиндра, намного увеличивали сопротивление (рис. 10.22). Это чрезвычайно большое увеличение сопротивления пока еще не получило объяснения.
Единственный успешно используемый для двумерных тел метод уменьшения сопротивления, который, как было показано Мейром, возможно применять и для трехмерных тел, — это придание хвостовой части обтекаемой'формы. Этот метод, к тому же, единственный из перечисленных ранее, при котором снижение сопротивления не зависит от уменьшения частоты пульсаций в спутном следе. Этот метод заключается в придании телу обтекаемой формы путем сужения его хвостовой части для возмещения низкого донного давления и уменьшения площади дна. Большинство работ по приданию хвостовой части тела обтекаемой формы относятся к двумерным профилям крыльев или к осесимметричным цилиндрам. Доступными работами, относящимися к осесимметричным телам, являются, по-видимому, лишь упомянутая работа Мейра [28] и диссертация Бостока [33]. Результаты, приведенные в этих работах, глубоко проанализированы Мей-Ром [31 ]. Много исследований, конечно, проведено в связи с приложениями к снарядам и фюзеляжам самолетов, однако информация о них труднодоступна.
Одним из наиболее популярных методов увеличения донного Давления у автомобилей является донный отсос. Одно из первых
405
исследований, выполненных с целью приложений к автомобилям было осуществлено Сайксом [34], исследовавшим влияние отсоса на сопротивление осесимметричного цилиндра вдали от поверх-ности земли и около нее. Донный отсос осуществлялся через центральное отверстие, диаметр которого изменялся от 20 до 78% диаметра цилиндра. При наибольшем диаметре отверстия, через которое подается отсасываемый воздух, и близких к 0,06 безразмерных расходах отсасываемого воздуха (отношение расхода отсасываемого воздуха в единицу времени к произведению скорости набегающего потока на площадь дна) было достигнуто умеренное снижение коэффициента сопротивления на 0,035 (рис. 10.23). Как можно видеть, донный отсос наиболее эффективен при большой площади отсоса и довольно малой подаче отсасываемого воздуха. В оптимальной точке на кривой dlD = 0,78 скорость движения отсасываемого воздуха составила около 10 %
скорости потока, так что порождаемая движением вдуваемого воздуха тяга была пренебрежимо малой. Несколько большее
снижение аэродинамического сопротивления было получено при
помещении у отверстия для подачи отсасываемого воздуха пористого экрана, что позволяло добиться равномерности скорости движения отсасываемого воздуха. Эксперименты Сайкса
были повторены Пржирембелем [351, пришедшим, по существу, к таким же выводам. Поскольку количество воздуха, необходимого для осуществления донного отсоса, невелико, такой подход выглядит практически осуществимым. Однако, рассматри-
Рис. 10.23. Влияние безразмерной величины секундной подачи отсасываемого воздуха Qc на коэффициент донного давления при различных относительных ; диаметрах отверстия отсоса. Чем больше диаметр отверстия, тем меньше скорость подаваемого воздуха при одинаковой относительной подаче
Рис. 10.22. Влияние донных кавитационных полостей на аэродинамическое сопротивление осесимметричного цилиндра при сплошных и перфорированных стенках полостей [32] (А — Гудьер, Red = 31 000 (на расстоянии, равном 1,1 диаметра, перед основанием установлена проволочная сетка); полученные результаты, Re<i = 94 000, О —сплошные стенки, • — с разрезами, о — с щелями)
406
Рис. 10.24. Эскиз автомобиля с запатентованными недавно выступающими элементами на поверхности, предложенными для уменьшения аэродинамического сопротивления [36 ]
вая эту проблему более внимательно, нетрудно установить, что доступных для осуществления донного отсоса потоков воздуха, используемого для вентиляции салона для пассажиров, выпускных газов и воздуха, предназначенного для охлаждения двигателя, недостаточно. Это означает, что для подачи необходимого количества воздуха требуется дополнительный насос. Эффективность такой вспомогательной системы была проанализирована Мейром [311, который пришел к выводу, что получаемое при этом уменьшение аэродинамического сопротивления было бы с лихвой перекрыто насосными потерями и потерями количества движения при вдуве. Таким образом, донный отсос нельзя считать перспективным методом уменьшения сопротивления.
Кроме упомянутых ранее методов уменьшения аэродинамического сопротивления предложено много других. К ним относятся регулирование пограничного слоя с помощью отсоса или вдува, направляющие лопатки в местах большой кривизны, движущиеся поверхности и даже выступающие элементы [36] (рис. 10.24).
Большинство этих предложений при более тщательной проверке оказываются нецелесообразными, поскольку либо они не дают никаких преимуществ при рассмотрении всей системы в целом, либо преследуемая ими цель гораздо проще достигается Улучшением формы автомобиля. По-видимому, единственным исключением, по сообщениям Хескестада [37], из «правила», гласящего, что в системе в целом нельзя добиться никакого выигрыша Механическими средствами, является «эффект краевого отсоса».
Кузова автомобилей весьма разнообразны: от седанов через Кузова с полого спускающейся крышей и кузова с задней дверью До фургонов. (К последнему стилю относятся также автофургоны, гРузовики и автобусы). Переход от одного стиля к другому можно Рассматривать как выбор формы задней части кузова, которая Может оказать существенное влияние на величину аэродинамического сопротивления. Основное отличие всех этих стилей друг
407
Рис. 10.25. Коэффициент аэродинамического сопротивления осесимметричного цилиндра со скошенным основанием. Разрыв кривой, характеризующей зависимость коэффициента сопротивления от угла скоса, указывает на существование двух различных режимов обтекания [38]:
1 — режим II; 2 — режим I
Рис. 10.26. Зависимость коэффициента сопротивления от угла скоса тела со скошеииым основанием, сходного по форме с автомобилем. На рисунке сравниваются данные, полученные в свободном потоке и у поверхности, и приводятся также с рис. 10.21, полученные для модели автомобиля [39]:
1----------------Джаиссеи и Гухо;
2---------около поверхности; 3 — —-----
в свободном потоке
от друга состоит в значении угла наклона крыши. Как отмечалось, при обсуждении рис. 10.21, Джанссен и Гухо [291 установили, что при углах наклона, близких к 30°, наблюдается резкое возрастание аэродинамического сопротивления автомобилей с задней дверью. Этот результат стимулировал фундаментальные исследования Морела [38 ] влияния угла скоса основания осесимметричного цилиндра, в которых угол скоса основания менялся от 90° (вертикальное основание) до 20° (рис. 10.25). Результаты ясно показали существование двух режимов обтекания. В режиме I аэродинамическое сопротивление медленно увеличивалось с уменьшением угла скоса вплоть до достижения им критического значения, равного 43°. При этом значении угла поток резко изменялся, переходя в режим II, и коэффициент сопротивления более чем удваивался. Дальнейшие исследования показали, что в режиме I отрыв потока от основания был квазиосесимметричным (замкнутым). В режиме II отрыв потока был открытым, как от дельтовидных крыльев, с движущимися за обтекаемой поверхностью вихрями, которые являлись причиной понижения давле-ния и увеличения сопротивления. Исследование модели, сходной по форме с автомобилем, показали практически одинаковое изменение сопротивления у поверхности земли и в свободном потоке (рис. 10.26). Данные о коэффициенте подъемной силы также отражают существование двух режимов обтекания (рис. 10.27). Выявленное в этих экспериментах столь значительное увеличение аэродинамического сопротивления побудило исследовать критическую форму более внимательно. Был осуществлен ряд экспериментов по изучению влияния турбулентности набегающего потока, скругления верхнего края (крыши), относительного удли-
408
Рис. 10.27. Коэффициент подъемной силы для расположенного у поверхности тела, напоминающего по форме автомобиль, hlDeq = 0,12 I39J
Рис. 10.28. Влияние турбулентности набегающего потока на сопротивление осесимметричного цилиндра со скошенным основанием [39]: 1 — режим II; 2 — 0 — ламинарный поток; 3 — • — турбулентный поток u’/U = 6 %; 4 — режим I
нения скошенной поверхности и анализу эффективности козырьков. Влияние турбулентности набегающего потока (рис. 10.28) интенсивностью 6 % состояло в смещении критического значения угла скоса в сторону несколько больших значений, в остальном же вид кривой аэродинамического сопротивления остался неизменным (Морел (391). Скругление верхнего края, с другой стороны, .имеет ярче выраженный эффект, заключающийся в смещении критического значения угла в сторону существенно больших значений (рис. 10.29). Наибольший эффект из всех указанных параметров оказала величина относительного удлинения наклонной поверхности (отношение ширины наклонной поверхности к ее длине). Было установлено, что при приближении относительного удлинения к единице прирост коэффициента сопротивления значительно увеличивается по сравнению с изображенным для относительного удлинения величиной 1,5 на рис. 10.26. В этом случае отношение максимального значения коэффициента сопротивления при кри
тическом значении угла к минимальному значению при малых углах скоса равнялось 3,5 в свободном потоке и 2,3 около поверх-
ности, а само критическое значение больших значений угла скоса.
Приведенные результаты указывают на необходимость принятия специальных мер при конструировании автомобилей с задней дверью, чтобы избежать выбора угла наклона, близкого к критическому. Следует подчеркнуть, что приведенные критические
Рис. 10.29. Влияние скругления верхнего края тела, сходного по форме с автомобилем (соответствует закруглению перехода от крыши к заднему окну):
" — — — нескругленный край [39]
угла смещалось в сторону
409
значения углов нельзя считать точными. Величина критическое угла зависит от точных пропорций тела, и на нее, конечно, влияют условия обтекания передней части кузова. Важно лишь помнить о существовании критического угла и о том, что его значения могут находиться в диапазоне углов наклона, обычно привлекающем внимание создателей автомобилей с задними дверьми. Чтобы избежать выбора угла, близкого к критическому, следует помнить о возможности уменьшения сопротивления при более крутом угле наклона для автомобилей с задней дверью или при более пологом угле (менее 20°) для автомобилей с плавно спускающейся крышей. Реализация каждой из этих возможностей имеет свои преимущества и свои недостатки: при крутом угле, образуется замкнутая область отрыва потока, что способствует загрязнению заднего окна, при пологом угле проблемы загрязнения не существует, но ухудшается видимость. К счастью, оказывается, что умелое использование дефлекторов может поправить дело. В зависи-‘мости от угла наклона, т. е. от режима обтекания наклонной поверхности, иногда целесообразно прикреплять дефлектор к верхней части крыши (при углах наклона 25—45°), а при более пологих углах (15—25°) эффективнее устанавливать дефлектор в нижней части наклонной поверхности.
Результаты, полученные на простых моделях (см. рис. 10.26), подтверждают то, что уже известно относительно автомобилей-фургонов — аэродинамическое сопротивление автомобилей-фургонов, несмотря на их необтекаемую форму, меньше сопротивления седанов. Закономерности, характеризуемые рис. 10.26, показывают, что сопротивление автомобилей-фургонов также меньше, чем у автомобилей с задней дверью, и оно превышает сопротивление лишь автомобилей с очень полого спускающимися крышами. В этой связи следует упомянуть об интересных наблюдениях Ахмеда и Бауметра [40] движения вихрей в спутных следах моделей автомобиля с плавно спускающейся крышей и автомобиля-фургона. Они обнаружили, что вихри в спутном следе автомобиля-фургона слабее, чем в спутном следе автомобиля с плавно спускающейся крышей, и что они вращаются в противоположном направлении! Кажется вполне правдоподобным, что при некотором промежуточном значении угла между значением для автомобиля с плавно спускающейся крышей (22°) и значением для автомобиля-фургона (0°) в спутном следе вообще не будет движущихся вихрей. Это будет примерно соответствовать изображенному на рис. 10.26 минимуму сопротивления, указывая на то, что величина сопротивления связана с мощностью вихрей в спутном следе. Это существенное обстоятельство, заслуживающее дальнейшего изучения. Дополнительную информацию о влиянии скошенных оснований можно найти в обзоре Бирмана [41 L Интересный результат в этой области получил Маулл [42], установивший, что на величину критического угла и степень увеличения аэродинамического сопротивления очень сильно влияет угол
410
йаклона всего кузова: положительный наклон усиливает эффект, а отрицательный — сглаживает. Проблема увеличения сопротивления из-за скоса основания рассматривалась также применительно к грузовым самолетам со скошенной хвостовой частью фюзеляжа, сведения об этом можно найти в работе Пика и То-бака 1211.
10.4.4.	ВИХРЕВОЕ СОПРОТИВЛЕНИЕ
Общеизвестно, что наличие подъемной силы увеличивает аэродинамическое сопротивление. Это подтверждается многочисленными экспериментальными данными, свидетельствующими, что изменения формы кузова, приводящие к уменьшению подъемной силы, одновременно позволяют уменьшить аэродинамическое сопротивление. Та часть аэродинамического сопротивления, которая сопутствует подъемной силе, часто оценивается в 10 % полного сопротивления, а иногда даже и больше. Хотя эта сила сопротивления не является основной частью полного сопротивления, она примечательна в одном отношении: ее можно полностью исключить, в то время как остальные составляющие исключить нельзя. Таким образом, сопутствующее подъемной силе сопротивление заслуживает особого внимание с точки зрения возможности уменьшения аэродинамического сопротивления.
Это сопротивление обычно принято называть «индуктивным сопротивлением». Однако этот термин имеет некоторые смысловые оттенки, которые нельзя применить к автомобилям, так что его использование может привести к недоразумениям. Понятие индуктивного сопротивления возникло в аэродинамике. Истоки его восходят к работам Ланчестера [43] и Прандтля [44], которые обнаружили это сопротивление при исследовании крыльев самолета конечного размаха (при обтекании двумерных, т. е. бесконечно длинных крыльев сопротивление, сопутствующее подъемной силе, отсутствует). При рассмотрении модели идеального невязкого потока над крылом и в его спутном следе было сделано предположение о скосе потока за крылом, создающем кажущийся угол атаки обтекания самого крыла. Результатом обтекания под Углом атаки является возникновение действующей на крыло подъемной силы, линия действия которой наклонена в противоположную сторону, проекция этой силы на направление потока и представляет собой «индуктивное сопротивление». При малых Углах атаки это сопротивление пропорционально квадрату подъемной силы, т. е.
CDt~C2L.	(10.12)
Доказано, что эта формула достаточно точна для крыльев среднего и большого относительного удлинения при малых углах атаки.
411
Успешное применение этой концепции в авиации побудило ее применение (а соответственно, и применение формулы (10.12)) к автомобилям, иногда даже с одинаковым коэффициентом пр0. порциональности. Однако этот подход неверен, в чем можно убе. диться, рассмотрев разницу между автомобилем и крылом самолета, а также те допущения, при которых была получена фор. мула (10.12). Наиболее существенное допущение заключается в том, что поток над крылом, как показано на рис. 10.17, повсюду примыкает к его поверхности. Для крыльев среднего и большого1 относительного удлинения оно вполне приемлемо, поскольку не выполняется лишь вблизи боковых кромок, т. е. на очень малой части поверхности. Относительное удлинение (отношение ширины к длине) автомобилей намного меньше единицы, так что предположение о прилегании потока к поверхности далеко от истины. Это означает, что нельзя ожидать применимости обычной формулы для индуктивного сопротивления к автомобилям.
Поскольку величины относительного удлинения автомобилей малы, представляет интерес рассмотреть экспериментальные и теоретические результаты, полученные НАСА для крыльев малого относительного удлинения, порядка единицы. Важный вклад в понимание механизма возникновения подъемной силы и сопротивления таких крыльев внес Полхамус [45, 46]. Он исследовал механизм возникновения подъемной силы тонких дельтовидных крыльев с заостренными передними кромками, в результате отрыва потока от которых образуются движущиеся вихри типа изображенных на рис. 10.18. Исследования Полхамуса были продолжены Ламаром [47], изучившим обтекание тонких крыльев с боковыми кромками (прямоугольных крыльев). Движущей силой потока вдоль нижней поверхности таких крыльев является давление над боковой кромкой и на верхней поверхности, где поток отрывается и образуются движущиеся вихри. Эти вихри проходят вблизи верхней поверхности и создают область пониженного давления под собой, результатом чего является возникновение перпендикулярной к поверхности силы, составляющими которой являются подъемная сила и сила сопротивления. Эта подъемная сила, называемая вихревой подъемной силой, увеличивает подъ-. емную силу, которая существовала бы при безотрывном обтекании. Вихревая подъемная сила нелинейна, ее величина возрастает примерно пропорционально квадрату угла атаки. Отношение величины вихревой подъемной силы к величине подъемной силы при безотрывном обтекании увеличивается с уменьшением относительного удлинения (большая часть верхней поверхности подвергается воздействию вихрей) и с увеличением угла атаки. В соответствии с этой моделью обтекания сила аэродинамического сопротивления, обусловленная подъемной силой, примерно линейно пропорциональна полной подъемной силе:
(Cd)l ~ иСд = а (Сд pOt-|-С/, vortex),	(Ю.131
412	I
где а — угол атаки. Поскольку подъемная сила безотрывного обтекания линейно зависит от а, а вихревая подъемная сила .пропорциональна а2, коэффициент полной подъемной силы пропорционален величине а с показателем степени между 1 и 2. Следовательно, величина (CD)L пропорциональна а с показателем между 2 и 3, откуда следует, что ее зависимость от CL имеет вид
(CD)L~C2,	(10.14)
где п принимает значение в интервале бт 1,5 до 2.
Автомобили представляют собой сравнительно толстые тела малого удлинения, так что ни теория Ланчестера—Прандтля, ни модель Полхамуса:—Ламара к ним непосредственно неприменимы, но более подходящей для них представляется последняя. Следовательно, можно ожидать, что сопутствующее подъемной силе аэродинамическое сопротивление автомобиля будет пропорционально величине CL в степени, меньшей 2. Однако, прежде чем применять для автомобиля соотношения такого типа, следует учесть, что частично действующая на автомобиль подъемная сила обусловлена земной поверхностью (или ее «образом»), благодаря чему возникают дополнительные трудности. Вследствие указанных обстоятельств нет никакой гарантии, что путем устранения подъемной силы, например, в результате изменения ориентации кузова, удастся минимизировать аэродинамическое сопротивление. Минимум может достигаться при наличии малой подъемной силы.
10.4.5.	ВЛИЯНИЕ БЛИЗОСТИ ЗЕМЛИ
Одной из отличительных особенностей автомобилей является то, что они движутся в непосредственной близости к поверхности земли. Типичный зазор между автомобилем и поверхностью земли, выраженный в долях «эквивалентного диаметра»
Deq = (4Ау/л)1/2,	(10.15)
составляет около 0,\Deq, т. е. достаточно малую величину, чтобы ее влияние могло существенно изменить картину обтекания. Очень просто можно выявить влияние близости земли, представив себе картину обтекания набегающим потоком тела и его зеркального отражения. Такую аналогию нельзя считать идеальной, поскольку скорость вдоль горизонтальной плоскости раздела может изменять свою величину, в то время как в реальной ситуации она равна скорости движения автомобиля относительно земли. Как выявлено Твайтсом [25, с. 257], для симметричного не создающего подъемной силы тела конечной толщины при обтекании его с зеркальным отражением, линии тока искривляются и начинается циркуляция потока. В результате поток над передней частью реального тела отклоняется вверх, а над задней — вниз. По отношению к искривленным линиям тока
413
этого измененного набегающего потока тело как бы принимает эффективное очертание, изогнутое вниз, и возникает сила, На, правленная к зеркальному отражению тела.
Эта простая картина, изображенная Твайтсом, описывает обтекание не создающего подъемной силы тела конечной толщины при не очень близком расположении его у земли. Если распро-странить подобные рассуждения на случай обтекания тел, создающих подъемную силу вследствие особенностей их очертания или наличия угла атаки, можно установить, что близость земли сказывается двояким образом. Когда подъемная сила отрицательна (направлена к земле), влияние зеркального отражения тела на картину обтекания его самого будет аналогично описанному ранее. В результате отрицательная подъемная сила будет увеличиваться по абсолютной величине по мере уменьшения расстояния от тела до земли. Однако, если подъемная сила положительна, изменение линий тока имеет противоположный характер, и контур тела как бы принимает эффективное очертание, изогнутое вверх. В этом случае по мере приближения к поверхности земли подъемная сила будет непрерывно увеличиваться. Эффект влияния угла атаки и эффект конечной толщины тела (который всегда присутствует) будут противоборствовать друг с другом, и результирующее изменение величины подъемной силы при изменении расстояния до земли будет зависеть от их относительной роли.
Подтверждение этим выводам можно найти в работе Саундерса [48], который использовал линеаризованную двумерную модель для исследования обтекания крыльев с учетом влияния близости земной поверхности. Он установил, что по мере приближения к земле вследствие влияния толщины подъемная сила стремится к отрицательным значениям, в то время как подъемная сила, обусловленная углом атаки, увеличивается. Случай очень сильного влияния земли рассматривался Уидналлом и Барроузом [49], исследовавшими крыло конечного размаха в непосредственной близости у земли. В этом случае влияние толщины и подъемной силы разделить нельзя. При этом было установлено, что величина коэффициента подъемной силы зависит только от очертания нижней поверхности крыла и поверхности земли. Дальнейшее развитие этих исследований было осуществлено Такком [50], который изучал обтекание двумерного тела с поперечным сечением, напоминающим очертания автомобиля, в непосредственной близости у земли (рис. 10.30). Ему удалось получить численное решение, но при этом возникли трудности, связанные с заданием физически достоверного условия на задней кромке. Такое условие (по существу условие Кутты) необходимо для фиксации точки застой в задней части и исключения таким образом циркуляции вокруг тела. Однако он заметил, что задание условия отсутствия циркуляции приводит к возникновению отрицательной подъемной силы вследствие эффекта Вентури в зазоре под телом, являющегося>, в свою очередь, следствием конечной толщины тела. Проблема
414
рис. 10.30. Потенциальный поток около двумерного профиля, имеющего очертания автомобиля [50 ]
точки застоя в задней части тела была решена Факкреллом [51 ], рассмотревшим тело с тупым дном, на котором выбирались фиксированные точки отрыва потока (рис. 10.31). Предполагалось, что поток полностью отрывается от дна, и донное давление считалось равномерно распределенным, величина его могла быть произвольной. В этой модели учитывался спутный след. Результаты анализа представлены на рис. 10.31, они свидетельствуют, что по мере приближения к земле и положительная, и отрицательная подъемные силы увеличиваются.
Все вышеприведенные рассуждения и результаты относились к исследованиям обтекания невязким потоком. В реальных ситуациях в процессе обтекания образуются пограничные слои, и, если форма тела достаточно гладкая, существует некоторая свобода в расположении линии отрыва потока. Влияние этих факторов необходимо исследовать экспериментально. Особенно важное значение имеет пограничный слой, образующийся у нижней поверхности, где при малом расстоянии от земли очень велики градиенты давления. Одно из первых исследований этой проблемы было осуществлено Финком и Ластингером [52], которые изучали обтекание крыльев с малым относительным удлинением, близким к единице. Чтобы избежать образования пограничного слоя у земли, они изучали обтекание крыла с его зеркальным отражением. Их результаты подтвердили теоретические выводы о том, что и положительная и отрицательная подъемные силы, образующиеся при обтекании под углом атаки, увеличиваются по мере приближения к земле. Во всех опубликованных позднее экспериментальных исследованиях земная поверхность моделировалась полностью. Примерами таких исследований являются работы Столлери и Барнса [53], которые испытывали закругленную каплевидную модель, Уотерса [54], изучавшего обтекание эллиптических и полуэллиптических крыльев очень малого удлинения, и Факкрелла [51 ], испытавшего трехмерную Модель, продольное сечение которой имело такую же форму, как и изученное им теоретически двумерное тело, о котором говорилось ранее. Закономерности, обнаруженные в результате этих исследований, согласуются с теоретическими выводами. Основным исключением было поведение в непосредственной близости к земной
415
Рис. 10.31. Численные расчеты зависимости коэффициента подъемной силы от расстояния до земли. Расчеты двумерного тела с фиксированными в задней части точками отрыва потока [51 ]
с
Рис. 10.32. Зависимость подъемной силы и аэродинамической силы модели спортивного автомобиля без колес от величины расстояния до поверхности:
1 — около поверхности; 2 — в свободном потоке
поверхности. В первых двух работах (но не в последней) была обнаружена тенденция, противоречащая теоретическим выводам об уменьшении подъемной силы при уменьшении расстояния до поверхности земли. Характер изменения подъемной силы менялся, и она, в конце концов, начинала увеличиваться. Пример такого поведения показан на рис. 10.32, где приведены результаты, полученные на модели спортивного автомобиля без колес. Начальное уменьшение подъемной силы обусловлено ускорением потока под телом (эффект Вентури) и образованием под ним области пониженного давления. Когда зазор между телом и землей конечен, но мал, вязкость препятствует прохождению потока через него, и частично поток направляется над телом, снижая там давление и увеличивая подъемную силу. Этот меха-низм объясняет нарушение закономерности изменения подъемной силы. При невязком обтекании такое явление наблюдается лишь когда тело фактически касается поверхности земли.
Как мы видели, близость поверхности земли оказывает большое влияние на величину подъемной силы. Каким образом эта подъемная сила влияет на аэродинамическое сопротивление? Влияет ли она так же, как и подъемная сила, причиной возникновения которой является ориентация кузова? Этому вопросу уделялось мало внимания. Единственное обращение к нему можно найти в работе Такка [55], который предположил, что при отсутствии циркуляции вокруг продольного сечения тела даЖе при отрицательной подъемной силе (возникающей предположи* 416
тельяо из-за влияния толщины) сопротивление, связанное с подъемной силой, будет отсутствовать. Можно считать, что экспериментальные данные, приведенные в упомянутых в этом разделе работах, подтверждают эту гипотезу. Однако экспериментов, специально предназначенных для ее проверки, не было, а имеющиеся данные носят отрывочный характер, так что окончательные выводы делать рано.
Мысль о том, что любая подъемная сила, независимо от при
чины ее возникновения, влияет на аэродинамическое сопротивление, была высказана Морелли [56], который на основе этой предпосылки рассчитал форму тела малого сопротивления. Используя
простую двумерную математическую модель, описывающую лишь кривизну сечения тела (влияние толщины тела не учитывалось), он построил линию, соответствующую отсутствию подъемной силы и момента относительно поперечной оси около поверхности земли. В остальном форма тела, локальная толщина и поперечное сечение могли быть произвольными. Требовалось лишь, чтобы в направлении потока они менялись постепенно (рис. 10.33). Испытания в аэродинамических трубах моделей, созданных с по-
мощью указанного теоретического подхода, показали, что они обладают очень малыми коэффициентами аэродинамического сопротивления (близкими к 0,05) при характерных для автомобилей расстояниях от поверхности земли. Хотя многие использовавшиеся при создании таких моделей предположения не слишком реалистичны, например, использование двумерной теории и произвольность выбора толщины и поперечного сечения тела, эта попытка указывает возможные направления будущих исследований, она является очередным продвижением вперед на пути понимания взаимозависимости причин возникновения подъемной
силы и аэродинамического сопротивления.
Почти во всех исследованиях по аэродинамике автомобиля поверхность земли моделировалась неподвижной плоскостью, хотя понятно, что для моделирования дорожной ситуации правильнее было бы использовать движущуюся ленту. Основная
причина такого состояния дел заключается в существенном усложнении методики эксперимента при использовании движущейся ленты. Кроме того, большинство практиков, занимающихся исследованиями автомобилей, считают, что при характерных для автомобилей расстояниях до земли различия в результатах определения силы сопротивления при подвижной и неподвижной земной поверхности почти нет (см. обсуждение этого вопроса в ра-
Рис. 10.33. Рассчитанная теоретически форма малого сопротивления при минимизации сопротивлении по условию отсутствия подъемной силы [56]
14 П/р Д. Хиллиарда
боте [8] с. 120—123). Это предположение подтверждается резуль. ч1 татами Факкрелла [51] и Бирмана [41 ], оно согласуется с общей ' закономерностью, в соответствии с которой на аэродинамическое сопротивление не влияет величина расстояния до земли (рис. 10.32). Вероятным исключением из этого «правила» могут быть эксперименты по исследованию влияния приобретающих популярность передних спойлеров под кузовом, расстояние от которых до земли мало. Вследствие этого следует проявлять осторожность при экстраполяции на дорожные ситуации результатов, полученных при исследовании автомобилей с такими экспериментами в аэродинамических трубах, где дороги моделируются неподвижной плоскостью.
Что касается результатов измерений подъемной силы, то она так же чувствительна к движению полотна дороги, как и к величине расстояния до него (см. рис. 10.32). Как отмечалось Бирманом [41], хотя и возможно уменьшить толщину пограничного слоя 6* путем отсоса воздуха или другими средствами для более точного моделирования условий движения по дороге, всегда в пограничном слое величина db*ldx будет отлична от нуля. Влияние отличия от нуля величины dd*/dx заключается в том, что около земли поток на дно автомобиля набегает под небольшим положительным углом атаки, в результате чего подъемная сила может значительно увеличиваться. Это означает, что ошибки определения коэффициентов подъемной силы в обычных аэродинамических трубах, в которых полотно дороги моделируется неподвижной плоскостью, больше ошибок определения коэффициентов аэродинамического сопротивления.
Заканчивая обсуждение влияния близости земли, следует сделать замечание относительно влияния угла набегания потока. Подъемная сила типичного автомобиля почти всегда положительна, коэффициент подъемной силы CL может принимать различные значения: от близких к нулю до 0,5 или даже больше. При набегании потока на автомобиль (и тела сходной формы) под некоторым углом к направлению движения в условиях близости земли подъемная сила значительно увеличивается (Карр [57 ]). Это справедливо даже для тел симметричной формы, подъемная сила которых вдали от поверхности равна нулю при любых углах набегания потока. Причиной этого увеличения служит то, что автомобили обычно имеют удлиненную форму в направлении движения, и поэтому при боковом обтекании площадь сечения, которая обтекается воздухом, больше. Аэродинамическое сопротивление при боковом обтекании также увеличивается. Пока не выяснено, обусловлено ли увеличение аэродинамического сопротивления в основном увеличением подъемной силы или отрывом потока от подветренной стороны автомобиля. Однако, если принять во внимание величину этого увеличения аэродинамического сопротивления (оно часто составляет 50 % и более)^ЦЦЯ второй механизм, по-видимому, преобладает.
418
10.4.6.	ТУРБУЛЕНТНОСТЬ НАБЕГАЮЩЕГО ПОТОКА
Турбулентность набегающего потока — термин, обозначающий случайные колебания фонового уровня скорости потока во всех трех измерениях, имеющие место в любом потоке жидкости и газа. Ее показатели, например интенсивность и спектральный состав, зависят от того, как образуется турбулентность, и от изменения параметров потока до его подхода к исследуемой точке. Турбулентность набегающего потока присутствует в естественном ветре, и все обдуваемые ветром тела подвергаются ее влиянию. Турбулентность также образуется в спутных струях за препятствиями. Автомобили подвергаются воздействию турбулентности, порождаемой ветром и потоками, обтекающими другие автомобили. Даже при исследованиях в аэродинамических трубах, предназначенных для создания ламинарного равномерного потока, наблюдается незначительная турбулентность.
Одним из последствий наличия турбулентностей в потоке является возникновение неустановившихся ударных нагрузок. Кроме того, в результате сложного взаимодействия турбулентности с обтекающим тело потоком может измениться картина обтекания. Именно это взаимодействие и его влияние на осреднен-ные по времени значения аэродинамических сил представляют наибольший интерес в контексте данной главы. Указанные вопросы недавно были исследованы Бирманом и Морелом [58]. Результаты, представляющие интерес с точки зрения аэродинамики автомобиля, кратко изложены ниже.
Известны три основных механизма взаимодействия турбулентности набегающего потока с основным потоком: ускоренный переход к турбулентности в пограничных слоях, интенсивное перемешивание и вовлечение новых частиц в эти пограничные слои и искажение самой турбулентности набегающего потока под воздействием основного потока. Конечный эффект воздействия турбулентности набегающего потока часто является результатом действия более чем одного из этих основных механизмов.
Обычно турбулентность характеризуется интенсивностью и линейным размером. Интенсивность наиболее часто определяется как отношение корня из среднеквадратичного отклонения скорости в направлении потока воздуха и' к скорости основного потока U. Турбулентность возникает в пограничных слоях, которые обычно появляются в местах, противостоящих потоку. Интенсивность принято характеризовать условными терминами: «высокая», т. е. равная примерно 10 % и характерная, например, Для естественного ветра, «низкая» — менее 5 %, и «очень низкая»— Менее 0,1%, соответствующая уровням турбулентности в аэродинамических трубах. Турбулентность набегающего потока, интенсивность которой имеет порядок 1 или 2 %, обычно никаким специальным термином не называется. Интенсивность турбулентности потока при движении по автомобильным дорогам может
14*
419
принимать разнообразные значения в зависимости от наличия ветра, скорости движения автомобиля и движения других авто-мобилей. Тем не менее, можно показать, что в качестве типичной величины интенсивности турбулентности для автомобилей можно принять 5 % (Бирман [41 ]). В аэродинамических трубах, используемых для исследования аэродинамики автомобилей, интенсивность турбулентности набегающего потока близка к 0,5 % т. е. в 10 раз меньше.
Линейный размер турбулентности L представляет собой величину, используемую обычно для описания различных частей или всего спектра турбулентностей. Наиболее часто используется линейный размер Lx, являющийся некоторой интегральной характеристикой, которую проще всего определить экспериментально (обычно как площадь под кривой автокорреляции величины и'). Большее значение, чем сам абсолютный размер, имеет его отношение к некоторому характерному размеру исследуемого потока. Для изолированного пограничного слоя наиболее подходящим характерным размером является его толщина, а при исследовании обтекания затупленного тела уместнее в качестве характерного размера выбрать некоторый характерный размер D самого тела. Когда линейный размер турбулентности набегающего потока очень велик по сравнению с характерным размером тела, т. е. Lx > D, она предстает по отношению к локальному потоку как некоторый неустановившийся основной поток с переменными скоростью и направлением. Два турбулентных поля (набегающего и локального потока) не взаимодействуют между собой, суммарный эффект турбулентности набегающего потока можно оценить как эффект последовательности квази-статических потоков с различными средними скоростями и направлениями. Результатом будет увеличение коэффициентов сопротивления и других аэродинамических сил, поскольку они пропорциональны квадрату скорости потока воздуха. Вследствие независимости воздействий набегающего потока и локальных полей турбулентность набегающего потока очень большого линейного размера иногда называют «пассивной» турбулентностью. Если линейный размер турбулентности очень мал, т. е. Д «О, интенсивность ее будет быстро уменьшаться, а влияние будет незначительным, за исключением небольших локальных областей, где малоразмерная турбулентность будет искажаться основным потоком и вследствие этого усиливаться. Наибольший интерес представляет турбулентность, размер которой имеет такой же порядок, как и размер тела. В этом случае турбулентное поле может взаимодействовать с локальными полями и изменять характеристики основного потока. Линейные размеры турбулентности, характерной для автомобильных дорог и возникающей из-за ветра (линейный размер турбулентности ветра пропорционален расстоянию до земли) и движения других автомобилей, попадают именно в этот последний диапазон.
420
При исследовании влияния турбулентности набегающего потока необходимо учитывать и ее интенсивность и ее линейный размер. Естественно поэтому, что многие исследователи пытались охарактеризовать экспериментальные результаты с помощью параметров, зависящих от обеих величин, например, вида
u'lW (LID)}n.	(10.16)
Этот параметр позволяет учесть то обстоятельство, что влияние турбулентности набегающего потока всегда усиливается при увеличении ее интенсивности. Однако показатель степени линейного размера менее определен. В зависимости от механизма воздействия турбулентности он может быть отрицательным (обычно близким к —0,2), когда важное значение имеет турбулентность малых размеров, например, в случае перехода ламинарных пограничных слоев в турбулентные. В других случаях оказывается, что наилучшим образом экспериментальные данные удается описать при положительных показателях степени порядка единицы возможно потому, что при этом существенное значение имеет турбулентность большого линейного размера. Наконец, в ряде других ситуаций размер турбулентности совсем не имеет никакого значения (я = 0). Во всех этих случаях, однако, следует подчеркнуть, что использование параметров, определенных соотношением типа (10.16), должно быть ограничено такими случаями, когда размеры турбулентности набегающего потока сравнимы с характерным размером обтекаемого тела.
Изменение силы сопротивления в результате влияния на характер обтекания турбулентности набегающего потока может быть весьма существенным. Один пример сравнения характера влияния угла скоса основания на величину аэродинамического сопротивления ламинарному и турбулентному потокам уже рассматривался ранее (см. рис. 10.28). Другой пример относится к турбулизации потока, обтекающего двумерный цилиндр, и влиянию турбулентности на отрыв потока и величину аэродинамического сопротивления в диапазоне критических значений чисел Рейнольдса (рис. 10.34). Увеличение интенсивности турбулентности приводит к более раннему отрыву потока и очень большому (60 %) снижению аэродинамического сопротивления. Турбулентность набегающего потока влияет на тела с фиксированными точками отрыва. Этот факт иллюстрируется рис. 10.35, на котором изображены результаты определения коэффициента Донного давления, который, как видно, убывает (что означает Увеличение аэродинамического сопротивления) при возрастании параметра (u'/U) (L/D). Противоположная тенденция обнаружена при обтекании турбулентным потоком куба (рис. 10.36), донное Давление в этом случае существенно возрастало при увеличении Интенсивности турбулентности (Мартин [63]). При изменении линейного размера турбулентности в этих опытах в диапазоне
421
Рис. 10.34. Влияние турбулентности набегающего потока на аэродинамическое сопротивление двумерного кругового цилиндра [59]
Рис. 10.35. Коэффициент дониого давления для квадратных пластин и круглых дисков в турбулентном потоке:
О — данные Шубауэра и Драйдена [601; • -. данные Бирмана 161]; X — значение для ламинарного потока, данные Бирмана и Морелла [58]
значений Lx/D от 0,1 до 1,2 никакой закономерности, характеризующей его влияние, обнаружено не было.
Основной вывод, который можно сделать на основании этих
экспериментальных данных, заключается в том, что влияние турбулентности набегающего потока не сводится просто к увеличению «эффективного» числа Рейнольдса потока, как это часто предполагается. В действительности, влияние гораздо сложнее и трудно предсказуемо. Коэффициент аэродинамического сопротивления может изменяться очень сильно, причем направление изменения может быть любым: аэродинамическое сопротивление может как увеличиваться, так и уменьшаться. Это свидетельствует о целесообразности проведения испытаний в потоках, моделирующих интенсивность и линейный размер турбулентности набегающего потока, ожидаемые в дорожных условиях.
Влияние турбулентности набегающего потока на величину аэродинамического сопротивления применительно к аэродинамике автомобиля изучалось Бакли и др. [64] и Купером и Кемпбеллом [65], пришедшими к выводу, что наличием турбулентности набегающего потока в реальных дорожных условиях пренебрегать нельзя. Купер и Кемпбелл попытались разработать теорию, которая позволяла бы экстрапо-
-Срь	лировать (корректировать) ре-
зультаты, полученные при ламинарном обтекании в аэродинамической трубе, на реальные дорожные условия. Предложенная ими теория основы-
Рис. 10.36. Коэффициент дойного давления для куба в турбулентном потоке
422
вается на квазиустановившейся аппроксимации эффектов турбулентности, при которой взаимодействием турбулентности набегающего потока и самого потока, обтекающего автомобиль, пренебрегается. Как отмечалось ранее, такой подход справедлив лишь в случаях LJD ^>1, т. е. только при низкочастотных порывах ветра. Фактически размеры турбулентности сравнимы с размерами автомобилей, и можно ожидать изменений основного потока в результате воздействия такой турбулентности. Эти изменения не учитываются квазиустановившимися теориями типа теории Купера и Кемпбелла.
10.4.7.	МАЛЫЕ СОСТАВЛЯЮЩИЕ АЭРОДИНАМИЧЕСКОГО СОПРОТИВЛЕНИЯ
Сопротивление от трения о поверхность кузова. При обтекании тела потоком воздуха кроме сил давления на поверхности обтекаемого тела возникают касательные усилия трения. Для тела необтекаемой формы сопротивление от трения гораздо меньше сопротивления от давления. Его величина зависит от толщины пограничного слоя и, вследствие этого, от числа Рейнольдса. В противоположность этому, аэродинамическое сопротивление от давления практически не зависит от числа Рейнольдса, и, таким образом, полное сопротивление тела от числа Рейнольдса зависит слабо. Величину сопротивления от трения для гладкого тела можно оценить следующим образом. В качестве модели типичного автомобиля рассмотрим параллелепипед с отношением длины к ширине и к высоте, равным 3 : 1,33 : 1. Для тела такой формы отношение полной площади поверхности, параллельной направлению движения, к площади лобовой поверхности примерно равно 10. Взяв в качестве типичного значения коэффициента трения в представляющем интерес диапазоне чисел Рейнольдса величину, равную 0,002, получаем, что вклад сопротивления от трения в коэффициент полного сопротивления близок к 0,02. Это составляет около 5 % коэффициента аэродинамического сопротивления типичного автомобиля. Можно отметить, что коэффициент сопротивления тела оптимальной каплевидной формы, который почти полностью определяется сопротивлением от трения, равен 0,04 (Скибор—Рыльский 166 ]), т. е. почти в 2 раза больше указанной выше величины. Эта разница объясняется наличием некоторого сопротивления от давления при обтекании каплевидного тела и также большей величиной отношения площади поверхности трения к площади лобового сечения.
Поверхность современного автомобиля не совсем гладкая, на ней имеется много неровностей, таких как оконные углубления, Щели у дверей и т. п. Эти неровности могут рассматриваться как Шероховатости поверхности, и их влияние на аэродинамическое сопротивление можно учесть, увеличивая величину коэффициента 423
трения о корпус. При таком определении аэродинамического сопротивления от трения его вклад в полное сопротивление будет гораздо больше, для современных конструкций автомобилей он вероятно, составит от 10 до 15 %.
Внутреннее сопротивление. Часть потока воздуха пропу. скается внутри автомобиля с целью охлаждения различных его элементов и вентиляции. Количество воздуха, необходимого для вентиляции, достаточно мало, и его влиянием можно пренебречь. Поток воздуха, необходимого для охлаждения двигателя гораздо более значителен. Движение воздуха внутри автомобиля осуществляется либо за счет разности давлений на входе и выходе, либо с помощью вентилятора. При прохождении воздуха внутри автомобиля его кинетическая энергия теряется вследствие сопротивления в радиаторе и во внутренних каналах. Первые из ' этих потерь неизбежны, поскольку они необходимы для осуществления теплообмена. Вторые же потери полностью паразитические, они являются следствием трения потока о стенки каналов, а также их изгибов и внезапных расширений сечения.
Испытания в аэродинамических трубах современных автомобилей подтвердили различие коэффициентов аэродинамического сопротивления в случаях, когда радиатор защищен экраном и когда он открыт для прохождения воздуха (при неработающем вентиляторе). При прохождении потока воздуха для охлаждения коэффициент аэродинамического сопротивления увеличивается, на величину от 0,01 до 0,06 (Гухо [12]). Такой широкий диапазон является, по-видимому, следствием различия размеров двигателей (чем больше двигатель, тем больше воздуха требуется для его охлаждения), различия характеристик падения давления в разных конструкциях трубопроводов и различия величины локального давления на выходе. Для большинства испытанных автомобилей при прохождении воздуха через радиатор коэффициент аэродинамического сопротивления увеличивался примерно на 0,03, и, по мнению Гухо [12], величина увеличения, близкая к 0,01, является показателем хорошего качества конструкции.
При создании высококачественных конструкций следует уделять внимание трем основным моментам. Во-первых, это оптимальное проектирование высокоэффективных радиаторов с небольшим падением давления. Во-вторых, это проектирование трубопроводов для воздуха, не приводящих к увеличению аэродинамического сопротивления. И, наконец, это соответствующий подбор воздухозаборника и выходного канала, возможно, в сочетании с расположенными под кузовом экранами, которые создают давление торможения перед ними и пониженное давление за ними. С другой стороны, в некоторых случаях предпочтительнее создать такие воздухозаборник и решетку, для которых экран под кузовом не нужен, это позволит уменьшить аэродинамическое сопротивление всей системы.	I
424
Выступающие элементы. В каждом автомобиле имеется ряд выступающих элементов, таких как наружные зеркала, фары, радиоантенны, украшения капота, ручки дверей, стеклоочистители, решетчатые багажники, бамперы, ободки оконных стекол, водоотводящие желобки и ряд различных элементов под кузовом. Около каждого из этих элементов образуется локальный поток, который создает дополнительное аэродинамическое сопротивление. Это сопротивление часто называют паразитическим или интерференционным. Происхождение последнего наименования связано с тем, что выступающие элементы часто располагаются в таких местах, где локальная скорость потока существенно превышает скорость набегающего потока, причем это превышение обусловлено влиянием кузова на характеристики потока. Сопротивление, создаваемое выступающими элементами, может увеличить величину коэффициента аэродинамического сопротивления примерно на 0,05 (при предположении, что площадь их лобовой поверхности составляет 5 % площади лобовой поверхности автомобиля и что коэффициент их аэродинамического сопротивления с учетом локального увеличения скорости близок к единице). Это составляет примерно 10 % сопротивления современных автомобилей и будет составлять еще более значительную часть у автомобилей малого аэродинамического сопротивления будущего, если только не будут предприняты специальные меры для уменьшения сопротивления выступающих элементов.
Вращающиеся колеса. По соображениям практического плана колеса автомобиля частично открыты. Их плохо обтекаемая форма вносит определенный вклад в полное аэродинамическое сопротивление, относительная величина этого вклада по мере совершенствования формы автомобиля увеличивается. Почти во всех испытаниях в аэродинамических трубах колеса автомобилей неподвижны. В реальной ситуации колеса вращаются в направлении, противоположном потоку воздуха, что создает дополнительный источник образования сопротивления, отсутствующий при испытаниях в аэродинамической трубе. В соответствии с данными, полученными на аэродинамической трубе «Пининфарина» в Италии, при испытаниях автомобилей с вращающимися и неподвижными колесами, эффект вращения колес легкового автомобиля состоит в небольшом увеличении коэффициента аэродинамического сопротивления на 0,05. Картина обтекания вращающегося колеса очень сложна. Описание потока около отдельно расположенного колеса можно найти в работе Факкрелла и Харви [67 ], а обтекание вращающегося колеса в проеме описано Скибор-Рыльским [66].
Кавитационное обтекание. Все сказанное ранее относилось к обтеканию закрытого кузова автомобиля. При открытых боковых окнах аэродинамическое сопротивление обычно увеличивается. Однако возможны и исключения, о чем свидетельствуют данные Кертца [68], который определил аэродинамическое со-
425
противление 48 автомобилей с закрытыми и открытыми передними окнами. Хотя для большинства автомобилей при нулевом отклонении направления потока от направления движения коэффициент аэродинамического сопротивления увеличился' при открытии окон для четырех он уменьшился (для одного из автомобилей на 4 %)’ При некотором значении угла отклонения направления потока от направления движения открытие окон сказывается более неблагоприятно. Раскрытие крыши или откидывание верха у кузова с откидным верхом тоже приводит к значительному увеличению аэродинамического сопротивления, а полное удаление откидного верха приводит к очень большому увеличению сопротивления (Джанссен и Гухо [69]). Аналогичной этой является проблема аэродинамики пикапов с открытой полезной частью кузова. Этот вопрос исследовался Гетцом [70], который показал, что раскрытие полезной части кузова пикапа приводит к значительному увеличению аэродинамического сопротивления. Гетц исследовал возможность использования системы вертикально расположенных экранов для расщепления потока, набегающего на полезную часть кузова. Однако, хотя такие устройства действительно уменьшают аэродинамическое сопротивление, они не получили широкого распространения. Иногда высказываются суждения, ' • что открытие задней двери пустого пикапа уменьшит его аэродинамическое сопротивление в результате взаимодействия вертикально расположенной двери с потоком, обтекающим кабину и набегающим на полезную часть кузова. Однако никаких данных, подтверждающих это вполне правдоподобное утверждение, в литературе нет.
10.5. СОВРЕМЕННЫЕ ДОСТИЖЕНИЯ
В ОБЛАСТИ СОЗДАНИЯ КОНСТРУКЦИЙ МАЛОГО СОПРОТИВЛЕНИЯ
10.5.1.	АЭРОДИНАМИЧЕСКАЯ АСТРОЙ КА* ФОРМЫ АВТОМОБИЛЯ
Процесс создания формы автомобиля обычно начинается в отделах стилизации формы, перед которыми ставится задача создания конструкции, отвечающей заданным требованиям. Задаваемые требования включают в себя такие параметры, как объем внутреннего салона (число пассажиров), масса, категория и назначение автомобиля (семейный, спортивный, специальный и т. п.). В отделе стилизации формы создается первый вариант конструкции, удовлетворяющий указанным в разд. 10.2 общим требованиям и подчиненный определенной теме, что позволяет придать автомобилю индивидуальность.
Этот первый вариант испытывается затем в аэродинамической трубе. В процессе этих испытаний аэродинамики ищут пути 426
Рис. 10.37. Типичные области, где аэродинамики пытаются найти возможность уменьшения аэродинамического сопротивления [71 ]
уменьшения аэродинамического сопротивления, изменяя форму пластилиновых моделей автомобиля. При этом аэродинамики полагаются на собственный опыт, накопленный при создании других автомобилей, и основное внимание уделяют небольшим изменениям отдельных деталей модели. Очень малые изменения часто оказывают большое влияние на аэродинамическое сопротивление, и, изменяя большое количество деталей по результатам измерения сил, наблюдений за дымным следом, наклеенными кистями и нанесенными на поверхность маслом или чернилами, можно добиться довольно значительного уменьшения полного сопротивления. Такое применение аэродинамики при создании автомобиля часто называется аэродинамической настройкой или оптимизацией. Именно такой подход к аэродинамике автомобиля наиболее распространен в настоящее время. Основная его предпосылка заключается в том, что исходный стиль формы автомобиля должен быть сохранен в той степени, в какой это возможно, и снижение аэродинамического сопротивления достигается лишь за счет небольших изменений формы автомобиля, не меняющих его внешнего вида.
Типичные места, в которых аэродинамики ищут возможность снижения сопротивления, показаны на рис. 10.37. Особое внимание они уделяют скруглению углов и острых кромок для минимизации срывов потока в передней части автомобиля, уменьшению сопротивления нижней части кузова и формированию области отрыва потока в задней части. Один из типичных примеров, взятый из работы Гухо и др. [13], относится к оптимизации формы в месте расположения фары (рис. 10.38). Этот пример показывает, что применение закрывающего детали фары обтекателя позволяет уменьшить коэффициент аэродинамического сопротивления на 0,05. Интересным обстоятельством, отраженным на рис. 10.38, является то, что почти такого же значительного Уменьшения сопротивления можно достичь путем лишь довольно
427
Рис. 10.38. Оптимизация форма пРТ
лей около фары [13]	а
небольшого скругления кромок Этот вывод типичен для приме, ров предотвращения срыва по-
Центральное сечение
Горизонтальное сечение через середину /рары
мер
тока путем закругления углов Известно, что поток не отрывается при некотором радиусе закругления, и дальнейшее увеличение радиуса не дает дополнительных преимуществ. Значение радиуса, при котором это происходит, уменьшается при увеличении числа Рейнольдса, так что этот радиус должен быть оптимизирован в соответствии со значениями чисел Рейнольдса, характерными для дорожных условий. Другой при-
оптимизации, уже рассмотренный ранее, касается выбора
угла наклона заднего окна кузова автомобиля с задней дверью и с крышей, плавно спускающейся к бамперу (рис. 10.21 и 10.25—10.28). Целью был выбор такого угла наклона, при котором над наклонной поверхностью формируется нужный поток. Дополнительные примеры оптимизации формы автомобилей можно найти в работе Гухо и др. [13].
Поскольку одной из задач аэродинамической настройки является сохранение внешнего вида автомобиля, ясно, что она не может быть средством создания автомобиля с действительно ма-
лым аэродинамическим сопротивлением, и ее возможности в этом смысле ограничены. В этом слабость аэродинамической настройки, но следует иметь в виду, что она позволяет заметно уменьшить аэродинамическое сопротивление даже в тех случаях, когда предпочтение отдается внешнему виду автомобиля.
10.5.2.	ЭМПИРИЧЕСКИЕ ПРАВИЛА СОЗДАНИЯ КОНСТРУКЦИЙ МАЛОГО СОПРОТИВЛЕНИЯ
Аэродинамическая настройка (оптимизация) — метод, по самой своей сути предназначенный для уменьшения аэродинамического сопротивления какого-либо конкретного автомобиля. Вследствие этого очертания отдельных деталей, оптимальны6 значения радиусов и углов для других автомобилей непосредственно применяться не могут. Тем не менее, в процессе создания большого количества автомобилей аэродинамики выработали набор правил, установленных по результатам анализа отличий 428
автомобилей малого и большого аэродинамического сопротивления. Просматривая литературу, можно найти сведения о способах уменьшения аэродинамического сопротивления автомобилей, основанных на практическом опыте. Эмпирические правила, устанавливающие, какими должны быть основные части автомобиля, можно, по-видимому, сформулировать следующим образом. Передняя часть автомобиля
1.	Все обращенные вперед кромки и углы должны быть скруглены для предотвращения срывов потока. Это относится к передней кромке капота, кромкам крыльев, обтекателям фар, окантовке ветрового стекла и утопленной передней Л-стойке.
2.	В плане передняя часть автомобиля должна иметь некоторое сужение в передней части для того, чтобы набегающий поток частично направлялся по боковым поверхностям. Это позволит уменьшить аэродинамическое сопротивление и подъемную силу, поскольку ускорение потока над автомобилем уменьшится.
3.	В боковой проекции капот должен быть покатым, а решетка радиатора должна быть наклонена примерно на 30° назад от вертикали (Карр [73]).
Автомобиль в целом
1. Автомобиль в целом должен быть слегка (на 1 или 2°) наклонен вперед.
2. Необходимо минимизировать подъемную силу с целью уменьшения сопутствующего ей аэродинамического сопротивления. Задняя часть автомобиля
1.	Задняя часть должна иметь обтекаемую форму.
2.	Крыша в задней части должна закругляться вниз.
3.	Задняя часть кузова автомобиля с задней дверью должна плавно спускаться к бамперу под углом 15—20°, на нижней кромке наклонной поверхности должен быть оптимизирующий козырек.
4.	Верх задней части автомобиля должен располагаться достаточно высоко и быть достаточно длинным, чтобы поток с крыши плавно обтекал его; задняя кромка его должна быть заострена. Низ кузова
1.	Низ кузова должен быть защищен поддоном или, по крайней мере, все элементы должны быть утоплены в углублениях.
В дополнение к этим рекомендациям, относящимся к основным Элементам автомобиля, можно указать ряд более мелких мероприятий, реализация которых тоже полезна.
1.	Оптимизация системы охлаждения двигателя с эффективным теплообменником, оптимальное проектирование внутренних трубопроводов и, прежде всего, воздухозаборника и выходного Канала.
2.	Уменьшение угла наклона ветрового стекла.
3.	Применение отражающих экранов в нижней части кузова с целью уменьшения потока воздуха под ним (если нижняя часть Кузова закрыта поддоном, необходимости в этом нет).
429
4.	Скругление верхней части передних крыльев.
5.	Минимизация различного рода выступов, таких как зеркала, водоотводящие желобки на крыше, окантовка окон, ручки дверей и т. д. Минимизация зазоров у открывающихся элементов.
6.	Утопление крышек проемов для колес и создание продольных выпуклостей, являющихся продолжением задних крыльев.
7.	Наклон вперед нижней поверхности кузова за задними колесами.
Перечисленные выше рекомендации являются результатом многочисленных исследований и сделанных на их основе выводов. Они являются составной частью того, что можно назвать искусством проектирования, и их соблюдение на .начальном этапе проектирования позволит учесть аэродинамические требования с самого начала.
10.6.	ПЕРСПЕКТИВЫ СОЗДАНИЯ КОНСТРУКЦИЙ '< МАЛОГО АЭРОДИНАМИЧЕСКОГО СОПРОТИВЛЕНИЯ
10.6.1.	НИЖНИЕ ПРЕДЕЛЫ АЭРОДИНАМИЧЕСКОГО СОПРОТИВЛЕНИЯ
Интерес, проявляемый в настоящее время к аэродинамике автомобиля, не является временным, преходящим, явлением. Следует ожидать, что аэродинамика станет неотъемлемой частью процесса конструирования автомобиля, частью общих мер по повышению экономической эффективности транспорта. В будущем, когда распространение получат другие типы силовых установок, такие как работающие от аккумуляторов электродвигатели, аэродинамика будет играть свою роль в расширении диапазона их использования и увеличении скорости недостаточно мощных автомобилей (с малым отношением мощности к массе).
Согласившись с тем, что интерес к аэродинамике автомобиля будет постоянным, естественно задаться вопросом, какие выгоды может сулить ее применение? В частности, каков нижний предел коэффициента аэродинамического сопротивления автомобиля общего назначения? По оценкам (см., например, Джанссен и Эм-мельманн [9], Карр [72] и Бачхейм и др. [71 ]) средняя величина CD для современных автомобилей близка к 0,45. Вопрос о достижимой в будущем предельной величине CD рассмотрен во всех трех упомянутых статьях и в некоторых опубликованных ранее (Гухо [12]). Общим выводом этих работ является то, что на полномасштабных совершенно гладких моделях с колесами достижима величина CD = 0,15. Более того, считается, что таких малых значений можно достичь на моделях различных форм. По опубликованным данным (Бачхейм и др. [71 ]) управляемый гоночный автомобиль, разработанный фирмой «Фольксвагенэ («Л/?ГИ?»), имеет такой же низкий коэффициент сопротивле-430
ния CD = 0,15, даже с учетом влияния охлаждающего потока и других факторов. Однако автомобиль «.ARVW* не является автомобилем общего назначения, у него относительно большая лобовая поверхность и большая площадь основания при малом внутреннем полезном объеме. Для более традиционных автомобилей с большим отношением внутреннего объема к наружному (т. е. с меньшей массой) прогнозы менее оптимистичны. Мнение большинства сходится на том, что нижний предел коэффициента CD для автомобилей общего назначения немного ниже 0,30, при этом можно надеяться, что в случае отклонения направления набегающего потока от направления движения автомобиля его сопротивление будет увеличиваться незначительно. Автомобили с такими коэффициентами сопротивления смогут сохранить индивидуальность формы. С учетом совершенствования технологии и возможной трансформации понятий практичности и индивидуальности можно считать, что предельной минимальной величиной является CD = 0,25.
10.6.2.	ПРИМЕНЕНИЕ ЭВМ ДЛЯ АЭРОДИНАМИЧЕСКИХ РАСЧЕТОВ
Все или почти все осуществленные до настоящего времени прикладные и фундаментальные исследования аэродинамики автомобиля являются экспериментальными. Причина такого преобладания экспериментальных исследований кроется в сложности процесса обтекания автомобилей. Поля скоростей течений трехмерны со многими малыми, но существенными деталями, зонами отрыва и турбулентности, в значительной мере затрудняющими аналитические исследования и численные расчеты. Конечно, эти же самые моменты затрудняют и экспериментальные исследования. Основная проблема в ходе экспериментальных исследований не связана с осуществлением измерений, методика проведения которых достаточно проста. Основные трудности возникают при анализе результатов, когда оказывается необычайно трудным отделить эффекты, проявляющиеся на одной части поверхности тела, от эффектов, проявляющихся в каком-либо другом месте. Вследствие этого зачастую очень трудно по результатам испытаний какого-либо одного тела сделать выводы, справедливые и для других тел.
Существенный прогресс мог бы быть достигнут в том случае, если бы удалось численные результаты использовать для управления экспериментом. Характерные особенности числовых решений известны: они позволяют быстро проводить параметрические исследования, и получаемая с их помощью подробная информация позволяет исследовать причинно-следственные зависимости. Каковы с учетом указанных преимуществ перспективы использования численных методов в настоящее время и в будущем? Хорошую информацию о возможностях и трудностях числовых расчетов
431
I
Рис. 10.39. Векторы скорости потока около упрощенной модели грузовика с прицепом, определенные в результате численного решения уравнений Навье—Стокса при Re = 140. На виде сбоку изображены векторы скорости в плоскости симметрии, а иа виде в плане — в сечении, проходящем через середину кабины; верхняя граница вида в плане — линия в плоскости симметрии [74]
можно извлечь из работы Хирта и Рамшоу [73]. Их статья представляет собой обзор результатов, полученных при попытке численного расчета трехмерного потока с помощью использования уравнений Навье-Стокса, в ней обсуждаются также вопросы удовлетворения граничных условий, учета формы тела, точности, устойчивости, разрешающей способности, затрат машинного времени и стоимости расчетов. В качестве иллюстрации возможностей они привели результаты расчета обтекания трехмерным потоком упрощенной модели грузовика с прицепом. Предполагалось, что поток ламинарный, а число Рейнольдса в соответствии с шириной прицепа считалось равным 140. Результаты расчета представлены изображенными на рис. 10.39 векторами скорости. Этот пример впечатляет тем, что результаты подробно характеризуют поток не только на поверхности автомобиля, но и во всей исследованной области. Аналогичную информацию (хотя только качественную) можно получить, наблюдая результаты обдувания дымом в аэродинамической трубе. Численное решение позволяет очень быстро исследовать характеристики течения в любом произвольном плоском сечении и получить, таким образом, гораздо более полную картину обтекания. Кроме линий тока оно позволяет определить также величины скоростей и давлений.
Эти особенности результатов числовых расчетов, конечно, делают их очень привлекательными. Однако для полноты картины 432
следует рассмотреть и недостатки результатов числовых расчетов. Основная проблема связана с разрешающей способностью сетки. В только что упомянутом примере расчета обтекания грузовика с прицепом параметры потока определены в отдельных точках, полученных в результате разбиения исследуемой области в на-\ правлении потока на 38 частей, в вертикальном направлении на 30 и в горизонтальном направлении на 11 частей. Превышающее 12 000 число точек сетки достаточно велико даже для больших ЭВМ типа CDC 7600, в итоге время счета на машине CDC 7600 составило 90 мин. Однако даже и такого количества точек сетки недостаточно для полного описания потока. Внешний поток фактически был ограничен «каналом», размеры которого лишь в 3 раза превышает высоту прицепа и в 5 раз его ширину. В то же время поток вблизи поверхности автомобиля и прицепа описан очень приблизительно, ближайшие точки сетки удалены от поверхности почти на 0,3 м, что гораздо больше толщины пограничного слоя и многих мелких деталей на поверхности тела. При такой разрешающей способности даже нечего думать о моделировании турбулентных потоков, существующих в непосредственной близости к поверхности тела. Вдали от поверхности тела поток можно считать ламинарным и даже невязким, поскольку число Рейнольдса для такой ширины прицепа имеет порядок 5 -10е. Однако численного решения для значений, превышающих Re = 1400 (в 3000 раз меньше), получить не удалось. Следовательно, расчетное поле скоростей потока вследствие эффектов вязкости будет отличаться от реального. На рис. 10.40, изображающем решение при Re ~ = 1400, можно видеть довольно большие отличия характеристик потока над кабиной, под прицепом и в спутной струе. Дополнительные проблемы возникнут при решении задачи о набегании потока под некоторым углом к направлению движения, поскольку при этом нельзя будет воспользоваться симметрией, и требуемое число узлов сетки удвоится. Кроме того, ограничение потока
Z
Рис. 10.40. Векторы скорости в плоскости симметрии потока, обтекающего автомобиль с прицепом, определенные расчетным путем, Re = 1400 [74]
433
Рис. 10.41. Перспективы роста возможностей больших ЭВМ (Хирт и Рамшоу [74])
Рис. 10.42. Типичный пример расчета потока в спутном следе дельтовидного крыла, проведенного при сетке 12Х 12 [76]
сканалом» при этом будет неудовлетворительным и возникнут трудности с граничными условиями. Наконец, любая попытка одновременного определения характеристик внешнего потока и потока около поверхности тела (путем введения значительно отличающихся линейных размеров) потребовала бы по крайней мере на два порядка больше точек сетки, чем использовалось Хиртом и Рамшоу. Таким образом, для удовлетворительного описания обтекания реального автомобиля потребуется, по-видимому, сетка с миллионом узловых точек. Это выдвигает невыполнимые требования к вычислительным машинам: не только к размерам памяти, но и к их быстродействию, поскольку время счета при увеличении числа узловых точек растет быстрее, чем по линейному закону. Прогнозируя будущие темпы развития больших ЭВМ (рис. 10.41), можно утверждать, что необходимые для проведения подобных расчетов машины, которые были бы на три порядка мощнее современных ЭВМ, в обозримом будущем вряд ли появятся. В заключение отметим, что перспективы численного расчета обтекания автомобилей с помощью решения уравнений Навье-Стокса не очень обнадеживающие.
Вероятнее всего, что расчеты будут проводиться по упрощенным моделям, с помощью использования решений для невязкого обтекания при распределении по поверхности тела особых точек, т. е. будут применяться так называемые панельные методы, подобно тому как это делается в авиапромышленности. Такой подход к решению проблемы описан Ландалом [26 ], который рас* смотрел некоторые работы Палко [741 и Кандила и др. [751-Результаты исследования одного примера из последней работы представлены на рис. 10.42, на котором изображен спутный след за дельтовидным крылом. Потоки такого типа могут образовываться, например, за автомобилями с плавно спускающейся к бамперу крышей (см. разд. 10.4). Ландал рассмотрел также
434
и некоторые модели, основанные на применении вихревых элементов. Эти модели используются для описания сорванных потоков с помощью расположения в точках отрыва потока дискретных вихрей, характеризующих завихренность потока в пограничном .слое. Этот метод по своей природе учитывает изменение характеристик потока во времени и поэтому он позволяет учесть неуста-новившийся характер сорванных потоков. Первоначально разработанный для расчета двумерных потоков этот метод был впоследствии обобщен на случаи исследования осесимметричных и трехмерных потоков (Леонард [76]). Однако он имеет один существенный недостаток, заключающийся в том, что заранее надо знать места отрыва потока.
Методы обоих указанных типов весьма привлекательны, и можно надеяться, что они, будучи объединенными вместе, образуют мощный метод расчета внешних потоков. Для увязки этих методов необходимо найти распределение давления панельными методами, решить уравнения пограничного слоя и определить места отрыва потока, которые надо знать для дальнейшего применения вихревых методов. Поскольку характеристики потока определяются только в его завихренной части, нет необходимости исследовать поток вдали от тела, при этом предполагается, что он простирается бесконечно. Точно также нет никаких серьезных проблем проведения расчетов в случаях набегания потока под углом к направлению движения. Недостатком такого комбинированного подхода является необходимость применения очень большой ЭВМ для описания обтекания типичного автомобиля. Число отдельных панелей и вихрей, которые потребуются для проведения расчетов, будет очень большим. С другой стороны, этот подход может дать вполне приемлемые результаты даже в случае применения современных ЭВМ при исследовании простейших форм. Однако следует подчеркнуть, что сказанное выше пока является всего лишь предположением, эффективность такого комбинированного подхода (панельный метод — уравнения пограничного слоя — метод дискретных вихрей), предстоит еще проверить на практике.
10.6.3.	СТРАТЕГИЧЕСКИЕ НАПРАВЛЕНИЯ ДОСТИЖЕНИЯ
НИЖНИХ ПРЕДЕЛОВ АЭРОДИНАМИЧЕСКОГО СОПРОТИВЛЕНИЯ
Для достижения установленного нижнего предела аэродинамического сопротивления, т. е. величины CD = 0,25, необходимо выйти из рамок аэродинамической настройки. Начальным этапом этого должно быть объединение усилий аэродинамиков и стилистов с целью учета аэродинамических требований на самых ранних стадиях создания конструкции автомобилей.
Следующим этапом должно быть познание основных законов аэродинамики автомобиля. Как представляется, исследования должны проводиться параллельно по следующим трем направлениям.
435
1.	Использование накопленных эмпирически знаний о прцн. ципах создания конструкций малого аэродинамического сопротивления и о влиянии изменения формы малых элементов.
2.	Использование современных представлений о механизмах возникновения сопротивления. Многочисленные белые пятна в этой области необходимо ликвидировать с помощью тщательно поставленных экспериментов и параметрических исследований-желательно шире использовать упрощенные модели, применение которых облегчит понимание основных закономерностей и механизмов.
3.	Интенсивное и более широкое применение численного - моделирования. Полное моделирование обтекания автомобиля вряд ли будет достигнуто в ближайшие годы, однако результаты упрощенного моделирования могут очень хорошо дополнить экспериментальные результаты по выяснению механизмов образования сопротивления, обосновать и уточнить постановку эксперимента.
10.7.	ПОБОЧНЫЕ АЭРОДИНАМИЧЕСКИЕ ЭФФЕКТЫ
Основной темой настоящего обзора был анализ влияния аэродинамики на силу аэродинамического сопротивления и, следовательно, на топливную экономичность автомобиля. Однако сила сопротивления — не единственный аэродинамический фактор, влияющий на конструкцию автомобиля. Среди других аэродинамических сил и моментов значительный интерес представляет подъемная сила. Значения коэффициента подъемной силы современных автомобилей находятся в диапазоне от 0,0 до 0,7 и даже выше (в зависимости от площади лобовой поверхности). Если принять CL — 0,7 при площади лобовой поверхности 2 м2, то подъемная сила при скорости 100 км/ч составит 600 Н, т. е. почти 5 % веса малогабаритного автомобиля. Это означает, что при высоких скоростях наличие подъемной силы может быть причиной значительного уменьшения силы тяги. Существует еще одна причина, побуждающая принимать меры к уменьшению подъемной силы. Она состоит в том, что при обтекании с большей подъемной силой, как правило, больше и сила сопротивления. Этот аспект проблемы обсуждался в разд. 10.4.
Боковая сила и поворачивающий момент представляют интерес с точки зрения оценки устойчивости автомобиля при ветре. Взаимное расположение центра давления и центра тяжести влияет на поведение автомобиля при постоянном и порывистом ветрах, а также при прохождении рядом крупных автомобилей, при проезде под эстакадами и в туннелях.
К другим важным аэродинамическим эффектам относятся воз- J никновение шума около ветрового стекла и боковых окон, нару- , тающего комфорт, и запыление боковых и задних окон у грузо- 1 пассажирских автомобилей-фургонов, а также автомобилей с зад- ' 436	Я
ней дверью. В перечень представляющих интерес аэродинамических эффектов следует включить охлаждение двигателя встречным воздухом, проходящим через радиатор, а также охлаждение других важных элементов, таких как тормоза, поддон двигателя, трансмиссия и система выпуска отработавших газов. Оптимизация формы кузова в этих местах является одной из задач испытаний в аэродинамической трубе. Совершенно ясно, что эти факторы имеют большое значение для повышения надежности автомобилей и удовлетворения потребностей владельцев автомобилей.
10.8.	ЗАКЛЮЧЕНИЕ
Несмотря на более чем 80-летнюю историю развития аэродинамики автомобиля, многие важные вопросы пока остаются без ответа, а сама аэродинамика автомобиля все еще в большей степени остается искусством, а не наукой. Одной из причин этого является сложность картины обтекания автомобилей и трудности ее исследования. Не все еще закономерности хорошо изучены, и инженеры-практики еще сталкиваются с неожиданными явлениями.
Аэродинамическое сопротивление современных автомобилей' достаточно велико, среднее значение коэффициента аэродинамического сопротивления близко к 0,45. В соответствии с современными представлениями о принципах создания конструкций малого аэродинамического сопротивления можно считать, что минимально достижимый коэффициент аэродинамического сопротивления автомобилей общего пользования близок к 0,25. Таким образом, налицо существенное различие между тем, что достигнуто сейчас, и тем, что может быть достигнуто. Сама величина 0,25 значительно выше минимума для колесных транспортных средств -хорошо обтекаемой формы, который, как было показано, близок к 0,15. Такое различие обусловлено необходимостью выполнения ряда практических требований, обусловленных размерами салона для пассажиров, обеспечением безопасности, охлаждением двигателя, простотой технического обслуживания, массовостью производства и т. п.
Что касается влияния аэродинамического сопротивления на топливную экономичность, аэродинамическое сопротивление при скоростях, больших 50 км/ч (30 миля/ч), всегда превышает сопротивление качению, а при наличии ветра и турбулентности набегающего потока это характерное значение скорости еще меньше. Частично это объясняется тем, что ветер и турбулентность набегающего потока увеличивают эффективную скорость воздуха. Кроме того, поскольку при движении под углом к набегающему потоку аэродинамическое сопротивление автомобиля, как правило, увеличивается, а ветер вводит эффективный угол набегающего потока, на самом деле аэродинамическое сопротивление еще больше. Для типичной скорости ветра 16 км/ч (10 миля/ч) суммарный эффект состоит в увеличении аэродинамического сопротивле-
437
ния (по сравнению с сопротивлением без ветра) на 17 % для городского цикла ЕРА и на 8 % для ездового цикла по автомагистрали. Снижение аэродинамического сопротивления малогабаритного (площадь лобовой поверхности 2 м2, масса 1200 кг) автомобиля от CD = 0,45 до CD = 0,30 (реально достижимая величина) означает повышение топливной экономичности при комбинированном (городском и магистральном) ездовом цикле ЕРА на 11 %, а при движении по автомагистралям с обычными скоростями повышение топливной экономичности будет значительно больше. Такое значительное повышение топливной экономичности может быть достигнуто относительно небольшой ценой, что делает этот путь особенно привлекательным.
Самым распространенным методом использования аэродинамики в автомобилестроении в настоящее время является аэродинамическая «настройка» формы, созданной стилистами. В случае объединения усилий стилистов и аэродинамиков полезная информация аэродинамиков полнее будет использоваться при проектировании автомобилей, аэродинамические требования будут учитываться с самого начала. Это потребует лучшего понимания механизма образования силы сопротивления, которое может быть достигнуто путем более тщательной постановки экспериментов на моделях упрощенной формы и особенно с помощью математического моделирования.
Одно из изменений, которое уже сейчас следует внести в методику эксперимента, состоит во включении в любую более или менее обширную экспериментальную программу испытаний с турбулентностью набегающего потока. Это связано с тем, что турбулентность набегающего потока может, как известно, иногда довольно значительно изменять сопротивление плохо обтекаемых тел. Указанное изменение невозможно предсказать, оно может играть как положительную, так и отрицательную роль. Вследствие этого испытания автомобилей в условиях, моделирующих турбулентность набегающего потока, весьма желательны.
В заключение следует, видимо, остановиться на высказываемых иногда опасениях, что автомобили с малым аэродинамическим сопротивлением утратят индивидуальность. Это, конечно, не является неизбежностью, поскольку разница между значением Сд=0,15для хорошо обтекаемого тела и практически достижимым для автомобиля значением CD = 0,25 обеспечивает достаточно широкое поле деятельности для конструкторов. Кроме того, нельзя недооценивать возможности конструкторов разнообразить внешний вид автомобиля с помощью незначительных изменений, например изменений формы окон, а также искусного применения краски, накладок и хрома. Возможности повышения топливной экономичности в результате уменьшения аэродинамического сопротивления достаточно велики, и с учетом малой стоимости этого повышения они оправдывают необходимость объединения усилий аэродинамиков и конструкторов.
438
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1.	Klemperer, W. “Air Resistance Studies on Automobile Models,” Zeitschrift fur flugtechnik und Motorluftschiffahrt. 13, 201-206 (1922).
2.	Korff, W. H., “The Aerodynamic Design of the Goldenrod—To Increase Stability, Traction and Speed,” SAE paper 660390 (1966).
3.	Torda, T. P., and Morel, T., “Aerodynamic Design of a Land Speed Record Car,” AIAA Jqurnal of Aircraft, 8,(12), 1029-1033 (1971).
4.	Proceedings of "Road Vehicle Aerodynamics," (A. J. Scibor-Rylski, ed), City University, London, November (1969).
5.	Proceedings of “Advances in Road Vehicle Aerodynamics," (H. S. Stevens, ed.), BHRA (1973).
6.	Proceedings of “2nd AIAA Symposium on Aerodynamics of Sports and Competition Automobiles," (B. Pershing, ed.), AIAA, May (1974).
7.	Proceedings of “Colloquium on Industrial Aerodynamics,” (C. Kramer and H. J. Gerhardt eds.), Aachen, Part 3, (1974).
8.	Proceedings of "Aerodynamic Drag Mechanisms of Bluff Bodies and Road Vehicles," (G. Sovran, T. Morel, W. T. Mason, eds.), Plenum, New York (1978).
9.	Proceedings of a Symposium on "Aerodynamics of Transportation," (T. Morel and C. Dalton eds.), ASME (1979).
10.	Proceedings of the “4th Colloquium on Industrial Aerodynamics,” (C. Kramer and H. J. Gerhardt, eds.), Aachen, June (1980).
11.	McDonald, A. T., “A Historical Survey of Automotive Aerodynamics,” in Aerodynamics fff Transportation, (T. Morel and C. Dalton, eds.), ASME, pp. 61-69, (1979).
12.	Hucho, W. H., "The Aerodynamic Drag of Cars—Cunent Understanding, Unresolved Problems and Future Prospects,” in Aerodynamic Drag Mechanisms, (G. Sovran, T. Morel, and W. T. Mason, eds.), pp. 7-40, Plenum, New York (1978).
13.	Hucho, W. H., Janssen, L. J., and Emmelmann, H. J., “The Optimization of Body Details— A Method for Reducing the Aerodynamic Drag of Road Vehicles,” SAE paper 760185 (1976).
14.	Bowman, W. D., “Generalizations on the Aerodynamic Characteristics of Sedan Type Automobile Bodies," SAE paper 660389 (1966).
15.	Cogotti, A., Buchheim, R., Garrone, A., and Kuhn, A., “Comparison tests Between Some Full-Scale European Automotive Wind Tunnels—Pininfarina Reference Cars,” SAE paper 800139 (1980).
16.	Mason, W. T., and Beebe, P. S., “The Drag Related Flow Field Characteristics of Trucks and Buses,” in Aerodynamic Drag Mechanisms, (G. Sovran, T. Morel, and W. T. Mason, eds.), pp. 45-90, Plenum, New York (1978).
17.	Local Climatological Data, Annual Summary, Detroit, Michigan, Metropolitan Airport Department of Commerce (1975).
18.	Sovran, G., and Bohn, M. S., “Formulae for the Tractive-Energy Requirements of Vehicles Driving the EPA Schedules," SAE paper 810184 (1981).
19.	Janssen, L. J., and Emmelmann, H. J., “Aerodynamic Improvements—A Great Potential for Better Fuel Economy” (SAE paper 780265 (1978).
20.	Morel, T., “Theoretical Lower Limits of Forebody Drag,” Aeronaut. J., 23-27, January, (1979).
21.	Peake, D. J., and Tobak, M., “Three-Dimensional Interactions and Vortical Flows with Emphasis on High Speeds,” AGARDograph No. 252 (1980).
22>	Roshko, A., and Koenig, K., “Interaction Effects on the Drag of Bluff Bodies in Tandem," in Aerodynamic Drag Mechanisms, (G. Sovran, T. Morel, and W. T. Mason, eds.), pp. 253-273, Plenum, New York (1978).
23.	Morel, T., and Bohn, M., “Flow Over Two Circular Disks in Tandem,” ASME Journal of Fluids Engineering, 102, 104-111 (1980).
439
24.	Wang, К. С., “Separation of Three-Dimensional Row,” in Reviews in Viscous Flows, Lockheed Georgia Company, Report LG77ER004, pp. 341-414, (1977).
25.	Thwaites, B., Incompressible Aerodynamics, pp. 294, Clarendon Press, Oxford (I960).
26.	Landahi, M. T., "Numerical Modeling of Blunt-Body Rows—Problems and Prospects,” in Aerodynamic Drag Mechanisms, (G. Sovran, T. Morel and W. T. Mason, eds.), pp. 289-302 Plenum, New York (1978).
27.	Mair, W. A., "The Effect of a Rear-Mounted Disk on the Drag of a Blunt-Based Body of Revolution," The Aeronautical Quarterly, XVI, 350-360(1965).
28.	Mair, W. A., "Reduction of Base Drag by Boat-tailed Afterbodies in Low-Speed Row,” The . Aeronautical Quarterly, XX, 307-320 (1969).
29.	Janssen, L. J., and'Hucho, W. H., “Aerodynamische Formoptimierung des Typen VW-Golf and VW-Scirocco,” in Colloquium on Industrial Aerodynamics, Aachen, Part 3, pp. 46-69 (1974).
30.	Maull, D. J., "Mechanisms of Two and Three-Dimensional Base Drag,” in Aerodynamic Drag Mechanisms, (G. Sovran, T. Morel, and W. T. Mason, eds.), pp. 137-153, Plenum, New York (1978).
31.	Mair, W. A., “Drag-Reducing Techniques for Axisymmetric Bluff Bodies,” in Aerodynamic Drag Mechanisms, (G. Sovran, T. Morel and W. T. Mason, eds.), pp. 161-178, Plenum, New York (1978).
32.	Morel, T., “Effect of Base Cavi(ies on the Aerodynamic Drag of an Axisymmetric Cylinder," The Aeronautical Quarterly, XXX, 400-412 (1979).
33.	Bostock, B. R., Slender Bodies of Revolution at Incidence, Ph.D. Dissertation, University of Cambridge (1972).
34.	Sykes, D. M., "The Effect of Low Flow Rate Gas Ejection and Ground Proximity on AfterbodyBB Pressure Distribution," in Proceedings of Road Vehicle Aerodynamics, (A. J. Scibor-Rylski.^^M eds.). City University, London, November 1969, Paper No. 3.
35.	Przirembel, С. E. G., “The Effect of Base Bleed/Suction on the Subsonic Near-Wake of a Bluff^^H Body,” in Aerodynamics of Transportation, (T. Morel andC. Dalton, eds.), ASME, pp. 43-52^^H
36.	Drews, H: F. P., "Propelled Apparatus having Surface Means for Developing Increased Pro-^^B pulsion Efficiencies,” U.S. Patent 4,180,290, December (1979).	^^B
37.	Heskestad, G., in Aerodynamic Drag Mechanisms, (G. Sovran, T. Morel, and W. T. Mason,^^B eds.), p. 184, Plenum, New York (1978).	^^B
38.	Morel, T., “The Effect of Base Slant on the Flow Pattern arid Drag of 3-D Bodies with Blunt^^B Ends”, in Aerodynamic Drag Mechanisms, (G. Sovran, T. Morel and W. T. Mason, eds.), pp.^^B 191-217, Plenum, New York (1978).	^^B
39.	Morel, T., “Aerodynamic Drag of Bluff Body Shapes Characteristic of Hatch-Back Cars," SAE^^B paper 780267 (1978).
40.	Ahmed, S. R., and Baumert, W., “The Structure of Wake Row Behind Road Vehicles,” in^^B Aerodynamics о/ Transportation, (T. Morel and C. Dalton, eds.), ASME, pp. 93-103^^B
41.	Bearman, P. W., “Bluff Body Rows Applicable to Vehicle Aerodynamics," ASME Journal qn^^B Fluids Engineering, 103, 265-274 (1980).	^^B
42.	Maull, D. J., “The Drag of Slant-Based Bodies of Revolution,” The Aeronautical Journal, June, 164-166(1980).	^B
43.	Lanchester, F. W., Aerodynamics, Constable, London (1907).	^^B
44.	Prandtl, L., "Tragflugeltheorie,” Nachr. Ges. Wiss, Gottingen, 107 and 451 (1918).	^^B
45.	Polhamus, E. C., “A Concept of the Vortex Lift of Sharp-Edge Delta Wings Based on a Leading-^^B Edge-Suction Analogy,” NASA TN D-3767 (1966).	^^B
46.	Polhamus, E. C., "Predictions of Vortex-Lift Characteristics by a Leading-Edge Suction Anal-^^B ogy,” Journal of Aircraft, 8, 193-199, April, (1971).	^^B
440
47.	Lamar, J. E., "Some Recent Applications of the Suction Analogy to Vortex-Lift Estimates,” NASA TMX 72785 (1976).
48.	Saunders, G. H., "Aerodynamic Characteristics of Wings in Ground Proximity,” Canadian Aeronautics and 'Space Journal, June 185-192 (1965).
49.	Widnall, S. E., and Barrows, T. M.. "An Analytic Solution for Two and Three-Dimensional Wings in Ground Effects,” Journal of Fluid Mechanics, 41, 769-792 (1970).
50.	Tuck, E. O., "Irrotational Flow Past Bodies Close to a Plane Surface," Journal of Fluid Mechanics, 50, 481 -491 (1971).
51.	Fackrell, J. E., "The Simulation and Prediction of Ground Effect in Car Aerodynamics," Imperial College, London, Aeronautics Report 75-11 (1975).
52.	Fink, M. P., and Lastinger. J. L., "Aerodynamic Characteristics of Low-Aspect Ratio Wings in Close Proximity to the Ground," NASA TN D-926 (1961).
53.	Stollery-, J. L., and Bums, W. K.. "Forces on Bodies in the Presence of the Ground,” 1st Symposium on Road Vehicle Aerodynamics, City University, London, (A. J. Scibor-Rylski, ed.), November (1969).
54.	Waters, D. M., “Thickness and Camber Effects of Bodies in Ground Proximity,” in Symposium on Advances in Road Vehicle Aerodynamics, BHRA, (H. S. Stephens, ed.), pp. 185-205 (1973).
55.	Tuck, E. O., "Matching Problems Involving Flow Through Small Holes,” in Advances in Applied Mechanics. 15, 89-158 (1975).
56.	Morelli, A.. “Low Drag Bodies Moving in the Proximity of the Ground,” in Aerodynamics of Transportation, (T. Morel and C. Dalton, eds.), ASME, pp. 241-248 (1979).
57.	Carr, G. W., “Aerodynamic Lift Characteristics of Cars,” Proc. Inst. Meeh. Eng. (Auto Division), 187, 333-347 (1973).
58.	Bearman. P. W., and Morel, T., "Effect of Free Stream Turbulence on the Row Around Bluff Bodies,” Progress in Aerospace Sciences, 20(2-3), 97-123 (1983).
59.	Fage, A., and Warsap, J. H., “The Effects of Turbulence and Surface Roughness on the Drag of a Circular Cylinder,” ARC R&M No. 1283 (1929).
60.	Schubauer, G. B., and Dryden, H. L., "The Effect of Turbulence on the Drag of Rat Plates.” NACA Report 546 (1935).
61.	Bearman, P. W., “An Investigation of the Forces on Rat Plates Normal to a Turbulent Flow,” Journal of Fluid Mechanics, 46> 177-198 (1971).
62.	Humphries,'W., and Vincent, J. H., “Experiments to Investigate Transport Processes in the Near Wakes of Disks in Turbulent Air Row," Journal cf Fluid Mechanics, 75, 737-749 (1976).
63.	Martin, L. J., "The Effect of Turbulence on the Row Around A Cube," M. Sc. Dissertation, Department of Aeronautics, Imperial College (1977).
64.	Buckley, F T., Marks. С. H., and Walston, W. H., "Analysis of Coast-Down Data to Assess Aerodynamic Drag Reduction on Full Scale Tractor-Trailer Trucks in Windy Environments,” SAE Paper 760850 (1976).
65,.	Cooper. К R.. and Campbell, W. F., “An Examination of the Effects of Wind Turbulence on the Aerodynamic Drag of Vehicles," Proceedings of the 4th Colloquium on Industrial Aerodynamics. (C. Kramer and H. J. Gerhardt, eds.), Aachen, June pp. 283-294 (1980).
66.	Scibor-Rylski. A. J.. Road Vehicle Aerodynamics, pp. 106, Wiley, New York (1975).
67.	Fackrell, J. E., and Harvey, J. K., "The Aerodynamics of an Isolated Road Wheel,” Proceedings of The Second AIAA Symposium on Aerodynamics of Sports and Competition Automobiles, IB. Pershing, eds.), AIAA, pp. 119-125, May (1974).
68.	Kurtz, D. W., "Aerodynamic Design of Electric and Hybrid Vehicles: A Guidebook," Jet Propulsipn Laboratory Publication 80-69 (1980).
69.	Janssen, L. J., and Hucho, W. H., “The Effect of Various Parameters on the Aerodynamic Drag of Passenger Cars," in Advances in Road Vehicle Aerodynamics, (H. S. Stevens, ed ), BHRA, pp. 223-253 (1973).
7Q. Goetz, H., “Schuttguttransport, Verschmutzung und Abgasgeruch bei Kraftfahrzeugen-Au-
441
swirkung und Aerodynamische Abhilfemassnahmen,” in Colloquium on Industrial Aerodyn-amics, (C. Kramer and H. J. Gerhardt, eds), Aachen, Part 3, pp. 97-108 (1974).
71.	Buchheim, R., Deutenbach, K. R., and Luckoff, H. J., “Necessity and Premises for Reducing the Aerodynamic Drag of Future Passenger Cars,” SAE Paper 810185 (1981).
72.	Carr, G. W., “Alternative Routes to a Low-Drag Automobile,’’ in Aerodynamics of Transportation, (T. Morel and C. Dalton, eds.), ASME, pp. 105-112 (1979).
73.	Hirt, C. W., and Ramshaw, J. D.. "Prospects for Numerical Simulation of Bluff-Body Aerodynamics,” in Aerodynamic Drag Mechanisms, (G. Sovran, T. Morel and W. T. Mason, eds.), pp. 313-350, Plenum, New York (1978).
74.	Palko, R. L., “Utilization of the AEDC Three-Dimensional Potential Flow Computer Program,” NASA SP-405, pp. 127-143 (1976).
75.	Kandil, O. A., Mook, D. T:, and Nayfeh, A. H., “New Convergence Criteria for the Vortex-Lattice Models .of the Leading Edge Separation,” NASA SP-405, pp. 285-292 (1976).
76. Leonard, A. “Simulation of Three-Dimensional Separated Flow with Vortex Filaments,’’ Lecture Notes in Physics, Springer-Verlag, Berlin (1977).
77. Maskell, E. C., “Flow Separation in Three Dimensions,” RAE Aero Report 2565 (1955).
Глава 11
МЕТОДЫ ПОДБОРА СИЛОВОЙ ПЕРЕДАЧИ
И ПРОГНОЗИРОВАНИЯ
ТОПЛИВНОЙ экономичности
Томас Р. Стоктон, Научно-исследовательские лаборатории, фирма «Форд мотор», г. Дирборн, шт. Мичиган, США
11.1.	ВВЕДЕНИЕ
Уровень топливной экономичности, установленный для какого-либо уже существующего или создаваемого автомобиля, должен определяться строго при заданном ездовом цикле и вполне определенным методом. Введение законодательства, устанавливающего средний показатель топливной экономичности (CAFE — the corporate average fuel economy), обязательный для производителей автомобилей, может быть причиной запрета продажи некоторых моделей автомобилей в течение данного года. Устанавливаемый законодательством средний показатель год от года может меняться, но стремление к повышению показателей топливной экономичности, устанавливаемых федеральным законом, можно считать постоянным. Проектирование и создание линий по выпуску автомобилей начинаются за несколько лет до начала их производства, что придает особое значение прогнозированию топливной экономичности и экспериментальным методам выявления способов ее повышения.
Разнообразные факторы, влияющие на топливную экономичность, можно объединить в следующие категории.
1.	Общие требования, предъявляемые к автомобилю, и его показатели.
2.	Требования, устанавливаемые законодательством.
3.	Технические требования, предъявляемые при выпуске.
4.	Задачи повышения конкурентоспособности.
5.	Показатели эффективности элементов силовой передачи.
6.	Рабочий объем двигателя.
7.	Передаточные числа коробки передачи и главной передачи.
Подбор силовой передачи представляет собой способ оптимизации топливной экономичности автомобиля путем определения наилучшей совокупности параметров силовой передачи, удовлетворяющих всем заданным требованиям. Сложное взаимное влияние различных параметров проще всего проанализировать с помощью достаточно полной программы расчета на ЭВМ. Однако прогнозирование топливной экономичности по результатам рас
443
четов на ЭВМ чаще всего осуществляется для оценки эффектов I изменения значений тех или иных параметров. Вследствие воз- I можных погрешностей расчетов абсолютные значения показателей топливной экономичности обычно определяются путем коррек-тировки известных результатов базовых экспериментов.
В этой главе анализируется роль основных параметров силовой передачи и автомобиля, среди которых:
1)	расход топлива двигателем в диапазоне рабочих скоростей *-и нагрузок;
2)	рабочий объем двигателя; .
3)	ездовые циклы;
4)	приемистость, способность преодолевать подъемы и макси- } мальная скорость автомобиля;
5)	показатели эффективности трансмиссии и коробки передач;
6)	передаточные числа и режимы переключения передач. ' Роль этих параметров будет исследована подробно. Способы уменьшения расхода топлива двигателем, снижения токсичности отработавших газов и уменьшения сопротивления качению рас- > смотрены в других главах.
11.2. ПАРАМЕТРЫ, ВЛИЯЮЩИЕ НА ТОПЛИВНУЮ ЭКОНОМИЧНОСТЬ
11.2.1.	РАБОЧИЙ ОБЪЕМ И ЭФФЕКТИВНОСТЬ ТЕПЛОИСПОЛЬЗОВАНИЯ ДВИГАТЕЛЯ
Во времена распространенности крупногабаритных автомДИ билей и доступности дешевого топлива в США и многих других странах для выбора предлагались различные двигатели: от боль-ших V-образных восьмицилиндровых до меньших по размеру шестицилиндровых двигателей, величина отношения рабочего объема двигателя к массе автомобиля при этом принимала зна-чения от 180 дюйм3/т (2,95 л/т) до 160 дюйм3/т (2,62 л/т). В тех т, случаях, когда топливная экономичность для покупателей была | важнее мощности, выбирались меньшие по размеру двигатели. S С уменьшением габаритов автомобилей, последовавшим за на- £ чавшимся в 1970-х годах нефтяным кризисом, когда особое зна- ?! чение стало придаваться высокой топливной экономичности, и средняя масса автомобиля и значение отношения рабочего объема двигателя к массе значительно уменьшились.
Отношения рабочего объема двигателя к массе автомобиля для^ двигателей без наддува были доведены до уровня, близкого 100дюйм3/т (1,64 л/т), т. е. до предела, после которого дальней^^И шее понижение уже не повышает топливную экономичность, а липп^^Н приводит к ухудшению показателей двигателя и уменьшеник^^И его мощности.
Уменьшение рабочего объема двигателя до минимума, npi^^H котором еще реализуются нужные показатели, обычно приводиться
444
рис. 11.1. Удельный расход топлива на единицу тормозной мощности двигателем рабочего объема 1,6 л.:
7” — крутящий момент, N —' частота вращения коленчатого вала двигателя (1 фут-фунт = 1,36 Н-м;
1 фунт/(л. с-ч) = 0,62 кг/(кВт-ч);
1 л. с. = 0,736 кВт):
/ — минимальный расход топлива; 2 — максимальный крутящий момент
Т,фут фунт
во
h.0
О ~	1000	2000	3000	W00 в,мин'’
к некоторому ухудшению показателей топливной экономичности на ездовом цикле ЕРА и на других ездовых циклах. Наилучший показатель удельного расхода топлива на единицу тормозной мощности (BSFC — brake-specific fuel consumption) для любого наперед заданного уровня мощности достигается при одной паре значений частоты вращения коленчатого вала двигателя и крутящего момента, которая обычно не соответствует требованию создания максимального крутящего момента двигателем минимального объема.
На рис. 11.1 представлены данные, характеризующие расход топлива типичным четырехцилиндровым двигателем в зависимости от величины среднего эффективного давления (ВМЕР — brake mean effective pressure) и частоты вращения коленчатого вала двигателя. На линии уровня, соответствующие постоянным значениям удельного расхода топлива на единицу мощности в фунт/(л.с-ч), нанесена кривая, соответствующая минимальному расходу топлива во всем диапазоне значений мощности.
Для минимизации потерь в двигателе, включая потери теплоты в цикле, потери при впуске, насосные потери и потери на механическое трение, предпочтительнее более высокие значения среднего эффективного давления и меньшая частота вращения коленчатого вала. При этом не только повышается термодинамический КПД двигателя, но и значительно уменьшаются насосные потери при дросселировании. При меньшей частоте вращения коленчатого вала минимизируются потери в двигателе на трение в подшипниках, трение поршней в цилиндрах, в клапанном механизме и в масляном насосе. Потери на работу вентилятора охлаждения, генератора и других вспомогательных механизмов и систем также уменьшаются. В реальных двигателях, однако, при полностью или почти полностью открытой дроссельной заслонке осуществляется обогащение топливовоздушной смеси, с тем чтобы двигатель мог развить максимальную мощность и для повышения чувствительности двигателя к положению дроссельной заслонки. В карбюраторных двигателях обогащение смеси регулируется степенью разрежения во впускном трубопроводе и ускорительным насосом, управляемым педалью газа.
445
Для достижения наилучшей топливной экономичности объем двигателя должен быть подобран таким, чтобы на заданном ездовом цикле можно было избежать или минимизировать увеличение мощности за счет обогащения топливной смеси. В этих условиях особенно важна роль трансмиссии для обеспечения оптимальных передаточных чисел и возможности такого переключения передач которое дает наилучшее с точки зрения удельного расхода топлива сочетание частоты вращения коленчатого вала двигателя и величины крутящего момента.
11.2.2. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ	-	'
Коробки передач с ручным переключением. Для малолитраж-ных автомобилей повсеместное распространение получила схема трансмиссии с передними ведущими колесами и четырехступенчатой коробкой передач с ручным управлением, расположенной не-посредственно у ведущего моста. Это недорогая трансмиссия, в которой коробка передач позволяет эффективно изменять передаточные числа, и функции коробки передач и главной передачи объединены. Передаточные числа для такой системы лучше выражать в виде отношения частот вращения коленчатого вала двигателя и ведущих колес, поскольку отдельно частоты вращения ведомого вала коробки передач и передаточные числа ведущего моста, когда функции их объединены, особого интереса не представляют. В обычных переднеприводных автомобилях среди передаточных чисел есть число, равное единице, т. е. имеется прямая передача. Полные передаточные числа представляют собой произведения передаточных чисел коробки передач на передаточное число ведущего моста.
Скорость вращения колеса и радиус шины определяют скорость движения автомобиля по дороге, значение которой является отправной точкой при определении параметров силовой передачи, оптимизирующих топливную экономичность автомобиля на заданном ездовом цикле. Требуемая эффективная мощность двигателя определяется при этом с помощью выражения
дг____________^авт_______
дв КПДКОр. перКПДгл пер
Значение КПД коробки передач и главной передачи очевидно. На рис. 11.2 показаны величины КПД типичной четырехступенчатой коробки передач с ручным переключением. Как правило, КПД всех зубчатых передач близок к 95 % при умеренных и боль- -ших нагрузках и снижается примерно до 80 % при малых на- , грузках.
Поскольку значительную часть ездового цикла ЕРА составляет движение при малом крутящем моменте, при оценках топливной экономичности следует пользоваться диаграммой КПД, а не 446
90 -	---------------------------------20
80 -	---------------------------------.fl
70 -
00 _____I_____I-----1------1-----1-----1-----L
500	1000	1500	2000	2500	5000	5500 N,muh
Рис. 11.2. Зависимость КПД (ti) четырехступенчатой коробки передач «Шевроле LUV» образца 1978 г. с ручным переключением от частоты вращения ведомого вала N. Числа у кривых указывают величину подводимого крутящего момента в фунт-фут (1 фунт-фут = 1,36 Н-м)
одним каким-либо числом. Значения КПД главной передачи будут рассмотрены в этой главе ниже.
Идеальная коробка передач заставила бы двигатель работать в соответствии с показанной на рис. 11.1 кривой, соответствующей наилучшей топливной экономичности, и давала бы возможность быстро увеличивать передаточное число при разгоне. Однако коробка передач с ручным переключением не может быть идеальной, поскольку возможно использование лишь ограниченного количества передаточных чисел. Эти передаточные числа и интервалы между ними, а также передаточное число главной передачи подбираются из условия обеспечения наилучших показателей топливной экономичности, производительности, максимальной скорости и способности к движению. При слишком большом количестве передаточных чисел или при малом отличии их друг от друга может потребоваться слишком частое переключение передач. Разрывы силового потока при переключениях сказываются на производительности, а частое включение ускорительного насоса отрицательно влияет на экономичность. Добавление пятой передачи к четырехступенчатой передаче может привести к улучшению осредненного показателя топливной экономичности примерно на 3,5%. Дополнительная шестая передача позволила бы добиться еще меньшего эффекта, так что ее введение для легковых автомобилей нецелесообразно из-за усложнения конструкции и увеличения трудоемкости управления.
Необходимо рассмотреть два режима переключения передач: один — обеспечивающий максимальную производительность при полностью открытой дроссельной заслонке, а другой — соответствующий установленным режимам при государственных испытаниях по определенйю показателя топливной экономичности ЕРА. Для продаваемых в США автомобилей ЕРА установлен режим переключения передач при применении четырехступенчатой коробки передач 15—25—40 миля/ч (24—40—64 км/ч), при котором показатель топливной экономичности ЕРА меньше оптимального.
Рис. 11.3 иллюстрирует, что максимальная производительность достигается, когда переключения передачи осуществляются при скорости, соответствующей пересечению ниспадающей ветви кривой зависимости крутящего момента (эффективного среднего дав-
447
Рис. 11.3. Оптимальный режим переключения передач для достижения максимальной производительности при применении коробки передач с ручным переключением.
а — ускорение,	v — скорость
(1 фут/с2 = 0,305 м/с2; 1 мнля/ч = — 1,6 км/ч):
1 — оптимальный момент переключения' с 1-й передачи на 2-ю; 2 — оптимальный момент переключения со 2-й передачи на 3-ю
Рис. 11.4. Оптимальный режим переключения передач для достижения наи-' лучшей топливной экономичности (1 л. с. '= 0,736 кВт; 1 миля/ч = = 1,6 км/ч):
/ — мощность N, требуемая иа соответст* вующей движению в городе части ездового цикла'
ления) или ускорения от скорости для данного передаточного числа с кривой для следующего более высокого передаточного числа. На рис. 11.4 показано, как следует определять оптимальный режим переключения передач при разгоне во время части ездового цикла ЕРА, соответствующей движению в городе. Этот режим, однако, не может быть использован во время государственных испытаний.
Коробки передач с автоматическим управлением. Наибольшее применение в автомобилях в период 1950—1980 гг. нашли трехступенчатые коробки передач с автоматическим управлением и с гидротрансформатором открытого типа. Гидродинамический трансформатор, состоящий из насосного колеса, турбинного колеса И реактора, обладает идеальными качествами, среди которых плавность работы, удобство эксплуатации водителем, обусловленное увеличением крутящего момента, и высокий КПД на большинстве режимов работы. Однако в дорожных условиях становятся заметными потери на проскальзывание. К другим потерям в транс-миссии относятся потери на работу масляного насоса, вентиляционное сопротивление и вязкое сопротивление фрикционного сцеп- ' ления или фрикционных лент. Все эти потери приводят к ухудше-нию среднего показателя топливной экономичности ЕРА на 12— » 15 % по сравнению с трансмиссией с ручным переключением пе- р редач. В следующем поколении коробок передач с автоматическим j управлением применение блокировки гидротрансформатора или < обходных путей передачи крутящего момента и расширение диапазона передаточных чисел трехступенчатых или четырехступенчатых передач приведет к работе двигателя с большим коэффици- ; ентом нагрузки, следствием чего явится улучшение топливной экономичности. Ухудшение показателя топливной экономия- ;
448
ности по сравнению с коробкой передач с ручным переключением снижается почти наполовину. Переход к поперечному расположению двигателей в переднеприводных автомобилях также способствует повышению КПД главной передачи. Для моделирования с помощью ЭВМ в качестве типичного представителя нового поколения автоматических трансмиссий рассмотрена трансмиссия, схема которой изображена на рис. 11.5.
Для оценки качества гидротрансформатора обычно служит величина
* = (11Л)
где /С — входной размерный фактор; N — частота вращения насосного колеса, мин-1, а Т — крутящий момент, фунт-фут (1 фунт фут = 1,36 Н м).
Величина Д’ обычно задается при наименьшей возможной частоте вращения коленчатого вала двигателя. Наименьшую частоту вращения вала при этом удобно определять при полностью открытой дроссельной заслонке. Графики зависимости величины Д, отношения крутящих моментов и КПД от отношения скоростей насосного и турбинных колес гидротрансформатора при постоянном моменте на входе для гидротрансформатора диаметром 10,25 дюйм (26 см), у которого величина Д равна 0,137-10-3, приведены на рис. 11.6. В соответствии с уравнением
Ti = CN2iD5i (11.2)
видно, что момент на насосном колесе изменяется пропорционально квадрату частоты вращения и пятой степени диаметра потока в торообразном насосе гидротрансформатора и не зависит от величины подводимого крутящего момента. Для гидротрансфор-
Рис. 11,5. Трансмиссия с автоматическим управлением переднеприводного автомобиля:
1 — гидротрансформатор:
2 — масляный насос; 3 — блокирующее сцепление; 4 — передаточный привод: 5 — главная передача; 6 — карданы равных угловых скоростей; 7 — шины
Вспомогательное оборудование: управление с усилителен, система кондиционирования воздуха, генератор переменного тока
449
15 П/р Д. Хиллиарда
Рис. 11.6. Характеристика гидро, трансформатора. Зависимость отношения крутящих моментов f(T (1\ входного размерного фактора Л" (И и КПД (ц) (3) от отношения частот вращения ведущего и ведомого ва-Лов
маторов с любыми углами на входе и выходе лопаток могут быть подобраны размеры из условия достижения требуемой величины Д'.
Применение более производительных гидротрансформаторов позволяет улучшить топливную ЭКОНОМИЧНОСТЬ ценой снижения КПД, а размеры и особенности си
стемы лопаток гидротрансформатора играют важную роль при подборе гидротрансформатора для системы автомобиль— двигатель. При применении системы блокировки сцепления пробуксовывания в гидротрансформаторе можно избежать, за исключением начального этапа движения на низшей передаче. Влияние размеров гидротрансформатора, таким образом, в со
временных трансмиссиях на топливную экономичность становится
менее щутимым.
Потери в трансмиссии представляют собой потери в масляном насосе и в коробке передач. Обычно применяются насосы постоянной производительности с шестернями внутреннего и наружного зацепления, приводимые в движение двигателем, которые обе-печивают необходимое гидравлическое давление перемещения сцепления или фрикционных лент, загрузки гидротрансформатора, смазки и охлаждения. Производительность за оборот подбирается главным образом из условия ограничения утечки из систем управления и смазки при холостых оборотах и составляет примерно 2 галлон/мин (7,6 л/мин). При более высоких частотах вращения расход увеличивается. Для снижения потерь такого рода в последнее время наметилась тенденция применения крыльчатых насосов с переменной производительностью. В табл. 11.1 приведены значения затрат мощности на работу типичного шестеренчатого насоса от частоты вращения коленчатого вала двигателя и скорости движения автомобиля. Для сравнения там же приведены результаты оценок затрат мощности на работу насоса с регулируемой производительностью, удовлетворяющего таким же требованиям по обеспечению подачи необходимого количества
жидкости.
450
]], 1. Затраты мощности на работу в дорожных условиях масляного насоса трансмиссии С-4
Скорость движения автомобиля (миля/ч)	Частота вращения вала двигателя. мии~х	Затраты мощности, л. с.		
		Обычный насос (результаты испытаний)	Насос с регулируемой производительностью (оценка)	Насос с отдельным приводом (оценка)
Холостой Ход	600	0,16	0,16	0,16
Холостой Ход	800	0,20	0,16	0,16
30	1242	0,33	0,21	0,17
40	1600	0,47	0,22	0,18
50	1971	0,71	0,28	0,20
60	2115	0,98	0,31	0,25
70	2736	1,31	0,44	0,28
80	3121	1,71	0,50	0,28
90	3507	2,14	0,58	0,28
100 \	3889	2,61	0,72	0,29
Примечание. 1 миля/ч = 1,6 км/ч; 1 л. с. — 0,736 кВт.
Поскольку с увеличением крутящего момента на входе давление увеличивается, при разгоне его величина может превосходить величину давления при нагрузках, соответствующих дорожным условиям. При оценках топливной экономичности, таким образом, следует учитывать данные о затратах мощности на работу масляного насоса во всем диапазоне частот вращения вала двигателя для заданного ездового цикла.
Коробка передач. При подборе передаточных чисел планетарных шестеренчатых передач, используемых в трансмиссиях с автоматическим управлением, следует учитывать как соотношение передаточных чисел переднего и заднего хода, так и степень сложности передаточного механизма. Наиболее распространенная шестереночная передача в заднеприводных автомобилях состоит из двух наборов планетарных шестерен с передаточными числами:
низшая передача..................................... 2,46	: 1
промежуточная передача.............................. 1,46	: 1
высшая передача....................................   1,1	: 1
передача заднего хода  .......................... —2,19 : 1,
Для расчетов топливной экономичности важно знать КПД коробки передач без масляного насоса. Данные для средней по размерам трансмиссии приведены в табл. 11.2. Для иллюстрации в этой же таблице приведены значения КПД для гидротрансформатора и масляного насоса. КПД коробки передач на низшей и промежуточной передачах примерно таковы же.
В более эффективных с точки зрения топливной экономичности трехступенчатых коробках передач с автоматическим управлением, таких как коробка передач переднеприводной трансмиссии «Форд АТХ», диапазон изменения передаточных чисел переднего 15*	451
11.2. КПД элементов трансмиссии
I. Потерн мощности при нагрузках, соответствующих дорожным условиям
Частота вращения вала двигателя, МНИ"1	Скорость движения автомобиля, миля/ч	Мощность двигателя» л. с.	А + В + С Потери в трансмиссии, л. с.	А Потери в гидротрансформаторе, л. с.	В Затраты на работу масляного насоса, л. с.	с Потерн в коробке передач, л. с.
1242	30	9,02	2,11	1,13	0,33	0,65
1600	40	13,505	2,62	1,30	0,47	0,85
1971	50	21,52	3,53	1,54	0,71	1,28
2115	60	32,44	4,71	1,93	0,98	1,80
2736	70	47,48	6,03	2,52 •	1,31	2,20
3121	80	67,08	7,58	3,24	1,71	2,63
3507	90	87,20	9,33	4,03	2,14	3,16
3889	100	113,30	11,33	4,88	2,61	3,84
II. КПД прн нагрузках, соответствующих дорожным условиям	|					
Скорость движения автомобиля, миля/ч	КПД трансмнссин, %	кпд коробки передач с масляным насосом, %	кпд гидротрансформатора, %	кпд масляного насоса, %	КПД J коробки 1 передач, % - |
30	76,6	87,3	87,7 .	56,7	91,7
40	80,6	88,8	90,8	-	55,3	93,3
50	. 83,4	89,6	- 93,1	50,3	93,6	-
60	85,7	90,9	94,3	45,9	94,0
70	87,3	92,6.	94,4	43,1	94,9
80	88,7	93,4	95,0	41,8	95,6 ,
90	89,3	93,7	95,3	40,8	96,1
100	90,0	99,3	95,7	40,4	96,4
Приме	ч а н и е. 1	миля/ч = 1,6	км/ч; 1 л. с. = 0,736 кВт.		
хода увеличен, так что передаточное число ведущего моста может быть уменьшено без снижения КПД. В этой трансмиссии применяется обходной путь передачи крутящего момента механическим путем. В коробке передач АТХ следующие передаточные числа: низшая передача ...................... 2,79	: 1 (гидротрансформатор открыт),
промежуточная передача................ 1,61	: 1 (на 62 % механическая),
высшая передача ......................... 1	; 1 (на 93 % механическая),
передача заднего хода..............—1,97 : 1 (гидротрансформатор открыт).
При добавлении четвертой скорости три низших передаточных числа могут быть взяты такими же, как и в обычной трех-ступенчатой передаче. Четвертое, или ускоряющее, передаточное число при условии блокировки гидротрансформатора или использовании обходного пути передачи момента позволяет улучшить топливную экономичность без ухудшения ездовых качеств. В 452
трансмиссии «Форд AOD», используемой в заднеприводных автомобилях, следующие передаточные числа:
низшая передача . 2,40 : 1 (гидротрансформатор открыт),
промежуточная передача............................. 1,47	: 1 (гидротрансформатор открыт),
высшая передача .................'.	1,00: 1 (на 50 % механическая),
ускоряющая передача ............................... 0,67	: (на 100 % механическая),
передача заднего хода..............—1,97 : 1 (гидротрансформатор открыт).
В системах с разделением путей передачи мощности гидротрансформатор обычно функционирует вместе с шестеренчатыми передачами, в этих случаях для оценки топливной экономичности представляет интерес определение части потерь на проскальзывание в гидротрансформаторе. Важно учесть, что положительный эффект уменьшения потерь на проскальзывание в системах с разделением путей передачи мощности усиливается, и суммарные потери на проскальзывание в трансмиссии меньше, чем потери в гидротрансформаторе. Этот эффект можно проиллюстрировать на примере второй передачи коробки передач «Форд АТХъ, схематично изображенной на рис. 11.7.
Отношение части мощности, передаваемой механическим путем, к передаваемой гидравлическим путем определяется отношением среднего диаметра 7? зубчатого колеса с внутренним зацеплением планетарной передачи к среднему диаметру S центральной шестерни. В рассматриваемом примере
R/S = 0,62/0,38 = 1,63.’	(11.3)
Кинематические потери в гидромеханической передаче между насосом и турбиной уменьшаются, что описываетсй с помощью формул (11.4) и (11.5):
(1 + R/S) = 2,63.	(11.4)
Кинематические потери в трансмиссии = кинематические потери в гидротрансформаторе : — =
= 0,38-кинематические потери в гидротрансформаторе. (11.5)
Сами кинематические потери в гидротрансформаторе тоже
уменьшаются, поскольку уменьшается величина передаваемого
крутящего момента. С помощью приведенных ниже зависимостей (11.6)—(11.8) эффективная величина Д для второй передачи может быть вычислена следующим образом: NQ — частота вращения на входе открытого гидротрансформатора, До — характеристика открытого гидротрансформатора, То — крутящий момент на входе открытого
Передача с помощью жидкости 0,38Тс
R
Механическая передачаДб2Те
Те
—
? ~-^Ге Подвод крутящего
момента
. Рис. 11.7. Делитель мощности второй ’ передачи системы АТХ
s
453
гидротрансформатора, Ns — частота вращения на входе дели-теля мощности, Ks — эффективная характеристика делителя мощности, Ts — крутящий момент на входе делителя мощности
Ns = KQTS = Ко 0,38 = Ка (0,62),	(H.6j
но для второй передачи М8 — No. Поэтому
Ks = Ко (0,62).	(Ц.7)
Поскольку только 38 % подводимого крутящего момента на второй передаче передается гидротрансформатором, эффективная величина Kse для всей передачи становится равной
Kse = К. (0,38) (0,62) =	(0,235).	(11.8)
При подготовке данных для оценки топливной экономичности с помощью ЭВМ величину Д', характеризующую гидротрансформатор открытого типа, следует уменьшать, умножив на коэффициент (0,235) *.
Частота вращения, при которой включается ускоряющая передача для каждого заданного ездового цикла, может быть подобрана из условия обеспечения наилучшей топливной экономичности. Никаких узаконенных требований к режимам переключения передач для автоматических систем не существует. Для оптимизации различных параметров режимы необходимо устанавливать отдельно.
* В СССР нагрузочную способность гидротрансформатора принято оценивать величиной коэффициента момента насоса. При этом значение момента на насосном колесе можно определить по формуле
тк = ХнряЖ,
где р — плотность жидкости; Da — активный диаметр гидротрансформатора. Связь между коэффициентом Ко и коэффициентом момента Лн можно определить по выражению
Ко = -J -=-•
Для двухпоточной гидродинамической передачи, рассматриваемой в данном случае, значение коэффициента момента передачи Дн)пер выразится через коэффициент момента гидротрансформатора (Хн)тр по выражению
(^-н)пер = (^-н)тр 1 Н д >
где А — радиус солнечной шестерни; С — радиус коронной шестерни; К — коэффициент трансформации гидротрансформатора. Мощность, проходящая в такой передаче через трансформатор, является величиной переменной, и отношение этой мощности Ртр к мощности двигателя Ре определится по формуле
^тр	1
ТТ" ~	, СА •
+ А
А. В. Петров «Планетарные и гидромеханические передачи колесных и гусеничных машин» М.: Машиностроение, 1966 г. 286 с., Прим. ред. пер.
454
Бесступенчатые коробки передач. Обращаясь к рис. 11.1, можно видеть, что работа в соответствии с кривой наилучшей топливной экономичности может быть обеспечена лишь с помощью коробки передач с бесконечным числом передаточных чисел. Система управления при применении такой бесступенчатой коробки передач должна подобрать во всем диапазоне нагрузок частоту вращения вала двигателя и величину эффективного среднего давления, которые соответствуют наименьшей величине удельного расхода топлива. При этом постоянно будут регулироваться передаточное число бесступенчатой коробки передач и положение дроссельной заслонки двигателя или давление во впускном трубопроводе. Такая система управления практически позволит оптимизировать топливную экономичность на любом ездовом цикле. При использовании бесступенчатой коробки передач требуется специальное устройство типа сцепления, гидромуфты или гидротрансформатора, поскольку бесступенчатые передачи клиноременного или фрикционного типа не обладают способностью обеспечить трогание с места и, кроме того, диапазон доступных передаточных чисел ограничен. Для применения в автомобилях рассматривались также гидростатические и гидромеханические системы, однако их разработка сдерживалась из-за ряда проблем, в частности из-за шума.
Перспективными системами бесступенчатых передач являются резиновые и цепные ременные передачи со шкивами, обеспечивающими изменение передаточных чисел. Такие механизмы могут использоваться в различных сочетаниях с устройствами для обеспечения трогания с места и приводными механизмами, что позволяет получить трансмиссию с требуемыми характеристиками.
Повышение КПД часто является следствием сужения диапазона передаточных чисел, и достижение наилучшей топливной экономичности часто требует компромиссного решения. Для расширения диапазона передаточных чисел без ущерба для КПД могут также применяться схемы, позволяющие одновременно осуществлять работу на нескольких режимах.
По многим соображениям практического характера часто приходится работать на режимах, не соответствующих наилучшей топливной экономичности. В основном это связано с увеличением шума, вибраций и возможным повышением токсичности отработавших газов при работе двигателя в условиях больших нагрузок. При применении бесступенчатой коробки передач может потребоваться дополнительная регулировка двигателя для выполнения установленных требований по токсичности отработавших газов на ездовом цикле.
Характеристики эффективности работы и диапазон передаточных чисел бесступенчатой передачи с трудом позволяют добиться улучшения топливной экономичности по сравнению с обычными коробками передач с автоматическим управлением, такими как «Форд АТХ» и «Форд АСЮ». Поскольку бесступенчатая пе-
455
Т.фут-фунт 50
------10
------25 Крутящий монет
------40 на ведущем валу
О ЮОО 2000 ^мин'
Рис. 11.8. Зависимость потерь крутящего момента Т от частоты вращения ведущего вала N, отношение частот вращении ведущего и ведомого валов Rs = 1,1 (1 фут-фунт = 1,36 Н-м)
Рис. 11.9. Зависимость величины КПД (гр от частоты вращения ведущего вала N передачи с непрерывно изменяющимся "передаточным числом (jV;/jV0 — отношение частот вращения ведущего и ведомого валов)
редача функционирует постоянно и с меньшими значениями КПД, чем зубчатые передачи или прямая передача, КПД такой передачи меньше. Однако повышение КПД двигателя при применении бесступенчатой передачи может с избытком возместить уменьшение КПД трансмиссии. Для сравнения показателей передач этих двух типов, определяемых с помощью ЭВМ по совершенно различным программам, и принятия окончательного решения требуется учет результатов испытаний трансмиссий на автомобилях.
Диаграмму изменения КПД трансмиссии с бесступенчатой передачей лучше всего строить по результатам индивидуальных испытаний каждой из подсистем трансмиссии. К ним относятся механизм бесступенчатой передачи, масляный насос, пусковое устройство, приводной механизм и главная передача.
Результаты испытаний по определению КПД резиновой ременной автомобильной передачи автомобиля, разработанной фирмой «Гейтс Раббер», показаны на рис. 11.8 и 11.9. На первом из них показано влияние частоты вращения на входе при различных значениях крутящего момента в положении, соответствующем передаточному числу 1:1. КПД достаточно высоки при всех значениях частоты вращения и крутящего момента, характерных для нормальных условий эксплуатации.
На рис. 11.9 показано влияние передаточного числа бесступенчатой передачи при различных частотах вращения на входе. КПД при использовании стальных цепных передач такие же, как и у резиновых ременных передач, но для них требуются существенно большие зажимные усилия, что приводит к увеличению потерь на работу масляного насоса.
11.2.3. ПОТЕРИ В КАРДАННОЙ ПЕРЕДАЧЕ
При передаче мощности от трансмиссии к ведущим колеса! происходят некоторые потери в элементах карданной передачи Эти элементы различны при установке двигателя в автомобиля! 456
по различным схемам. В настоящее время выпускаются автомобили с продольным и поперечным расположением двигателя как впереди, так и сзади. В США наиболее распространена схема, в соответствии с которой двигатели заднеприводных автомобилей располагаются впереди в продольном направлении. Однако в связи с тенденцией уменьшения размеров двигателей и автомобилей для улучшения топливной экономичности в будущем, по-видимому, большее распространение получат переднеприводные автомобили с поперечным расположением двигателя в передней Части. Несколько схем расположения двигателей с коробкой передач, используемых в выпускаемых в США в переднеприводных автомо-. билях, схематично изображены на рис. 11.10. В переднеприводных автомобилях имеется четыре шарнира равных угловых скоростей для передачи мощности и облегчения управления. При расположении двигателя заднеприводных автомобилей в передней части изменение углов наклона карданного вала при движении автомобиля осуществляется двумя карданными шарнирами. Поскольку КПД шарниров равных угловых скоростей и карданных шарниров при малых изменениях углов близок к 98—99 %, под тери в них при любых схемах карданных передач примерно одинаковы. Практически различия в КПД карданных передач определяются различием числа и типа соединений в передаче (в главной передаче и в ведущем мосте).
Наиболее распространены три типа передач: шестеренчатые передачи без изменения направления, цепные передачи и гипоидные передачи. На рис. 11.11 приведены результаты сравнения КПД цепной передачи «Морзе Hi-Vo» и шестеренчатой передачи. Видно,что КПД цепной передачи выше во всем диапазоне эксплуатационных нагрузок, причем их преимущество заметнее при малых по величине крутящих моментах и частотах вращения.
На рис. 11.12 приведены результаты сравнения цепной «Морзе Hi-Vo» и гипоидной 9,00 и 6,75 дюймов (22,9 и 17,1 см) главных передач автомобиля массой 3000 фунтов (1300 кг) при различных значениях передаточного числа. Отмеченные точки соответствуют средним значениям крутящего момента, подводимого к главной передаче при испытаниях по ездовому циклу
12	3^	5
Рис. 11.10. Наиболее употребительные схемы расположения элементов силовой передачи переднеприводного автомобиля (Е — двигатель, Т — коробка передач):
1 — поперечное расположение с тремя осями; 2 — поперечное расположение с двумя осями, коробка передач на осн колес; 3 — поперечное расположение с двумя осями, коробка передач на осн двигателя; 4 — продольное расположение в одну линию; 6 — продольное расположение с двумя параллельными осями
467
Рис. 11.11. Сравнение величин КПД (ц) цепной и зубчатой передач с параллельными осями при различных значениях крутящего момента Т. Цифры у кривых обозначают частоту вращения в мнн-1 (1 фунт-фут = 1,36 Н-м)
/ — цепная передача «Морзе Hi—Vo»; 2 — передаточные числа главной передачи, соответствующие средним значениям крутящего момента, подводимого к главной передаче, автомобиля маемой 3000 фунт (1300 кг); 3 — вал диаметром 9 дюймов (22,9 см); 4 — вал диаметром-6,75 дюймов (17,1 см)
Рнс. 11.12. КПД главной передачи (1 фут X X фунт = 1,36 Н-м): 
Рис. 11.13. Затраты мощности L на работу вспомогательного оборудования: а — генератор переменного тока силой 20 А; б — рулевое управление с усилителем; в— вентилятор охлаждения с диаметром лопастей 16,5 дюймов (41,9 см) и шагом лопастей 2 дюйм (5,1 см); г — компрессор системы кондиционирования воздуха (1 л. с. = — 0,736 кВт)
CVC-CH. Результаты показывают, что КПД гипоидной передачи увеличивается при увеличении нагрузки, в то время как КПД цепной передачи почти не изменяется. КПД цепной передачи значительно превышает КПД гипоидной передачи для всех значений нагрузки.
Очевидно, что КПД карданных передач переднеприводных автомобилей с поперечно расположенными двигателями в передней части выше, чем у обычных заднеприводных автомобилей. Другими преимуществами поперечного расположения двигателей в передней части являются уменьшение массы и повышение жесткости (более подробно этот вопрос обсуждается в разд. 11.3).
Л
11.2.4. ПОТЕРИ НА РАБОТУ ВСПОМОГАТЕЛЬНОГО ОБОРУДОВАНИЯ
работу вспомогательных устройств, определенные при испытаниях по ездовому циклу ЕРА, добавляются к требуемой мощности на валу. В тех случаях, когда это возможно, затраты мощности на работу вспомогательных устройств определяются по результатам автономных испытаний отдельных элементов. При отсутствии такой возможности используются типичные кривые затрат мощности, изображенные на рис. 11.13. Затраты на генератор переменного тока часто предполагаются постоянными, соответствующими среднему значению силы тока на ездовом цикле ЕРА. Затраты мощности на рулевое управление определяются из условия легкости управления.
Типичные затраты мощности двигателя на работу вентилятора показаны на рис. 11.3, в. При применении электрического вентилятора затрат мощности на его работу во время ездового цикла ЕРА не требуется. При оценке эффективности автомобиля затраты мощности на работу системы кондиционирования воздуха обычно не учитываются. При оценке топливной экономичности для их учета можно воспользоваться кривой, изображенной на рис. 11.13, г.
Суммарные затраты мощности на генератор, системы управления и кондиционирования воздуха мало зависят от размеров автомобиля. Затраты на работу вентилятора зависят от размеров автомобиля, в малолитражных автомобилях обычно устанавливаются электрические вентиляторы.
В соответствии с методикой испытаний на стенде по ездовому | циклу ЕРА автомобили должны быть оснащены работающими re- I нератором переменного тока и вентилятором охлаждения. |
Другие вспомогательные устройства устанавливаются в том ii случае, если количество автомобилей данной модели, в которых | они используются, достигает одной трети. При наличии системы | кондиционирования воздуха она во время испытаний на стенде | не включается, но нагрузка увеличивается на 10 %.	’!
При оценках эффективности автомобиля и топливной экономичности с целью подбора силовой передачи потери мощности на 458
I
11.3. ВЛИЯНИЕ ХАРАКТЕРИСТИК. АВТОМОБИЛЯ
НА ТОПЛИВНУЮ экономичность
Топливная экономичность автомобиля существенно зависит от его предполагаемых характеристик и от ездового цикла, на котором она оценивается. Оптимизация силовой передачи для достижения наилучшей топливной экономичности, осуществленная без учета характеристик автомобиля и особенностей ездовых циклов, соответствующих условиям движения в городе и по шоссе, может привести к ухудшению эксплуатационных качеств авто-
459
Рнс. 11.14. Зависимость топливной экономичности Q От времени разгона с места до скорости 60 миля/ч (96 км/ч) t, цифры у стрелок означают рабочий объем двигателя в литрах:
/ — предел, определяемой способностью преодоления подъема 30 % на первой передаче;
2 — пределы, определяемые способностью по преодолению подъема 3 % на четвертой передаче со скоростью 55 н 60 мнля/ч (88
• н 96,5 км/ч)
мобиля. В связи с этим необходимо выявить зависимости между топливной экономичностью, характеристиками автомобиля и характеристиками ездовых циклов. Характеристики автомобиля используются для количественной оценки таких его качеств, как:
1)
2)
3)
4)
время разгона;
способность преодоления подъема;
максимальная скорость; комфортность движения.
Время разгона легковых автомобилей массового производства сильно изменилось после введения в 1974 г. ограничений на поставку нефти. Общепринятой мерой времени разгона является время возрастания скорости с 0 до 60 миля/ч (96 км/ч). За период 1974—1980 гг. время разгона до скорости 60 миля/ч (96 км/ч) увеличилось с 10 до 15 с. Это изменение, как показывают результаты испытаний по циклу, имитирующему движение в городских условиях, произошло вследствие осуществления мер по повышению топливной экономичности. Взаимосвязь времени разгона и топливной экономичности при постоянных значениях отношения N/V иллюстрируется кривыми, изображенными на рис. 11.14.
Способность к преодолению подъемов влияет на топливную экономичность, поскольку она определяет диапазон изменения передаточных чисел. Способность к преодолению подъема измеряется минимальной величиной угла подъема, преодолеваемого автомобилем с ускорением с места на передней и задней передачах. Для легковых автомобилей эта величина обычно составляет 30 %. При определении требуемого рабочего объема двигателя, пе-460
редаточных чисел низшей передачи и передачи заднего хода, передаточного числа главной передачи и гидротрансформатора следует учитывать требования к способности к преодолению подъемов. Другим показателем способности к преодолению подъемов является способность преодоления подъема величиной 3 % на высшей передаче при скорости 55 и 60 миль/ч (88,5 и 96 км/ч). Эти требования необходимо учитывать при подборе силовой передачи, несколько подробнее они рассматриваются в разд. 11.5.2.
Максимальная скорость движения автомобиля влияет на топливную экономичность в той мере, в какой она определяет мощность двигателя и передаточное число главной передачи.
Ездовые качества автомобиля обычно оцениваются субъективно, к ним относятся управляемость, шум и вибрация. На ездовые качества влияют такие параметры силовой передачи, как рабочий объем двигателя, количество цилиндров, величина отношения N/V (частота вращения вала двигателя, мин-1, к скорости движения автомобиля, миля/ч) и жесткость трансмиссии (для переднеприводных и заднеприводных автомобилей она различна). Чем больше рабочий объем двигателя и чем больше цилиндров, тем больше развиваемый им крутящий момент и тем быстрее и плавнее можно регулировать его величину. У переднеприводных автомобилей трансмиссия жестче, поскольку у нее отсутствует карданный вал и на ее жесткости не сказывается влияние кузова и колес. При такой трансмиссии также облегчается управление автомобилем. Величина отношения N/V существенно влияет на. шум и вибрацию автомобиля. При слишком малых значениях этого отношения ухудшаются условия разгона, возникают шум и вибрации в местах крепления двигателя. При слишком большой величине отношения ухудшается топливная экономичность и возникает высокочастотный шум двигателя. На рис. 11.14 кроме графиков зависимости топливной экономичности от быстроты разгона приведены и графики, характеризующие взаимосвязь отношения N/V и рабочего объема двигателя.
Такая диаграмма является типичным примером информации, используемой при подборе параметров силовой передачи, подробнее она будет рассмотрена в разд. 11.5.
11.4.	РАСЧЕТЫ НА ЭВМ ТОПЛИВНОЙ ЭКОНОМИЧНОСТИ И ХАРАКТЕРИСТИК АВТОМОБИЛЯ
Для правильного подбора силовой передачи необходимо проанализировать результаты расчетов на ЭВМ топливной экономичности и характеристик автомобиля по сложным программам с учетом практических ограничений, накладываемых на величину отношения N/V. Блок-схема программы расчетов топливной экономичности приведена на рис. 11.15. Расчет начинается с анализа
461
^ведущий мост |
| Начало
Зависимость скорости от времени для ездового цикла (например ,цикл ЕРД соответствующий движению вгородещлц gp j
Определенная по результатам испытаний нагрузка в дорожных условиях(величцна крутящего момента на ведущем валу в зависимости от установившейся скорости движения автомобиля) или нагрузка определенная расчетным путем ’ (по результатам стендовых испытаний с учетом сопротивления качению шин аэродинамического сопротивления и др.)
Рис. 11.15. Блок-схема программы расчета топливной экономичности
нагрузок на ведущие колеса, основными исходными данными являются посекундные данные о зависимости скорости автомо-биля от времени. На первом этапе рассчитывается крутящий момент на ведущем колесе и частота его вращения, необходимые для движения автомобиля с заданной скоростью, соответствующей ездовому циклу. Крутящий момент на ведущем колесе подсчитывается по каким-либо из следующих исходных данных.
1.	Результаты эталонных трековых испытаний, определяющие взаимозависимость скорости автомобиля, частоты вращения ведущего вала и крутящего момента на ведущем валу.
2.	Результаты расчетов, проведенных с учетом аэродинамического сопротивления и сопротивления качению шин.
3.	Результаты расчетов дорожных нагрузок в том случае, когда автомобиль испытывался на динамометрическом стенде.
После расчета крутящего момента на ведущих колесах и частоты вращения ведущих колес по известному передаточному 462
числу и КПД ведущего моста определяются крутящий момент на ведущем валу и частота вращения вала.
Подводимый к трансмиссии со стороны двигателя крутящий момент и частота вращения подводящего вала рассчитываются по значениям крутящего момента на ведущем валу и частоты вращения ведущего вала, основными параметрами при. этом являются передаточные числа и КПД трансмиссии. При первом расчете по программе предполагается, что установлена первая передача. Знание значения крутящего момента на входе трансмиссии и частоты вращения подводящего вала (которые равны крутящему моменту и частоте вращения вала на выходе гидротрансформатора или сцепления) позволяет рассчитать крутящий момент на входе гидротрансформатора (или сцепления) и частоту вращения подводящего вала.
Основными исходными данными при проведении этих расчетов для трансмиссий с автоматическим управлением являются данные о КПД гидротрансформатора (см. рис. 11.6). С помощью изображенных на этом рисунке кривых и определяются крутящий момент на входе гидротрансформатора и частота вращения подводящего вала.
В случае трансмиссии с ручным переключением передач предполагается, что сцепление может осуществлять передачу крутящего момента без потерь, т. е. без проскальзывания. Проскальзывание сцепления допускается лишь тогда, когда скорость движения становится меньше некоторой критической величины, близкой обычно к 15 миль/ч (24 км/ч), или когда требуемая в соответствии с условиями ездового цикла частота вращения вала, подводящего момент к сцеплению, меньше частоты вращения на режиме холостого хода. Наконец, после добавления к крутящему моменту на входе гидротрансформатора затрат на работу вспомогательного оборудования определяется требуемая величина крутящего момента на выходе двигателя.
Зная значения создаваемого двигателем и требуемого крутящих моментов, можно подсчитать разрежение в двигателе с помощью соотношения (определяемого экспериментально) между крутящим моментом и разрежением. При известных величине разрежения в двигателе и режиме изменения передаточных чисел трансмиссии с автоматическим управлением (зависимости передаточного числа от разрежения и от частоты вращения ведущего вала) можно выяснить, находится ли автоматическая передача в нужном положении. Если нет, то передаточное число трансмиссии изменяется на требуемое, и крутящий момент двигателя, а также частота вращения вала двигателя подсчитываются заново при этом передаточном числе.
В случае трансмиссии с ручным переключением передач соответствующая передача подбирается по результатам сопоставления скорости автомобиля со значениями скоростей, при которых должно производиться переключение передач. При установленных
463
Рис. 11.18. Блок-схема программы расчета характеристик
соответствующих друг другу передаточном числе, крутящем моменте двигателя и частоте вращения вала двигателя по соот-
ношению, характеризующему зависимость расхода топлива от крутящего момента двигателя (которое определяется экспериментально или расчетным путем), вычисляется ожидаемый расход топлива на этом режиме работы двигателя.
Все описанные выше расчеты повторяются для каждой се-
кунды движения
автомобиля
по заданному
ездовому
циклу
(ис-.

ходными данными служат значения скорости в отдельные моменты времени) и результаты суммируются для определения полного расхода топлива за все время движения. На печать могут выводиться как все результаты расчетов для каждого момента времени, так и лишь итоговые результаты. Блок-схема программы расчета характеристик автомобиля изображена на рис. 11.16.
464
Этот расчет начинается с двигателя. Составляется таблица значений крутящего момента, который может подводиться к сцеплению или гидротрансформатору, для различных значений частоты вращения вала двигателя с интервалом 50 мин-1 (начиная с частоты вращения на режиме холостого хода). Сначала вычисляются значения крутящего момента на выходе гидротрансформатора (со стороны трансмиссии) и частоты вращения ведомого вала с помощью кривых, характеризующих КПД гидротрансформатора. (В случае трансмиссии с ручным переключением передач предполагается, что сцепление может передавать весь крутящий момент двигателя без проскальзывания). Далее по кривым, характеризующим КПД трансмиссии, и значениям передаточных чисел вычисляются крутящие моменты на ведущем валу и частоты вращения ведущего вала для различных значений крутящего момента на выходе гидротрансформатора (или сцепления) и частоты вращения ведомого вала. Используя передаточное число ведущего моста, кривые, характеризующие КПД ведущего моста, и величину радиуса колеса (рассчитанную по числу оборотов колеса за милю), можно вычислить значения подводимой к колесу силы при различных скоростях движения автомобиля (соответствующих значениям частоты вращения ведущего вала, а значит и частоты вращения вала двигателя, которые использовались при расчете в качестве исходных данных крутящего момента на входе гидротрансформатора или сцепления) по известным значениям крутящего момента на ведущем валу и частоты вращения ведущего вала.
После расчета значения подводимой к колесам автомобиля силы при различных скоростях в соответствии с программой рассчитывается сила, которую требуется подвести к ведущим колесам для движения автомобиля с различными постоянными скоростями. При проведении этих вычислений задаются различные значения скорости движения автомобиля и определяются соответствующие им значения крутящего момента на ведущем валу и частоты вращения ведущего вала. Эти значения момента и частоты вращения определяются по результатам испытаний (представленных в виде графиков, описывающих зависимость крутящего момента на ведущем валу от скорости движения автомобиля) или по результатам расчетов, выполненных с учетом аэродинамического сопротивления и сопротивления качению.
Зная зависимость силы, подводимой к ведущим колесам, от скорости движения автомобиля и зависимость силы, которую требуется подвести к ведущим колесам для того, чтобы автомобиль двигался с некоторой постоянной скоростью, от величины этой скорости, очень просто определить силу, которую можно использовать для ускорения автомобиля. По значениям этой силы и массы автомобиля можно установить зависимость ускорения от скорости.
Используя эту зависимость, можно выявить зависимости скорости, расстояния, ускорения от времени и т. п. С помощью этих
465
11.3. Пример вывода результатов расчетов ва ЭВМ
AMBIENT CONDITION		MPG	MPG
Е DISPL/VENT		200.0/1.	200.0/1
N В'CURVE NO.		• 50201-N	50201-N
G С CURVE NO.			
IDLE RPM		650.	650.
FUEL CALC		FL7A-200	FL7A-200
T TYPE		TR7A-40C	TR7A-40C
R GEAR RATIO	1	3.29	3.29
A GEAR RATIO	2	1.84	1.84
N GEAR RATIO	3	1.00	LOO
S GEAR RATIO	4	'	0.81	0.81
GEAR RATIO	5		
CONV. CURVE		NONE	NONE
R CALC. METHOD		/	/
0 AREA/DRAG COEF		20.7/. 516	20.7/. 516
A DYNO HP			
D TIRE SIZE		DR78-14	DR78-14
L D TIRE PRES/CO		45./1.080	45./1.080
0 T TIRE PRES/CO		26./0.312	26./0.312
A REVS PER MILE		827.0	827.0
D TEST WEIGHT		3080.0	3080.0
T DRIVE WHL WT		1423.00	1423.00
INERTIA CLASS			
D DRIVE WHL WT			
AXLE RATIO		3.00	3.50
N/V		' 33.494	39.076
F CVS-CH	(MPG)		
U CVS-HWY	(MPG)		
E M-H	(MPG)		
L CITY	(MPG)		
SUBURBAN	(MPG)		
E CITY-SUB	AVG		
C ST. SPD.	/30 MPH		
0	40 MPH		
N	50 MPH	27.72 ,	26.69
	60 MPH		
	70 MPH	22.16	20.94
P 0-60 MPH	(SEC)	12.90	12.85
E 25-60 MPH	(SEC)	9.74	9.87
R 50-80 MPH	(SEC)	16.88	16.01
F 0-10 SEC DT	(FT)	469.51	480.73
TED 50 MPH	(SEC)	13.51	12.24
SHIFT SHED		SPECIFED	SPECIFED
VEHICLE VEL.	1—2	32.34	27.72
ENGINE RPM	1—2	4400.00	4400.00
VEHICLE VEL	2-3	57.83	49.57
ENGINE RPM	2—3	4400.00	4400.00
VEHICLE VEL.	3—4	98.00	91.21
ENGINE RPM	3—4	4052.30	4400.00
VEHICLE VEL.	4-5		
ENGINE RPM	4—5		
MAXIMUM SPEED		99.00	97.00
(MPH)			
DRIVESHAFT RPM		4093.65	4679.44
ENGINE RPM		3315.86	3790.35
CALCULATION CODE		SAMPLE 1	SAMPLE 2
466
результатов непосредственно определяются различные характеристики автомобиля (такие, как время разгона до скорости 60 миль/ч (96 км/ч), расстояние, преодолеваемое за 10 с, и др.).
Пример результатов расчетов, выполненных с помощью ЭВМ, приведен в табл. 11.3.
Ц.5. МЕТОДИКА ПОДБОРА СИЛОВОЙ ПЕРЕДАЧИ
11.5.1. ПРИМЕР ОПТИМИЗАЦИИ СИЛОВОЙ ПЕРЕДАЧИ
Процедура подбора элементов силовой передачи с целью оптимизации топливной экономичности рассмотрена на примере гипотетического малолитражного экономичного автомобиля при
11.4. Исходные данные, использованные при оценке характеристик й топливной экономичности автомобиля
Масса автомобиля
Коэффициент аэродинамического сопротивления
Площадь лобовой поверхности
Шины
Характеристика двигателя
Расход топлива двигателя
Передаточные числа пятиступенчатой коробки передач
Передаточные числа четырехступенчатой коробки передач с автоматическим управлением
Потери на работу вспомогательного оборудования
1750 фунт
0,38
15,4 фут2
1032 об/мил я
Пропорциональна характеристике двигателя объемом 2,0 л
Пропорционален расходу двигателем объемом 2,0 л 3,58/2,05/1,23/0,81/0,69
2,846/2,282/1,50/1,00
Системы кондиционирования воздуха нет, генератор переменного тока 20 А
(1 фунт = 0,453 кг; 1 фут2 = 0,093 м2; 1000 об/миля = 620 об/км)
11.5. Данные о расходе топлива (четырехцилиндровый двигатель рабочего объема 2,0 л выпуска 1980 г.)
Частота вращения вала двигателя, мин”1	Крутящий момент (фунт«фут)										
	0	10	20	30	40	50	60	70	80	90	100
500	1,3 *	1,7	2,1	2,5	2,9	з,з	3,7	4,1	4,6				
1000	1,65	2,15	2,6	3,1	3,6	4,2	4,8	5,5	6,4	7,4	—
1500	2,4	2,9	3,6	4,3	5,2	6,2	7,2	8,3	9,6	11,1	—
 2000	3,0	3,9	4,8	5,8	7,0	8,2	9,5	11,0	12,7	14,5	16,9
2500	4,0	5,1	6,2	7,5	8,9	10,4	12,2	14,0	16,0	18,4	21,2
3000	5,4	6,6	8,0	9,4	11,5	13,6	15,7	17,4	20,0	22,9	26,9
3500	6,1	7,6	9,3	11,2	13,2	15,4	17,7	20,3	23,2	26,4	30,6
* Значения расхода приведены в фунт/ч.
(1 фунт-фут == 1,36 Н-м; 1 фуит/ч = 0,453 кг/ч)
467
Рис. 11.17. Крутящий момент Т и мощность HP в зависимости от частоты вращения вала двигателя N (1 фут-фунт = = 1,36 Н-м; 1 л. с. = 0,736 кВт) указанных в табл. 11.4 предположениях. Задача заключается в подборе рабочего объема двигателя и отношения частоты вращения вала двигателя (мин-1) к скорости движения автомобиля (миля/ч) N/V, -обеспечивающих достижение наилучшей топливной экономичности при условии выполнения всех указанных ниже требований. Характеристика двигателя, которая предполагается пропорциональной характеристике двигателя объемом 2,0 л, изображена на рис. 11.17, а данные 11.5. Предполагается,
о расходе топлива представлены в табл.
что значения расхода топлива и крутящего момента прямо пропорциональны рабочему объему двигателя.
11.5.2. ОГРАНИЧЕНИЯ НА ХАРАКТЕРИСТИКИ
СИЛОВОЙ ПЕРЕДАЧИ
Минимальная частота вращения вала двигателя после переключения на ускоряющую передачу. Принимается равной 1500 мин-1 для обеспечения плавности хода, особенно при трехцилиндровом Двигателе.
Способность преодоления подъема 30 % на первой передаче. Общепринятое требование для автомобилей массового производства.
Способность преодоления подъема 3 % на высший передаче. Проверяется способность преодоления подъема 3 % при двух значениях скорости: 55 и 60 миль/ч (88 и 96 км/ч). Это требование вводится с целью минимизации переключений передач при Движении по автострадам.
Диаграмма пригодности силовой передачи (рис. 11.18). Эта Диаграмма определяет минимально допустимое значение передаточного отношения N/V в зависимости от отношения рабочего объема двигателя к массе автомобиля. Диаграмма построена по Результатам анализа характеристик импортированных и произведенных в США автомобилей 1979 г. Все автомобили, показатели Которых соответствуют точкам, расположенным выше правой Кривой, считаются допустимыми, а те, чьи показатели соответствуют точкам ниже левой кривой, — недопустимыми.
468
Рис. 11.18. Диаграмма пригодности силовой передачи (Зависимость отношения N/V на 4-й и 5-й передачах от отношения рабочего объема к массе автомобиля двигателя D, 1 см3/фунт= 2,2 см3/кг):
1	— минимально допустимые значения в горной местности; 2 — минимально допустимые значения иа уровне моря
Значения отношения N/V приведены для пятой и четвертой передач с ручным переключением, а не для ускоряющей и прямой передач, поскольку необходимость в ускоряющей передаче для переднеприводных автомобилей практически отпадает. Для пятиступенчатых коробок передач с ручным переключением допустимые значения отношения N/V несколько ниже, чем для
четырехступенчатых.
При анализе учитываются разница передаточных чисел и режим переключения передач. Как следует из полученных результатов, увеличение числа передач приобретает большое значение для сохранения ездовых качеств автомобиля при уменьшении рабочего объема двигателя, особенно трехцилиндрового. Поэтому в качестве базовсго варианта трансмиссии для малолитражного автомобиля следует рассматривать трансмиссию с пятиступенчатой коробкой передач с ручным управлением.
11	.5.3. РЕЗУЛЬТАТЫ ПОДБОРА ХАРАКТЕРИСТИК СИЛОВОЙ ПЕРЕДАЧИ
Результатов расчетов характеристик автомобиля и топливной экономичности по описанной в разд. 11.4 программе при , указанных исходных данных для малолитражного автомобиля достаточно для построения изображенных на рис. 11.14 кривых. На этом рисунке представлены данные о топливной экономичности на смешанном ездовом цикле ЕРА в зависимости от времени разгона в секундах до скорости 60 миль/ч (96 км/ч). Вместе с кривыми, которые соответствуют ограничениям, обусловленным требованиями к способности преодоления подъемов и к ездовым качествам, показаны семейства кривых для различных значений рабочего объема двигателя в диапазоне от 0,8 до 1,5 л и отноше
469
ния N/V в диапазоне от 59 до 30. При условии, что для разгона до скорости 60 миль/ч (96 км/ч) требуется 13 с, наилучшая топливная экономичность составляет 61,2 миля/галлон (26 км/л) и достигается при рабочем объеме двигателя 1,2 л и отношении N/V, равном 33. Если, однако, учесть требования пригодности силовой передачи, ограничивающие минимальное допустимое отношение N/V для двигателя объемом 1,2 л значением, равным 43, то получим топливную экономичность 55,2, т. е. на 6 миль/галлон (2,55 км/л) хуже. Задача конструктора автомобиля состоит в изыскании возможности устранения причин такого ухудшения. Возможными путями уменьшения допустимых минимальных значений отношения N/V малолитражных автомобилей являются:
1)	разработка схем силовых передач, обладающих повышенной-жесткостью;
2)	улучшение характеристики двигателя, приводящее к сглаживанию импульсов крутящего момента при малых частотах вращения вала;
3)	установка смягчающих пружин и демпферов в сцеплении трансмиссии.
Отметим, что при подборе оптимальной силовой передачи в рассмотренном примере из условия выполнения требований пригодности трансмиссии получим наилучшую топливную экономичность около 56 миль/галлон (23,8 км/л) при времени разгона до скорости 60 миль/ч (96 км/ч), равном 10 с, для двигателя объемом 1,5 л.
Приведенный пример позволяет понять, какие требования существенно сдерживают улучшение топливной экономичности.
Глава 12
ЭЛЕКТРОННОЕ УПРАВЛЕНИЕ ДВИГАТЕЛЕМ
У. Б. Рибенс, Отдел электроники и вычислительной техники, Университет шт. Мичиган, г. Энн Арбор, шт. Мичиган, США.
12.1.	ВВЕДЕНИЕ
Применение электроники в автомобилях имеет сравнительно давнюю историю, начинающуюся с установки в автомобилях радиоприемников. Эта область ее применения постоянно развивается, начиная с первых ламповых автомобильных радиоприемников до новейших сложных радиоэлектронных систем на микропроцессорах.
Существенным новшеством в автомобильной промышленности стало использование электронно-цифровых устройств на микропроцессорах в качестве оборудования и средств управления. Это явилось следствием относительно малой их стоимости, а также способности их к одновременному регулированию нескольких параметров.
Применение микропроцессоров для управления в автомобилях началось с середины 1970-х г. и с тех пор постоянно и быстро расширяется. К 1980 г. выпускаемые промышленностью автомобили стали оснащаться двигателями, управляемыми с помощью микропроцессоров. Кроме того, значительно расширилось применение микропроцессоров в контрольно-измерительных приборах. Ясно, что их применение и в будущем будет быстро расширяться, охватывая управление всей силовой передачей. Более того, есть основания полагать, что будет развиваться и электронное управление динамикой автомобиля в виде «управления вождением».
Вероятно, наиболее важной областью применения микропроцессоров как средства управления автомобилем является система, электронного управления двигателем. Эта система дает возможность гораздо более точно регулировать состав топливной смеси и угол опережения зажигания, чем это удается сделать с помощью обычной системы пневмомеханического управления. Кроме того, появляется возможность оптимизации топливной экономичности двигателя на любом этапе его работы при соблюдении установленных правительством требований по токсичности отработавших Газов. Электронная система управления обеспечивает оптимальную работу средств регулирования уровней токсичности отработавших
471
газов по отношению к показателям автомобиля. К тому же, по-видимому, в ближайшем будущем такие системы будут применяться для управления трансмиссией.
В распоряжении конструктора автомобилей в настоящее время имеются разнообразные варианты силовых установок. Однако наибольшее распространение имеют бензиновые двигатели внутреннего сгорания с искровым зажиганием. В этой главе будут рассматриваться двигатели лишь этого класса, поскольку именно для них наибольшее развитие получили системы электронного управления. Двигатель этого класса в последующем будет называться кратко: двигатель SI (the spark ignition engine — двигатель с искровым зажиганием).
12.1.1.	ТРЕБОВАНИЯ К ТОКСИЧНОСТИ
ОТРАБОТАВШИХ ГАЗОВ И ПОКАЗАТЕЛЯМ АВТОМОБИЛЯ
Необходимость применения электронного управления автомобильным двигателем обусловлена требованиями регулирования токсичности отработавших газов и необходимостью выполнения установленных правительством норм топливной экономичности. Эти последние нормы известны под сокращенным наименованием CAFE (corporative average fuel economy — обобщенный средний показатель топливной экономичности).
Требования к уровню токсичности отработавших газов автомобилей существуют в Соединенных Штатах Америки с 1966 г., когда они впервые были введены в штате Калифорния. Затем они были распространены на все штаты, а к концу 197.0-х г. стали значительно более жесткими. В отработавших газах контролируется содержание окиси углерода (СО), различных углеводородов (СН) и окислов азота (NOX). Требования к содержанию указанных веществ и CAFE, действовавшие в конце 1970-х г., приведены в табл. 12.1.
Попытки удовлетворить приведенным выше требованиям с помощью обычных механических или гидравлических систем управ-вления оказались безуспешными. Кроме того, механические системы управления не могут с достаточной степенью точности выполнять свои функции одинаково в различных автомобилях, в различных условиях и на протяжении всего срока эксплуатации автомобиля.
Эта проблема может быть решена путем использования систем регулирования с обратной связью, доступных при применении электронных систем управления. Технология производства систем управления с цифровыми вычислительными устройствами достигла такой степени, что стало возможным автоматическое регулирование работы двигателя по нескольких параметрам. Такие системы обладают большой гибкостью, их математическое обеспечение может изменяться в процессе разработки. Кроме того, 472
12.1. Допустимые пределы содержания токсинных веществ в отработавших газах автомобиля
Год	HC/CO/NOx, г/миля		CAFE. миля/галлон
	Федеральные нормы .	Нормы шт. Калифорния	
1978	.1,5/15/2,0	0,41/9,0/1,5	18
1979	1,5/15/2,0	. 0,41/9,0/1,5	19
1980	0,41/7,0/2,0	0,41/9,0/1,0	20
(1 г/миля = 0,62 г/км; 1 миля/галлон = 0,425 км/л)
изменения основных параметров двигателя могут также учитываться путем замены данных, хранящихся в памяти машины.
Немаловажным фактором является и то, что стоимость многофункциональных систем управления с ЭВМ значительно снизилась в результате технических достижений в полупроводниковой промышленности. Благодаря значительным капитальным вложениям в производство крупных и сверхкрупных интегральных схем стали доступными по относительно небольшой цене однокри-сталльные микроЭВМ. Такие микроЭВМ в состоянии выполнять различные функции, требуемые от сложной системы электронного управления двигателем. Стоимость выполнения каждой функции в абсолютном выражении продолжает снижаться.
Конечно, существует ряд других серьезных требований к системам автоматического управления двигателем автомобиля, среди которых стоимость производства, надежность и ремонтопригодность. Эти вопросы будут рассмотрены ниже.
В итоге в настоящее время в разработке доступных для промышленности систем электронного управления двигателями достигнут значительный прогресс. Ясно, что такие системы в будущем станут неотъемлемой частью автомобилей с двигателями внутреннего сгорания. .
12.1.2.	ОБОСНОВАНИЕ ЦЕЛЕСООБРАЗНОСТИ
ИСПОЛЬЗОВАНИЯ СИСТЕМ ЭЛЕКТРОННОГО УПРАВЛЕНИЯ ДВИГАТЕЛЕМ
Целесообразно, вероятно, кратко указать причины, побуждающие к применению электронного управления автомобильным двигателем. Этот вопрос очень хорошо освещен в ряде прекрасных статей [1—6], материалы которых легли в основу этого раздела.
Обычно управление двигателем автомобиля осуществляется несколькими отдельными управляющими системами. Регулировка момента зажигания производится распределителем, работа которого определяется частотой вращения вала двигателя, давлением
473
во всасывающем трубопроводе двигателя (показатель, тесно связанный с крутящим моментом) и другими показателями, такими как положение дроссельной заслонки и температура охладителя в двигателе. Система регулирования состава топливной смеси, обычно карбюратор, управляется водителем с помощью педали, соединенной с дроссельной заслонкой, которая регулирует давление в трубопроводе и, что наиболее важно, частоту вращения вала двигателя и температуру при рабочем режиме. Со времени введения законов, ограничивающих токсичность отработавших газов, появился еще один элемент управления двигателем — система рециркуляции отработавших газов, или EGR (exhaust gas recirculation). Эта система, разработанная для уменьшения окислов азота, позволяет часть отработавших газов направлять во впускную систему после смешивания их со свежим воздухом и топливом. Количество используемых для этой цели отработавших газов регулируется различными способами, при этом обычно требуется, чтобы оно равнялось нулю при работе двигателя на холостом ходу или при работе с полностью открытой дроссельной заслонкой.
Наконец, говоря об управлении трансмиссией, необходимо сказать об автоматических трансмиссиях, которые сейчас используются в большинстве американских автомобилей. Выбираемое передаточное число зависит от скорости автомобиля и условий работы двигателя, в частности степени разрежения в трубопроводе и положения дроссельной заслонки. Работа трансмиссии влияет на характеристики зависимости крутящего момента от частоты вращения вала, т. е. на развиваемую двигателем мощность.
Управление такими параметрами, как угол опережения зажигания, EGR, отношение количества воздуха к количеству топ-, лива в топливной смеси и передаточное число, в различных условиях работы двигателя представляет собой управление двигателем. В обычных автомобилях системы управления каждым из этих параметров функционируют по существу независимо друг от друга. Однако, как будет показано ниже, указанные параметры нельзя считать независимыми, и современные системы управления являются результатом многих компромиссных конструктивных решений.
Обычно при проектировании автомобильного двигателя решаются три основные задачи: обеспечение соответствия крутящего момента показателям автомобиля, достижение хорошей топливной экономичности, определяемой по результатам оценки эффективного КПД, и минимума детонации. Отчасти необходимостью достижения этих целей определяются некоторые характеристики двигателя, среди которых объем, число цилиндров, форма камеры сгорания, отношение длины шатуна к радиусу кривошипа, тип клапанов, толкателей клапанов, установка фаз газораспределения и др. Появление законов, регулирующих состав отработавших газов, привело к возникновению дополнительных требований к этим характеристикам.
474
Значения некоторых регулируемых параметров двигателя изменяются в процессе его работы. В число регулируемых параметров современных двигателей входят отношение количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси, угол опережения зажигания и EGR. Кроме того, в последнее время наблюдается тенденция учета в общей системе управления силовой передачей параметров регулирования работы трансмиссии.
С введением в действие законов, ограничивающих токсичность отработавших газов, проблема конструирования двигателей существенно усложнилась. Кроме указанных выше требований, появились дополнительные требования по количеству углеводородов (НС), окиси углерода (СО) и окислов азота (NOJ в отработавших газах. Для лучшего понимания характера этих дополнительных требований полезно ознакомиться с тем, как определяется количество этих примесей.
Федеральным правительством опубликована методика испытаний (Свод федеральных актов, 1972 г.), заключающихся в следующем. Автомобиль размещается на динамометрическом стенде с соответствующими нагрузочными и инерционными характеристиками. Ведущие колеса автомобиля располагаются на барабанах динамометра. Один барабан связан с нагружающим устройством, а другой — с устройством, регистрирующим скорость автомобиля. Скорость и нагрузка во время испытаний автомобиля моделируют условия поездки в городе. Цикл продолжается 1372 с, за которыми следует повторение первых 505 с для оценки влияния работы непрогретого двигателя. Во время испытаний происходит непрерывный отбор отработавших газов, а в конце испытаний определяется масса каждой примеси. Хотя законом требования устанавливают в граммах на милю (см. например, табл. 12.1), поскольку количество миль за поездку, которая имитируется испытаниями, точно известно и полностью определяется зависимостью скорости от времени, эти требования удобно все же представлять в цифрах, определяющих полную массу примесей в отработавших газах. В испытаниях имитируется работа двигателя на холостом ходу, при разгоне и при езде в городских условиях.
Усовершенствование обычных пневмомеханических и гидравлических систем управления не позволяет удовлетворить требованиям по токсичности отработавших газов при приемлемых эксплуатационных качествах автомобиля. Частично это является результатом недостаточной гибкости и универсальности таких средств управления. С другой стороны, теория электронного управления и производство соответствующих средств достигли такого уровня, при котором электронное управление двигателем позволяет удовлетворить требованиям по токсичности отработавших газов при приемлемых эксплуатационных качествах. Эти возможности, предоставляемые современной электроникой, побуждают к использованию для управления двигателями внутреннего сгорания электронных систем.
476
Для лучшего понимания теории электронного управления двигателем полезно кратко рассмотреть влияние изменения управляемых параметров двигателя на состав выпускных газов. Из трех указанных токсичных составляющих наиболее чувствительна к составу топливной смеси окись углерода СО. Она образуется всегда, когда для полного сгорания топливной смеси в ней не хватает воздуха. Для сгорания 1 г обычного бензина требуется примерно 14,7 г воздуха. Такое отношение количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси, т. е. 14,7 : 1, называют стехиометрическим отношением (а такую смесь — стехиометрической). По мере обогащения смеси (отношение количества воздуха к количеству топлива меньше 14,7) количество СО быстро увеличивается, а при значениях этого отношения, несколько превышающих 14,7, концентрация СО быстро уменьшается. ,
Наличие углеводородов в отработавших газах является следствием неполного сгорания бензина, которое наблюдается в основном в непосредственной близости у стенки камеры, где пламя гасится у относительно холодной стенки еще до полного сгорания бензина. Расчеты показывают, что большое количество НС содержится именно в этом погашенном слое, но большая часть углеводородов окисляется либо в самой камере, либо в горячих отработавших газах после выпуска их из камеры. Количество НС наиболее чувствительно к регулировке момента зажигания, т. е. к положению поршня в момент образования искры, поскольку именно регулировкой момента зажигания определяется эффективный КПД двигателя. Существует определенное значение угла опережения зажигания, при котором за цикл в цилиндре производится наибольшее количество работы (при постоянных величинах всех других параметров). Для любого другого значения угла опережения зажигания количество производимой работы меньше, и в соответствии с условиями теплового баланса это уменьшение работы приводит к увеличению отводимого тепла. Чем больше теплоты отводится с отработавшими газами, тем больше сгорает углеводородов и тем меньше их концентрация. К сожалению, при этом снижаются показатели топливной экономичности, поскольку количество удельной работы, приходящейся на единицу массы израсходованного топлива, уменьшается.
На рис. 12.1—12.3 приведены графики, иллюстрирующие основные закономерности, характеризующие зависимости количества выделяемых токсичных продуктов сгорания от значений регулируемых параметров и зависимости от них расхода топлива. Для удобства сравнения этих показателей в различных условиях работы двигателя значения количества токсичных веществ и израсходованного топлива нормированы путем их деления на эффективную мощность двигателя в заданных условиях его работы. Нормированные таким образом величины называются удельными, приходящимися на единицу мощности, и обозначаются BSHC, BSNOjc, ВЗСОи BSFC (BS—brake specific, FC — fuel consumption).
476
Рис. 12.1. Типичные зависимости показателей токсичности и расхода топлива от скорости топливовоздушной смеси для двигателя внутреннего сгорания с системой управления при постоянных по значению частоте вращения коленчатого вала, нагрузке и степени рециркуляции отработавших газов, оптимальном угле опережения зажигания (/? — богатая смесь, 5 — смесь стехиометрического состава, L — бедная смесь) (перепечатано с разрешения Общества автотракторных инженеров)
-----S-------
Влияние различных регулируемых параметров взаимосвязано, Например, увеличение количества рециркулируемых отработавших газов при постоянном значении угла опережения зажигания приводит к увеличению расхода топлива. Это является следствием уменьшения скорости сгорания в камере, обусловленного увеличением количества рециркулируемых отработавших газов и равносильного некоторому запаздыванию зажигания. Однако, если увеличение количества рециркулируемых отработавших газов будет сопровождаться соответствующим увеличением
Рис. 12.2. Зависимость удельных (отнесенных к единице тормозной мощности) показателей токсичности ВСНС, BSNOX и расхода топлива BSFC от угла опережения зажигания 0. При постоянных по значению частоте вращения коленчатого вала и нагрузке, рециркуляции отработавших газов нет, МВТ — оптимальный угол опереже-жения зажигания (перепечатано с разрешения Общества автотракторных инженеров)
Рис. 12.3. Зависимость удельных (отнесенных к единице тормозной мощности) показателей токсичности BSHC, BSNOX и расхода топлива BSFC от количества рециркулирующих отработавших газов EGR при постоянных значениях угла опережения зажигания (ЗЛ), частоты вращения коленчатого вала и нагрузки (перепечатано с разрешения Общества автотракторных инженеров)
477
Рис. 12.4. Зависимость удельных (отнесенных к единице тормозной мощности) показателей токсичности BSHC, BSNOX и расхода топлива BSFC от количества рециркулирующих отработавших газов EGR прн оптимальном угле опережения зажигания (ВЛ) и постоянных по значению частоте вращения коленчатого вала и нагрузке (перепечатано с разрешения Общества автотракторных инженеров)
угла опережения зажигания, то, как и прежде, количество NOX будет уменьшаться, но расход топлива при этом практически будет оставаться неизменным. На рис. 12.4 показано влияние рециркуляции отработавших газов при одновременном оптимальном (с точки зрения уменьшения расхода топлива) регулировании угла опережения зажигания. Взаимное влияние регулируемых параметров является одной из наиболее важных причин, побуждающих разработки Интегральных систем управления.
Помимо влияния регулируемых параметров на токсичность отработавших газов важно знать то, как влияют на нее условия работы двигателя. Как уже указывалось ранее, NOX образуется в условиях повышенного потребления мощности. Таким образом, наибольшее количество NOX образуется при разгоне. Образование окиси углерода связано главным образом с работой системы подачи топлива. При работе на обедненных топливных смесях количество СО мало. В карбюраторных двигателях вследствие того, что при быстром открытии дроссельной заслонки в большинстве карбюраторов образуются слишком обедненные смеси (из-за чего возможны пропуски процесса сгорания), обычно применяются ускорительные насосы для обогащения смеси на переходных режимах. При работе на обогащенных смесях в таких режимах и при холодном пуске, когда применение обогащенной смеси также необходимо, в основном и образуется СО. Углеводороды, как уже отмечалось, образуются в результате неполного сгорания. Поскольку в уменьшении количества углеводородов важную роль играет окисление в выпускной системе, выделения НС максимальны в условиях недостатка в ней тепла или кислорода. Это имеет место при работе на холостом ходу, торможении двигателем и в течение нескольких первых минут после холодного пуска.
После описания основных зависимостей токсичности отработавших газов от значений регулируемых параметров можно приступить к рассмотрению методов и принципов управления, позволяющих на основе использования достижений современной теории управления добиться удовлетворения требований по уровням 478
токсичности отработавших газов при приемлемых эксплуатационных характеристиках. Однако для начала целесообразно кратко рассмотреть обычную теорию пропорционального регулирования.
12.1.3.	ТЕОРИЯ УПРАВЛЕНИЯ
Классическая система управления обычно работает в режиме с обратной связью. Хотя такие системы часто многофункциональны (т. е. управляют несколькими параметрами), целесообразно рассмотреть однопараметрическую систему типа изображенной на рис. 12.5.
На этом рисунке значение параметра, являющегося объектом управления, на выходе системы обозначено g (0. Управляющий сигнал г (0 формирует нужное значение на выходе. Датчик S выдает сигнал (0, который пропорционален £ (0:
Vi (0 = kst (/).
При этом возникает напряжение рассогласования, пропорциональное разности между действительным выходом и его желаемой величиной:
Ve (0 = г (0 —	(0.
Если бы система работала идеально (т. е. без ошибки), то величина Ve (0 в течение какого-либо периода времени (например, при работе на установившемся режиме) равнялась бы нулю. Такое, конечно, невозможно, и в определенные моменты времени появляется отличный от нуля сигнал ошибки. Этот сигнал является причиной образования на выходе электронного блока обработки сигналов (SP) напряжения Va (0, которое, в свою очередь, приводит в действие привод управления А, формирующий управляющий входной сигнал и (0. Этот последний входной сигнал изменяет работу системы таким образом, чтобы ошибка стала равной нулю. В последующем разделе будет рассмотрен пример электронной системы, которая управляет составом топливной смеси в двигателе внутреннего сгорания. Этот пример поможет, возможно, яснее понять принцип работы управляющего устройства рассматриваемого типа.
В современной теории используется несколько другой подход, отличный от простой системы с обратной связью. Однако характерные элементы классической управляющей системы, такие
Рис. 12.5. Система управления с обратной связью: SP — блок обработки сигналов, А — привод управления, S — датчик	<
479
как привод и датчик, присутствуют и в современных системах управления. Современные системы управления вырабатывают несколько управляющих сигналов и контролируют разнообразные параметры.
Для современных систем управления характерно применение для обработки сигналов ЭВМ (или микроЭВМ). В этом случае появляется возможность учета более сложных соотношений между управляющим сигналом (или сигналами) и сигналом (или сигналами) на выходе, а не только их алгебраических разностей. Соотношение такого типа определяет стратегию управления. Существует много методов управления, пригодных для реализации в системах управления автомобильным двигателем. Представляет интерес рассмотреть эти методы и ознакомиться с основами современной теории управления в том виде, в котором она применяется для электронного автоматического управления двигателем.
12.2.	ОБЗОР МЕТОДОВ УПРАВЛЕНИЯ
Возможность электронного управления составом отработайщих газов автомобильного двигателя обусловлена тем, что на состав газов и на топливную экономичность существенно влияют соотношение количества воздуха и топлива в топливной смеси, опережение зажигания и работа системы рециркуляции отработавших газов. Это обстоятельство вместе с возможностью регулирования указанных параметров с помощью электронных устройств привело к эффективному использованию электронных систем управления двигателями, которые позволили добиться даже от двигателей относительно большого объема удовлетворения требованиям ЕРА по токсичности выпускных газов.
Одним из важных моментов для любой электронной системы управления является реализуемый метод управления. Метод управления автомобильным двигателем определяется набором задаваемых значений управляемых переменных, зависящих от условий работы двигателя. Существует много различных мето-дов, которые можно было бы использовать для управления двигателем с искровым зажиганием. Каждый из них может в некоторой степени улучшить показатели двигателя.
В задачу этой главы не входит обсуждение всех известных методов. Мы рассмотрим лишь в теоретическом плане применение теории оптимального управления с целью ознакомления с методом, который позволяет оптимизировать топливную экономичность. Кроме того, мы рассмотрим один из методов управления, который уже применяется в большинстве выпускаемых в настоящее время автомобилей. Начнем с рассмотрения основных положений теории оптимального управления.
При этом будем предполагать, что мы имеем дело с электронной системой управления, оснащенной ЭВМ, которая в состоянии 480
(почти непрерывно) определять требуемые значения параметров. Значения этих параметров задаются в соответствии с некоторым алгоритмом, позволяющим по определенной заданной совокупности критериев оптимизировать характеристики двигателя. Процесс определения оптимальных параметров работы двигателя является задачей, относящейся к классу задач условной оптимизации. Для понимания принципов оптимального электронного управления двигателем полезно кратко рассмотреть основы теории решения задач оптимизации при наличии ограничений.
Теория исследования задач оптимизации с ограничениями. В качестве примера приложения теории оптимального управления к автомобильному двигателю рассмотрим следующую задачу оптимизации с ограничениями. Целью решения этой задачи оптимизации является достижение максимальной топливной экономичности при ограничениях на токсичность отработавших газов [7, 8]. Система управления автомобилем может быть определена по отношению к трем векторам *:
У' = (У1, Уз, Уз, г/4);
Д == (^1, ^2, ^з, ^1, ^&)>
X = (Xj, Х2, Х3).
Вектор у (/) содержит выходные параметры, его компонентами являются:
У1 (х	(0,	а	(0) — скорость	расхода топлива;
z/2 (х	(0,	и	(0) — скорость	выделения	НС;
у3 (х	(t),	и	(0) — скорость	выделения	СО;
у4 (х	(t),	и	(0) — скорость	выделения	NOX.
Вектор х Ц) описывает состояние двигателя, т. е. условия его работы, его компонентами являются:
Xj — давление во впускном трубопроводе,
х2—частота вращения вала двигателя, х3 — скорость автомобиля.
Наконец, вектор и (t) описывает регулируемые электронной системой параметры и содержит в качестве компонент: «х — отношение количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси,
us — угол опережения зажигания (например, по отношению к верхней мертвой точке),
и3 — рециркуляция отработавших газов,
и4 — положение дроссельной заслонки, иъ — передаточное число трансмиссии.
В любой конкретной системе управления возможно задействование дополнительных • параметров, которые могут являться до-
* В этих выражениях штрих означает транспортирование вектора-столбца.
16 П/Р Д. Хиллиарда	481
полнительными компонентами любого из этих векторов. Однако для целей рассмотрения метода управления можно считать, что и указанные параметры вполне характеризуют систему управления.
Для рассматриваемой задачи оптимизации при наличии ограничений оптимизируемым показателем F является полный расход топлива за испытательный цикл ЕРА
т
Р = \ У1(х(Г), u(t))dt, о
где х3 (О = VE (О — заданная скорость при испытаниях по определению состава отработавших газов по циклу ЕРА; Т — продолжительность испытания по циклу ЕРА. Топливная экономичность максимальна, если величина F достигает минимума при условии выполнения требований по токсичности отработавших газов. Требования по токсичности отработавших газов можно запивать в виде
т
J*/2(x(0., u(t))dt<G2;
о
т	'')
j Уз (*(*), u(t))dt<Gt;
о
т
|М*(0, »(0)^<64,
О
где G2, G3; G4 — допустимые величины выбросов НС, СО и NO» соответственно.
Динамика системы двигатель—автомобиль описывается системой дифференциальных уравнений
х = f (х, и).
Дополнительные ограничения в этой задаче связаны с требованиями к характеристикам двигателя, способностью к движению и практическими пределами изменения физических величин. Эти ограничения могут быть записаны в виде
х1 < х (t) < ха,
Ul<U (0 <
У (О > О,
*3 (О = СО-
При любом применении задачи оптимизации при наличии ограничений для практических целей функции yk (х (t), и (0) определяются экспериментально. Функции f (х, «) определяются либо с помощью простой линейной теории, либо по результатам экспериментальных исследований.
482
Задача оптимального управления, таким образом, состоит в отыскании вектора оптимального управления и*, который минимизирует величину F при ограничениях по токсичности отработавших газов, т. е. минимизирует величину F (х, и) при ограничениях
т
Jt/k(Ar(O, u(t))dt<Gh, k = 2, 3, 4, о
X1 < X (0 < Х“,
и1 < й (0 < ии.
Описанная постановка задачи управления двигателем основана на двух предположениях.
1. Двигатель к началу работы системы управления считается прогретым.
2. Требование способности к движению учтено заданием верхних и нижних границ (и1, ии) для значений компонент вектора управления.
В работе [9] показано, что задача оптимизации при ограничении может быть сформулирована в виде нескольких задач безусловной оптимизации. Однако обсуждение такого метода управления выходит за рамки задач, поставленных в этой главе. Целесообразнее рассмотреть более простую теорию электронного (возможно не совсем оптимального) управления автомобильным двигателем. Метод управления, который будет рассмотрен, применим для двигателя с каталитическим нейтрализатором тройного действия и реализуется в выпускаемых промышленностью в настоящее время системах управления двигателями.
Применение концепций оптимального управления к управлению автомобильным двигателем является, по существу, конечной целью разработки электронной системы управления двигателем. Эти концепции реализованы в нескольких экспериментальных системах оптимального управления двигателями, при этом достигнуто некоторое повышение топливной экономичности. Однако ко времени написания этих строк систем управления двигателем, реализующих этот метод, не производилось. В последующем разделе будет рассмотрена концепция управления, уже реализованная в выпускаемых промышленностью системах.
12.3.	КОНЦЕПЦИЯ УПРАВЛЕНИЯ
ПРИ ИСПОЛЬЗОВАНИИ КАТАЛИТИЧЕСКИХ НЕЙТРАЛИЗАТОРОВ ТРОЙНОГО ДЕЙСТВИЯ
В одной из используемых в настоящее время систем управления основное внимание уделяется регулированию состава отработавших газов. Эта система применяется для управления ра-
16*	483
Рис. 12.6. Характеристика работы нейтрализатора тройного действия. Зависимость эффективности превращения токсичных веществ Е, от отклонения состава топливовоздушной смеси от стехиометрического ДХ: R — богатая смесь, L — бедная смесь
ботой двигателя при использовании каталитического нейтрализатора тройного действия (ТН^С-нейтрализатора). Каталитический нейтрализатор тройного действия изменяет состав отработавших газов, что позволяет-снизить требования к составу продуктов сгорания топлива в двигателе. Состав газов, выходящих из выпускной трубы автомобиля, должен удовлетворять требованиям ЕРА. Использование каталити
ческого нейтрализатора тройного действия позволяет снизить требования к составу продуктов сгорания топлива в двигателе и, таким образом, дает возможность улучшить характеристики двигателя. Выше указывалось, что эффективность применения каталитического нейтрализатора тройного действия для уменьшения трех основных вредных примесей зависит от отношения количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси. Невозможно добиться одновременно наибольшего уменьшения всех трех примесей. Однако вполне приемлемый компромисс достигается при значении отношения количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси, очень близком к стехиометрическому (т. е. к 14,7). На рис. 12.6 проиллюстрирована эффективность работы каталитического нейтрализатора тройного действия в зависимости от величины отношения количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси. Отметим, что наивысшая эффективность достигается при составе топливной смеси, близком к стехиометрическому.
Эта система управления является системой управления с обратной связью, которая позволяет поддерживать среднее значение отношения количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси в пределах ±0,05 относительно стехиометрического. Другие параметры работы двигателя (например, угол опережения зажигания и количество рециркулирующих отработавших газов) подбираются так, чтобы удовлетворить другим требованиям к характеристикам двигателя при условии нужного регулирования уровня токсичности отработавших’ газов.
Для каталитической нейтрализации НС и СО требуется наличие окисляющей среды, в то время как для уменьшения количества NOX нужна восстановительная газовая среда. Используемые в описываемой системе каталитические нейтрализаторы тройного действия представляют собой либо одноступенчатые 484
либо двухступенчатые нейтрализаторы. Системы с двухступенчатыми нейтрализаторами сложнее систем с одноступенчатыми, поскольку между ступенями имеются устройства для подачи воздуха.
Обычно вначале в двухступенчатом нейтрализаторе создается восстановительная газовая среда для уменьшения количества NOX. На следующем этапе для уменьшения выделений НС и СО создается окисляющая газовая среда путем подачи воздуха компрессором.
В разработке электронных систем управления двигателем в настоящее время наметилась тенденция к созданию всеобъемлющих систем, оснащенных цифровыми устройствами. Фактически оснащенная цифровым устройством (т. е. микроЭВМ) система электронного управления, основным назначением которой является обеспечение стехиометрического состава топливной смеси при использовании каталитического нейтрализатора тройного действия, осуществляет ряд дополнительных функций, среди которых управление системой подачи воздуха, электронное управление опережением зажигания, управление числом оборотов холостого хода, управление продувкой, управление сцеплением гидротрансформатора и самодиагностика. Исполнение этих функций рассматривается отдельно, поскольку оно осуществляется почти независимо.
Для понимания принципа работы системы электронного управления при использовании каталитического нейтрализатора тройного действия полезно обратиться к рис. 12.7, на котором приведена блок-схема типичной оснащенной микроЭВМ системы управления (например, «GM С-4» или «Форд ffC-III»).
Основным назначением этой системы управления является обеспечение стехиометрического состава топливной смеси. Ра-
Датчики
Приводы управления
Рис. 12.7. Схема связи датчиков с приводами через блок управления (перепечатано с разрешения Общества автотракторных инженеров)
485
ботает она в двух основных режимах: по открытому и замкнутому циклам. По замкнутому циклу система может работать лишь при выполнении некоторых условий. Во всех остальных случаях, когда эти условия не выполняются, система работает по открытому циклу. Предполагается, что при работе в любом режиме уровни токсичности отработавших газов не превосходят требуемых пределов, если обеспечивается необходимый состав топливовоздушной смеси.
Как будет показано, в нормальном режиме работы по замкнутому циклу с неполностью открытой дроссельной заслонкой эта система регулирования состава топливной смеси является, по существу, обычной системой управления с обратной связью. Эта система имеет привод, позволяющий регулировать состав поступающей в двигатель тепловоздушной смеси, и датчик, позволяющий определить состав отработавших газов двигателя. Перед тем, как приступить к рассмотрению принципов работы этой системы, целесообразно отметить значение определения состава отработавших газов.
Состав отработавших газов определяется в молярных долях углерода, водорода и кислорода. Знание соотношения количеств этих веществ в отработавших газах позволяет оценить необходимое для их образования количество подаваемого воздуха и топлива, т. е. отношение количества воздуха к количеству топлива в топливовоздушной смеси.
Система управления имеет дополнительный режим работы, используемый при пуске двигателя. Указанный режим обеспечивает подачу богатой смеси в период пуска. Еще один режим работы, применяемый при больших нагрузках, обеспечивает обогащение топливовоздушной смеси.
Важной дополнительной функцией описываемой системы управления является регулирование угла зажигания. Угол может выбираться из условия оптимизации показателей двигателя по отношению к крутящему моменту или топливной экономичности. Подсистемами управления составом отработавших газов являются устройства регулирования подачи дополнительного воздуха.
12.3.1.	РАБОТА В РЕЖИМЕ ЗАМКНУТОГО ЦИКЛА
Обычно работа системы управления начинается сразу с момента запуска двигателя в режиме открытого цикла. Впоследствии, когда выполняются некоторые условия (которые будут описаны ниже), система переключается на работу в режиме замкнутого цикла. Однако с методической точки зрения лучше начать с рассмотрения работы системы в режиме замкнутого цикла, не придерживаясь хронологического порядка смены режимов при холодном пуске.
Система регулирования состава топлива в режиме замкнутого цикла имеет два наиболее существенных элемента: привод системы 486
подачи топлива и датчик состава отработавших газов. В настоящее время применяются два типа регулируемых систем подачи топлива. Один тип — так называемые электронные карбюраторы, которые являются, по существу, обычными карбюраторами с игольчатым клапаном, управляемыми с помощью электроники или каким-либо другим аналогичным способом. В одном из вариантов электронного карбюратора игольчатый
Рис. 12.8. Выходная характеристика датчика количества кислорода в отработавших газах
клапан перемещается между двумя предельными положениями с помощью соленоида. Одно предельное положение соответствует обогащенному по сравнению со стехиометрическим составу топливовоздушной смеси, а другое — обедненному. Во время рабочего цикла игольчатый клапан поочередно занимает то одно, то другое предельное положение, благодаря чему состав топливовоздушной смеси в среднем получается близким к стехиометрическому.
Другой тип регулируемой системы подачи топлива — форсунки, с помощью которых осуществляется впрыск топлива в зону дроссельных заслонок (TBFI — throttle body fuel injection). Через образующую эту систему одну или две топливные форсунки осу
ществляется впрыск топлива в соответствии с сигналами системы
управления.
Другой основной частью электронной системы управления подачей топлива, работающей в замкнутом цикле, является датчик количества кислорода в отработавших газах (EGO — exhaust gas oxygen sensor), являющийся по существу датчиком отношения количества воздуха к количеству топлива. Существуют два типа датчиков количества кислорода в отработавших газах. Один из них представляет собой гальванический датчик, напряжение на выходе которого при небольшом изменении обогащенного состава топливовоздушной смеси на обедненный резко изменяется (например, датчик из ZrO2). Этот датчик регистрирует парциальное давление кислорода в отработавших газах, которое, в свою очередь, зависит от отношения количества воздуха к количеству топлива в подаваемой топливовоздушной смеси. По этой причине показания этого датчика могут быть выражены в числах, представляющих собой отношение количества воздуха к количеству топлива.
Типичные показания датчика из ZrO2 в зависимости от состава топливовоздушной смеси представлены на рис. 12.8. Отметим резкое изменение показаний датчика при переходе через точку, соответствующую стехиометрическому составу топливовоздушной смеси. Такое резкое изменение показаний датчика нельзя, конечно, считать идеальным для системы управления подачей то-
487
плива. Однако датчик из ZrO2 доступен, относительно недорог и позволяет обеспечить удовлетворительную работу системы подачи топлива в замкнутом цикле.
Другой тип датчика количества кислорода в отработавших газах представляет собой переменное сопротивление (например, из ТЮ2). Показания этого датчика, который используется не так широко, какдатчикиз2гО2,соответствуютвеличинесопротивления, которое тоже изменяется как ступенчатая функция в окрестности точки, соответствующей стехиометрическому составу топливовоздушной смеси.
Система регулирования подачи топлива, работающая в режиме замкнутого цикла, является типичной системой управления с обратной связью, в результате применения которой состав топливовоздушной смеси циклически изменяется, будучи близким к стехиометрическому. Частота колебаний состава смеси обычно изменяется в диапазоне от 0,3 до 10 Гц. Амплитуда колебаний, как правило, такова, что разница между пиковыми значениями отношения количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси составляет менее двух единиц.
Работающие в режиме замкнутого цикла системы регулирования состава подаваемой топливовоздушной смеси, используемые в различных двигателях, отличаются друг от друга в некоторых деталях. Однако основные принципы управления для всех систем, в которых используются нейтрализаторы тройного действия, одинаковы. Таким образом, характерные особенности системы управления такого типа могут быть рассмотрены на каком-либо одном примере. Прекрасное описание таких систем приводится в работах [10] и [11]. Последующее краткое описание методологии управления подачей топлива в режиме замкнутого цикла основывается на материале, содержащемся в этих работах. Большинство деталей практического характера, связанных с особенностями работы выпускаемых промышленностью систем управления, опущены с целью более наглядного описания основных принципов.
12.3.2.	СИСТЕМА УПРАВЛЕНИЯ, РАБОТАЮЩАЯ В РЕЖИМЕ ЗАМКНУТОГО ЦИКЛА
Блок-схема простейшей работающей в режиме замкнутого цикла системы управления изображена на рис. 12.9. В этой системе отношение количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси характеризуется коэффициентом избытка воздуха:
_ отношение количества воздуха к количеству топлива в смеси отношение количества воздуха к количеству топлива в смеси ' стехиометрического состава
Исполнительный орган этой системы регулирует подачу топлива в двигатель по величине коэффициента избытка воздуха 488
Рис. 12.9. Упрощенная схема системы регулирования подачи топлива
в подаваемой в двигатель топливовоздушной смеси (%f). Знание концентрации различных веществ в отработавших газах, как указывалось ранее, позволяет оценить коэффициент избытка воздуха в топливной смеси (Хо).
Датчик количества кислорода в отработавших газах вырабатывает электрический сигнал (Уо), который зависит от определяемого на выходе коэффициента избытка воздуха (Ло). При этом электронный регулятор вырабатывает сигнал V]. Этот сигнал приводит в действие исполнительный орган системы подачи топлива (например, электронный карбюратор или топливные форсунки), регулирующий подачу топлива и, следовательно, величину А;. Коэффициент избытка воздуха в подаваемой топливовоздушной смеси непрерывно изменяется таким образом, чтобы его средняя величина была как можно ближе к единице. Как мы увидим в дальнейшем, мгновенные значения коэффициента избытка воздуха колеблются около требуемой величины (например, = 1).
12.3.3.	МОДЕЛЬ СИСТЕМЫ, РАБОТАЮЩЕЙ В РЕЖИМЕ ЗАМКНУТОГО ЦИКЛА
Для понимания того, как функционирует система управления подачей топлива, полезно рассмотреть упрощенную аналоговую модель этой системы. Системы управления подачей топлива в современных автомобилях массового производства оснащены цифровыми ЭВМ. Для простоты объяснения будем считать, что регулятор представляет собой интегратор, который интегрирует по времени сигнал датчика:
t
о
Кроме того, будем считать, что в двигателе происходит запаздывание оценки коэффициента избытка воздуха, т. е.
где tD — время запаздывания входного сигнала датчика-количества кислорода в отработавших газах.
Система обеспечивает подачу топливовоздушной смеси с коэффициентом избытка воздуха, пропорциональным Vf.
К (О = KfVf (0.
489
вать и пересекает прямую 10 =
Рис. 12.10. Графики, характеризующие изменение во времени параметров системы регулирования подачи топлива
Выходной сигнал датчика количества кислорода в отработавших газах приближенно можно представить как двухзначную функцию Хо:
Vo (О = V» sign (Ло (0-1).
Работу системы управления подачи топлива в режиме замкнутого цикла можно проиллюстрировать рис. 12.10, на котором изображен установившийся колебательный процесс.
Удобно начать рассмотрение процесса с момента, когда график, изображающий изменение коэффициента избытка воздуха на выходе, пересекает прямую Хо = 1 (что соответствует стехиометрическому составу топливовоздушной смеси).
На интервале времени (0, tD) величина Хо (t) линейно возрастает, достигая максимального значения в момент времени tD (соответствующий продолжительности запаздывания в двигателе). Затем Хо (t) начинает убы-1 в момент времени 2(д. В этой
точке сигнал на выходе датчика количества кислорода в отработавших газах меняется на противоположный, и показания интегратора начинают линейно увеличиваться с течением вре-
мени.
С некоторым (tD) запаздыванием этот минимум коэффициента избытка воздуха регистрируется на выходе, и величина Хо (0 начинает увеличиваться, опять пересекая прямую Хо = 1 в момент времени itD. Этот цикл повторяется с постоянной частотой и максимальной амплитудой значения коэффициента избытка воздуха, определяемой параметрами системы. Можно показать, что эти величины определяются соотношениями

X - к KV° ^шах — Л/ —~—
490
Рис. 12.11. Зависимость частоты и амплитуды изменения коэффициента избытка воздуха от частоты вращения коленчатого вала
Время запаздывания для данного двигателя зависит от частоты вращения коленчатого вала двигателя, поскольку именно от этого зависит скорость прохождения газов через двигатель. Хотя числовые значения fL и сильно зависят от параметров системы, их качественную зависимость от числа оборотов двигателя можно проиллюстрировать рис. 12.11.
Сказанное выше характеризует современные системы управления подачи топлива для двигателей с искровым зажиганием. Реальные системы имеют ряд усовершенствований, улучшающих их показатели, таких, например, как одновременная работа в режиме замкнутого цикла и использование принципов пропорционального управления. Описание таких систем дано в статье Хамберга и Шульмана [10]. Кроме того, типичные современные системы управления подачей топлива оборудованы устройством, обеспечивающим подачу топлива в «пульсирующем» режиме (например, впрыск топлива в зону дроссельной заслонки).
Далее будет описана работа типичной системы управления подачей топлива для двигателя внутреннего сгорания в режиме открытого цикла. Это удобно сделать на примере, заимствованном из работы [10], в которой описывается работа в режиме открытого цикла системы «Форд EEC—III». Хотя описываемая система предназначена для восьми цилиндрового V-образного двигателя объемом 5. л, принципы работы одинаковы для всех двигателей.
12.3.4.	РАБОТА В РЕЖИМЕ ОТКРЫТОГО ЦИКЛА
При работе этой системы управление подачей топлива в зону дроссельной заслонки осуществляется цифровой вычислительной машиной по показаниям совокупности датчиков. Эти датчики измеряют следующие параметры.
1.	Абсолютное давление во впускном трубопроводе (Рт).
2.	Абсолютное барометрическое давление (Рв).
3.	Температура охладителя в двигателе (Tc).
4.	Температура заряда топливной смеси во впускном трубопроводе (Тт).
5.	Положение регулятора рециркуляции отработавших газов (ре).
6.	Положение коленчатого вала (0в).
491
7.	Положение дроссельной заслонки (04).
8.	Частота вращения коленчатого вала (N).
При работе в режиме открытого цикла ЭВМ обрабатывает сигналы этих датчиков с целью определения требуемой скорости подачи топлива. Скорость подачи топлива определяется моментом и продолжительностью открытия пары форсунок. Они представляют собой электромеханические устройства, состоящие из приводимых в движение соленоидом штоков и игольчатых клапанов. При включении соленоида клапан открывается и осуществляется впрыск топлива под давлением в поток воздуха. Скорость подачи топлива зависит от давления топлива, параметров цикла электрического сигнала, управляющего работой соленоида, и геометрических характеристик форсунки.
Существует пять различных режимов работы описываемой системы:
1.	Принудительное вращение коленчатого вала (пуск двигателя), когда частота вращения не превышает 350 мин-1;
2.	Закрытая дроссельная заслонка, 0f < 7,6°;
3.	Частично открытая дроссельная заслонка, . 7,6° < 0* < < 61,8°;
4.	Полностью открытая дроссельная заслонка, 0{ > 61,8°;
5.	Ограниченное управление (LOS — limited operation strategy), позволяющее осуществлять регулирование подачи топлива при частичном выходе из строя системы.
При работе в режимах 1 и 5 система определяет неизменную продолжительность впрыска топлива по температуре охладителя в двигателе Те. При работе в режимах 2, 3 и 4 система производит расчет продолжительности впрыска топлива для обеспечения требуемой скорости его подачи.
Кроме того, с помощью ЭВМ определяется и время включения каждой форсунки. При работе в режимах 2, 3 и 4 форсунки работают поочередно в соответствии со следующим распорядком:
Положение коленчатого вала 720/0° 90° 180° 270° 360° 450° 540° 630° Форсунка 1	X	~X	X	X
Форсунка 2	X	X	X	X
ЭВМ определяет продолжительность впрыска топлива тл исходя из условия, чтобы состав топливовоздушной смеси как можно меньше отличался от стехиометрического (т. е. чтобы отношение количества воздуха к количеству топлива в топливовоздушной смеси как можно меньше отличалось от 14,7). При работе в режиме открытого цикла выполнение условия стехио-метричности топливовоздушной смеси осуществляется в результате определения массовой скорости потока воздуха, поступающего в двигатель, rha и обеспечения такой скорости подачи топлива riif, чтобы выполнялось равенство
tha « 14,7m,.
492
Определение массовой скорости та начинается с оценки массовой скорости тс поступления в двигатель воздуха и рециркулирующих отработавших газов. В работе [10] показано, что для восьмицилиндрового V-образного двигателя «Форд» рабочего объема 5 л эту величину можно подсчитать по соотношению
0,11346PmV me = —т—— 1 т
где n0 = пс (Рт, N) — коэффициент наполнения.
Значения Рт, N и Тт определяются показаниями соответствующих датчиков. Величина коэффициента наполнения определяется в зависимости от значений Рт и N по таблице, хранящейся в памяти ЭВМ. Информация, хранящаяся в памяти ЭВМ, получается в результате замеров коэффициентов наполнения для двигателей данного класса.
Массовая скорость поступления воздуха в двигатель определяется по величине тс по формуле
та тс — те, где те — массовая скорость рециркулирующих отработавших газов.
Для двигателя «Форд» рабочего объема 5,0 л эта последняя величина определяется соотношением
те = 0,00868Ре - 0,0000109Р2е.
Расчеты по каждой из этих формул осуществляются ЭВМ без каких-либо затруднений.
Требуемая скорость подачи топлива для нормальной работы определяется по скорости поступления воздуха и известной величине отношения количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси стехиометрического состава. Для двигателя «Форд» рабочего объема 5,0 л соотношение между длительностью впрыска топлива xz и величиной mf имеет вид
/йу = Xq (Х[ — Xi) C0N, где Ао — постоянная, зависящая от конструкции форсунки; Аг — время отсутствия потока топлива в процессе впрыска; Со — число впрысков за один оборот коленчатого вала.
Система электронного управления подачей топлива «Форд EEC—III» позволяет определять длительность впрыска, даже когда число впрысков в секунду достигает 167. Это позволяет регулировать подачу топлива во всем диапазоне скоростей вращения коленчатого вала двигателя. Импульс, подаваемый к форсунке, усиливается до такой степени, которая необходима для обеспечения работы форсунок. Этот усиленный импульс включает соленоид, открывающий клапан форсунки. Количество подаваемого топлива определяется временем, в течение которого клапан остается открытым, и давлением топлива, поступающего в форсунку. При применении системы «Форд», как и практически всех
493
других электронных систем управления подачей топлива, это давление поддерживается постоянным.
Сказанное выше относится к работе системы в режиме откры-того цикла в обычных условиях при прогретом двигателе. В некоторых же условиях требуется изменение состава топливовоздушной смеси. Например, когда двигатель не прогрет, для компенсации эффекта уменьшения испаряемости топлива топливная смесь должна быть богатой. В системе «Форд EEC—III» такое изменение состава топливовоздушной смеси осуществляется путем кусочно-линейной аппроксимации зависимости требуемого отношения количества воздуха к количеству топлива от Тс, Те и времени, прошедшего после пуска. Кроме того, осуществляется корректировка состава смеси в соответствии с кусочно-линейной аппроксимацией его зависимости от абсолютной температуры во впускном трубопроводе и скорости вращения коленчатого вала двигателя при полностью открытой дроссельной заслонке.
При работе в режимах 1 и 5 длительность впрыска корректируется только по значению температуры охладителя Тс. В системе «Форд EEC—III» применяется кусочно-линейная корректировка.
В обычном карбюраторе, в котором изменение положения дроссельной заслонки осуществляется быстро (например, ступенчато) отношение количества воздуха к количеству топлива в топливной смеси увеличивается также быстро. Для компенсации этого увеличения применяется связанный с дроссельной заслонкой ускорительный насос. Быстрое увеличение угла открытия дроссельной заслонки приводит к увеличению подачи топлива с помощью ускорительного насоса.	;
В электронной системе управления подачей топлива «Форд» вместо ускорительного насоса для увеличения подачи топлива предусмотрены дополнительные впрыски топлива сверх обычных, производящихся через каждые 90° поворота коленчатого вала. Количество и длительность этих дополнительных впрысков зависят от скорости раскрытия дроссельной заслонки и начального угла ее раскрытия. В системе «Форд EEC—III» для обогащения топливовоздушной смеси при ускорении применяется алгоритм кусочно-линейной корректировки.
Работа описываемой электронной системы регулирования подачи топлива характеризуется целым рядом заслуживающих внимания особенностей, однако их обсуждение выходит за рамки данной главы. Интересующиеся читатели могут ознакомиться с ними, обратившись к работе [10].
В процессе перехода к работе в режиме замкнутого цикла после пуска двигателя ЭВМ принимает ряд решений, основываясь на показаниях различных датчиков. В различных системах регулирования подачи топлива ЭВМ выполняют разные операции, их подробное описание также выходит за рамки данной главы. С целью иллюстрации на рис. 12.12 представлен типичный пример.
494
Рис. 12.12. Блок-схема процесса выбора режима работы (перепечатано с разрешения Общества автотракторных инженеров)
На этом рисунке изображена блок-схема алгоритма выбора режима работы, реализованного в системе «GMC-4». Подробное описание этого алгоритма можно найти в прекрасной статье [11].
На изображенной блок-схеме представлены условия, в соответствии с которыми выбирается тот или иной режим работы. Пусковой режим выбирается при очень малом напряжении ЕСМ или
495
при очень малой скорости вращения коленчатого вала. При этом режиме электрический ток подается лишь к сигнальной лампочке двигателя. После пускового режима в течение некоторого заданного периода времени действует режим, обеспечивающий подачу обогащенной смеси на начальном этапе движения. Продолжительность работы в этом режиме зависит от температуры охладителя.
После завершения периода подачи обогащенной топливовоздушной смеси система может перейти к работе в режиме либо открытого либо замкнутого цикла. В режиме замкнутого цикла система может работать, если выполнены следующие условия: датчик количества кислорода в отработавших газах полностью включился в работу, начальный этап движения завершен и температура охладителя в двигателе достигла некоторой определенной величины. Если эти условия не выполнены, система начинает работать в режиме открытого цикла.
Приведенное выше описание работы в режимах открытого и замкнутого циклов лишь в общих чертах характеризует работу современных систем управления двигателем автомобиля. В деталях работа отдельных систем может иметь свои особенности. Однако описанные примеры достаточно правильно отражают современные достижения в этой области.
Ранее было показано, что регулирование момента зажигания заметно влияет на показатели двигателя и состав отработавших газов. Вообще говоря, для каждого режима работы двигателя существует свой оптимальный момент зажигания. Этот момент обычно характеризуется углом опережения зажигания (SA — spark advance), измеряемым в градусах угла поворота коленчатого вала относительно ВМТ.
Традиционным способом регулирования угла опережения зажигания было изменение значения угла положения коленчатого вала, при котором подается искра, в зависимости от степени разрежения во всасывающем трубопроводе и от частоты вращения коленчатого вала. Качество регулирования угла опережения зажигания при этом определяется характеристиками используемой пневмомеханической системы.
Наличие ЭВМ в системе управления подачей топлива дает возможность осуществления электронного регулирования угла опережения зажигания. Схематично принцип работы одной из таких систем показан на рис. 12.13. При работе этой системы, функционирующей в режиме открытого цикла, значение угла опережения зажигания определяется по результатам измерений абсолютного давления во всасывающем трубопроводе (МАР — manifold absolute pressure), угла, соответствующего положению ВМТ, скорости вращения коленчатого вала и температуры охладителя. Оптимальное значение угла опережения зажигания определяется с помощью данных, хранящихся в памяти ЭВМ.
В качестве иллюстрации определения угла опережения зажигания с помощью системы такого типа, рассмотрим как это 496
Датчики
Рис. 12.13. Электронная схема регулирования угла опережения зажигания (перепечатано с разрешения Общества автотракторных инженеров)
делается при использовании системы «ОМС-4» [11]. Порядок определения угла опережения зажигания представлен блок-схемой, изображенной на рис. 12.14. Система работает в двух режимах. Во-первых, это «обходной» режим. В этом режиме
система работает при запуске двигателя и в случае неисправности
ЭВМ. При этом режиме угол опережения зажигания имеет некоторое фиксированное заранее заданное значение, которое обеспечивает некоторое относительное запаздывание момента зажигания и уменьшение мощностных показателей двигателя при движении автомобиля. Система работает в «обходном» режиме до тех пор, пока не будут выполнены условия, при которых становится возможным регулирование угла опережения зажигания с помощью ЭВМ.
Когда эти условия выполняют- ' ся, значение угла опережения зажигания, определяющее момент зажигания в цикле работы дви- •. гателя, вычисляется ЭВМ. Величина угла опережения зажигания представляет собой алгебраическую сумму слагаемых, определяемых по пяти следующим таблицам.
Рис. 12.14. Блок-схема работы системы регулирования угла опережения зажигания (перепечатано с разрешения Общества автотракторных инженеров)
49?
1.	Основное опережение — в этой таблице содержатся значения угла опережения зажигания, соответствующие величине нагрузки и скорости вращения коленчатого вала.
2.	Опережение на начальном этапе движения — в-этой таблице содержатся значения угла опережения зажигания, соответствующие температуре охладителя. Изменение температуры определяется как разность значений температур охладителя в текущий момент времени и при запуске. Значения, содержащиеся в этой таблице, не учитываются, если температура охладителя превышает некоторую определенную величину.
3.	Дополнительное опережение зажигания — в этой таблице содержатся значения угла опережения зажигания, соответствующие величине нагрузки. Для учета значений, содержащихся в этой таблице, двигатель в течение некоторого времени должен работать в установившемся режиме (т. е. скорость вращения, нагрузка и температура должны сохранять постоянные значения). При нарушении какого-либо из этих условий значения из этой таблицы не учитываются.
4.	Опережение, определяемое температурой охладителя, — в этой таблице содержатся значения угла опережения зажигания, соответствующие величине нагрузки и температуре охладителя.
5.	Опережение, определяемое степенью разрежения, — в этой таблице содержатся значения угла опережения зажигания, соот- 1 ветствующие величине нагрузки и барометрического давления.
Значения углов опережения зажигания, содержащиеся в этих таблицах, для различных систем двигатель — автомобиль могут быть определены эмпирически.
12.3.5.	РАБОТА СИСТЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ УГЛА
ОПЕРЕЖЕНИЯ ЗАЖИГАНИЯ В РЕЖИМЕ ЗАМКНУТОГО ЦИКЛА
Значение угла опережения зажигания, соответствующее наибольшему крутящему моменту (наилучшей топливной экономичности), зависит от скорости вращения коленчатого вала, положения дроссельной заслонки, коэффициента избытка воздуха в топливовоздушной смеси и количества рециркулирующих отработавших газов. Установка этого оптимального для двигателя угла опережения зажигания может быть осуществлена при работе системы регулирования в режиме замкнутого цикла [121.
Крутящий момент может быть определен по результатам измерения давления в цилиндрах и угла, характеризующего положение вала двигателя. В работающей в режиме замкнутого цикла системе, описанной в работе [12], применяется недорогой пьезоэлектрический датчик в форме кольца, расположенный под свечой зажигания.
Выходной сигнал этого датчика позволяет достаточно точно определить давление в цилиндре в любой момент времени. Этот 498
датчик позволяет также выявить сравнительно высокочастотные колебания давления при детонации.
В основу работы системы регулирования угла опережения зажигания в режиме замкнутого цикла положен анализ зависимости изменения давления в цилиндре от угла поворота коленчатого вала. Это давление увеличивается после зажигания и достигает наибольшего значения при некотором угле поворота коленчатого вала 9Р. Показатели работы двигателя непосредственно связаны с этим значением угла. Очевидно, что существует оптимальное значение угла 9J. Система регулирования угла опережения зажигания в режиме замкнутого цикла работает так, чтобы значение угла вр было оптимальным или близким к др.
Для измерения изменения давления во времени р (/) в этой системе применяется пьезоэлектрический датчик давления. Электронное устройство обработки показаний этого датчика выдает сигнал, пропорциональный 9р. Система обратной связи изменяет угол опережения зажигания таким образом, чтобы 9Р равнялся 9J или был бы очень близок к нему.
В процессе работы такая система должна фиксировать детонацию двигателя. В некоторых условиях установка требуемого по условию 9Р — 9J угла опережения зажигания может быть причиной детонации. В таком случае необходимо осуществление запаздывания зажигания, позволяющего добиться уменьшения детонации.
Ко времени написания данной главы описанная в ней система регулирования угла опережения зажигания была экспериментальной. Будет ли такая система применяться в автомобилях массового производства и когда это произойдет, было неизвестно. Однако было ясно, что системы подобного типа должны были появиться в автомобилях ближайшего будущего.
12.3.6.	ЭЛЕКТРОННАЯ СИСТЕМА УПРАВЛЕНИЯ ДВИГАТЕЛЕМ
Применение электронных систем управления двигателем автомобиля убедительно показало возможность выполнения современными автомобилями требований ЕРА по токсичности отработавших газов. Кроме того, достигнутое в последние годы улучшение экономичности также, частично, является следствием применения этих систем.
Представляет интерес показать на конкретном примере, как работает типичная система управления двигателем с обратной связью подобного типа. В работе [13] приведено описание системы, работающей по принципу пропорционального управления. На заимствованном из этой работы рис. 12.15 представлены командный сигнал показания датчика (ZrO2) и характеристика положения дроссельной заслонки в процентах от величины угла, соответствующего полностью открытой заслонке.
499
Рис. 12.15. Графики, иллюстрирующие работу системы регулирования подачи топлива:
U А—командный сигнал, поступающий к органу управления, 17s — выходной сигнал датчика, Т — степень открытия дроссельной заслонки, AlF — отношение количества воздуха к количеству топлива в топливовоздушной смеси (перепечатано с разрешения фирмы «Дже-нерал моторе»)
После 10 с работы в установившихся условиях величина открытия дроссельной заслонки мгновенно изменяется от 8 до 22 % угла, соответствующего полностью открытой заслонке. При работе в режиме открытого цикла (т. е. при отсутствии обратной связи с датчиком) отношение количества воздуха к количеству топлива в топливовоздушной смеси изменяется на 2 единицы, а именно уменьшается от 15 до 13. При нормальной работе в режиме замкнутого цикла сигнал датчика быстро изменяется, в результате чего напряжение командного сигнала изменяется от значения, близкого к нулю, до 5 В. Это изменение командного сигнала приводит к тому, что состав топливовоздушной смеси опять становится близким к стехиометрическому (т. е. отношение количества воздуха к количеству топлива опять становится близким к 14,7).
Через 50 с дроссельная заслонка возвращается в начальное положение. Напряжение командного сигнала за сравнительно короткий промежуток времени опять становится близким к нулю.
Для иллюстрации работы системы пропорционального управления специально приведен очень простой пример. При описании основных принципов работы системы управления модель двигателя также во многом была существенно упрощена (например, в части учета динамики процессов). В обоих случаях степень упрощения примерно одинакова. Читатель, интересующийся вопросами теории или практики работы систем управления, может найти необходимые сведения в работах, на которые в тексте сделаны ссылки.
12.3.7.	ДРУГИЕ ФУНКЦИИ СИСТЕМ УПРАВЛЕНИЯ С ЭВМ
Системы управления двигателем с ЭВМ могут осуществлять ряд других функций, отличных от регулирования подачи топлива и установки угла опережения зажигания. Например, они могут 500
применяться для включения, выключения и регулирования системы рециркуляции отработавших газов. Они могут применяться также для регулирования процесса удаления продуктов сгорания путем продувки и для шунтирования сцепления гидротрансформатора, что позволяет надежно блокировать его. Эти функции, осуществляемые системой управления, подробно описаны в работе [111.
12.3.8.	ПЕРСПЕКТИВЫ РАЗВИТИЯ ЭЛЕКТРОННЫХ СИСТЕМ УПРАВЛЯЙ Я СИЛОВОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ
В настоящее время невозможно точно предсказать пути развития электронных систем управления силовой передачей автомобиля. Однако представляется целесообразным указать некоторые возможные направления.
Весьма вероятно, что будет продолжаться разработка многофункциональных единых систем управления двигателем и трансмиссией. Однако нет никакой уверенности, что основное внимание по-йрежнему будет уделяться системам управления, предполагающим применение катализаторов тройного действия. К настоящему времени имеются экспериментальные данные, свидетельствующие о перспективности исследований и в ряде других направлений. К таким направлениям относятся использование очень бедных топливовоздушных смесей при применении бензина, а также применение других топлив, систем регулирования угла опережения зажигания, турбонаддува, двигателей с переменным рабочим циклом и т. п.
Какое именно из возможных достижений автомобильной промышленности будет реализовано в автомобилях массового производства, предсказать очень трудно. Автор надеется, что ознакомление с изложенным в этой главе материалом позволит заинтересованному читателю со знанием дела следить за развитием этой увлекательной области автомобилестроения.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1.	Rivard, J. G. “Closed Loop Electronic Fuel Injection Control of the Internal Combustion Engine," SAE paper 730005 (1973).
2.	Toelle, A. D. “Microprocessor Control of the Automobile Engine,” SAE paper 77008 (1977).
3.	Leshner, M. D., Stuart, J. W., Jr., and Leshner, E. “Closed-Loop Control for Adaptive Lean-Limit Operation,” SAE paper 780039 (1979).
4.	Hubbard, M. “Closed-Loop Control qf Lean Fuel/Air Ratios Using a Temperature Compensated Zirconia Oxygen Sensor,” SAE paper 760287 (1976).
5.	Reddy, J. N. “Application of Automotive Sensors to Engine Control,” SAE paper 780210 .(1978).
6.	Cassidy, J. F., Jr. “Electronic Engine Control: A Technological Revolution for the Automotive Industry,” General Motors Research Publication (1980).
7.	Rao, H. S., and Cohen, A, I. “Engine Control Optimization Via Nonlinear Programming," SAE paper 790177 (1979).
8.	Athans, M. “The Role of Modem Control Theory for Engine Control,” SAE paper 780852 (1978).
9.	Cassidy, J. F., Jr. “A Computerized On-Line Approach to Calculating Optimum Engine Calibrations," General Motors Research Publication (1976).
10.	Reid, R. A., and Czadzeck, G. H. “Ford’s 1980 Central Fuel Injection System,” SAE paper 790742 (1979).
11.	Bremmer, R. J., Grimm, R. A., and Stonestreet, S. P. “GM Microcomputer Engine Control System,” SAE paper 800053 (1980).
12.	Hosey, R. J., and Powell, J. D. “Closed-Loop Knock Adaptive Spark Timing Based on Cylinder Pressure,” Paper presented at 1978 Winter ASME, December (1978).
13.	Cassidy, J. F., Jr. “Electronic Closed-Loop Control for the Automobile,” General Motors Research Publication (1974).
УКАЗАТЕЛЬ
Адгезия участков соприкасающихся поверхностей 316
Акселерометр 261
Аиилии 275
Аномальные процессы сгорания 251, 256
—	Высокооборотное детонационное сгорание 259, 262
—	Грохот 257, 264	,
—	Детонационное сгорание 252 , 268
—	Последующее калильное зажигание 259, 284
—	Преждевременное калильное зажигание 252, 259 , 284
—	Самовоспламенение прн выключен-
ном зажигании 259 , 282
Аррениуса реакция 225
—	уравнение 228
Аспирационная кавитация 404
Ацетат трибутил 278
Аэродинамика автомобиля 35, 377
Аэродинамическая «настройка» автомобиля 426
Аэродинамическая труба 35
— Применение для испытаний авто-
мобилей 35, 377, 425
Аэродинамическое сопротивление 20, 35, 392
---Влияние близости земли 413
-------ветра 386
---внешнее 393
---внутреннее 393, 424
--- задней части кузова 399
— — колес 425
--- от давления 393
--- от трения 36, 393, 423 ,
--- передней части кузова 394
---формы 36
---шины 332
Бензол как топливо 272, 281, 285, 288
Бутиловый спирт как топливо 281 ,
Вал карданный 32
— распределительный 169, 176, 203
Воспламенение 144, 154, 209
— от плазмы разряда 128
— при выключенном зажигании 259,282
Время разгона 60, 460; см. также Приемистость
— горения 217
Входной размерный фактор гидротрансформатора 449
Высокооборотное детонационное сгорание 259, 262
Вязкость смазочной жидкости 317
— потока ламинарная 216
--- турбулентная 216
Гашение объемное 215
n-гептан как топливо 261
Гидродинамическое трение 315
Гидротрансформатор 33
Гистерезис в каркасе шины 41, 333
Графит как смазочное вещество 323
Грохот 257, 264
Давление в шинах 41
— донное 404
Датчик давления 261
— детонации 61, 261, 294
—	количества кислорода в отработав-
ших газах 487
—	состава выпускных газов 94
—	— топливной смеси 97
Движение заряда топливной смеси
в камере сгорания 139, 172, 295
—	вихревое 296
—	оптимальное 152
—	пульсации 297
—	расширение 223
—	турбулентное 297, 139
Двуокись азота 275
Делитель мощности 453
Демпфирование колебаний в компо-
зитных материалах 369
Детонационное сгорание 252, 268
Детонационный стук 254
Диаграмма индикаторная цикла 191
—	пригодности силовой передачи 468
—	фаз газораспределения 176
—	цикла работы двигателя 28
Диазометан 275
Диссипация кинетической энергии тур-
булентности 222, 226, 232
503
Дисульфид молибдена как смазочное вещество 323
Дифференциал 34
Дициклопентадиеновое железо 278
Диэтилртуть 275
Донное давление 404
Донный отсос 404
Дуговой разряд 115, 122
Ездовой цикл 42, 389 см. также Испытательный цикл
Ездовые качества автомобиля 461
Завихрение топливного заряда 223
Загрязнители топлива 48, 87
Задержка зажигания 160; см. также Угол опережения зажигания
—	Влияние на токсичность отработавших газов 59, 68, 81, 84, 95
Зажигание 294
—	искровое 112
Закон Фика 373
Законы термодинамики 25
Закрытие впускного клапана 183
Закрытие выпускного клапана 184
Затраты мощности на работу воздушного компрессора 58
-------вспомогательного оборудования 31, 488
-------масляного насоса 450
— энергии на преодоление аэродинамического сопротивления 36
Затухание турбулентности 217
Зонд ионизационный 260, 263
Измерение сопротивления качению шии 333
Изооктан как топливо 261, 285	*
Индикаторная диаграмма цикла 191
Индикаторная работа 29
Интенсивность турбулентности 211, 230, 419
Ионизационный зонд 260, 263
Искровое зажигание 112
— Оптимальные условия 155
Искровой промежуток 123, 126
Испытания композитных материалов на высокоскоростной удар 371 — автомобилей в аэродинамических трубах 35, 377, 425
----на выбег при движении накатом 305
----на топливную экономичность 50
----ресурсные 52, 104
----с помощью динамометрической тележки 335
Испытательный цикл 45, 104 см. также
Ездовой цикл
----АМА 52, 86
----ЕРА 45
504
-------, имитирующий движение в городе 45
—	—-------по шоссе 45
К-е-модель турбулентного пламени 232
Кавитационное обтекание 425
Кавитация аспирационная 404
Калильное зажигание 252, 259, 284
—	преждевременное 252 , 259
— последующее 259
Камера сгорания 256, 298
----амортизирующая 296
---- ваннообразная 297, 299
---- двояковыпуклая 299
---- клиновая 300
----Мея 301
----полусферическая с двумя клапанами 298
----разделенная 304
----с односторонним расположением клапанов 256
----Херона 299
----чашеобразная в поршне 297, 299
Карданный вал 32
Катализатор окисления 89, 95
Каталитический нейтрализатор 56, 85
---- тройного действия 94
----------двухступенчатый 95
----------одноступенчатый 93
Клапанный механизм газораспределения 167
— Оптимизация работы 201
Колмогорова масштаб 212, 227
Композитные материалы 348
Компрессор воздушный 57
Конструкция автомобиля базовая 33
Коробка передач 32, 446, 451
---- бесступенчатая 33, 455
----с автоматическим переключением передач 33, 448
----с ручным переключением передач 33, 446
Коэффициент аэродинамического со-
противления автомобиля 36, 377
-------Предел нижний 430
-------эффективный 172, 386
—	диффузии 129
—	избытка воздуха в топливной смеси
146, 150, 163, 220, 488
—	— топлива в топливной смеси 163
—	наполнения 168
—	переноса 144
----эффективный 225, 284
—	потерь 370
—	сопротивления качению 342
—	теплового расширения композитных материалов 375
z— теплопроводности 131
—	трения 315
КПД
—	гидротрансформатора 33
— главной передачи 457
— двигателя 25, 102, 457
----эффективный 27
—	карданной передачи 457
—	коробки передач 446
—	сцепления 34
.— цикла Отто 185
— шарниров равных угловых скоростей 457
Кривизна фронта пламени 214
Кумол как топливо 263, 288
Льюиса число 211
Макротурбулентности движения топливной смеси 140
Максимальная температура сгорания — Влияние на выделения окиси азота \ 65
Масляный насос 450
----крыльчатый 450
----с регулируемой производительностью 450
----шестеренчатый 450
Мастерство вождения 45
Масштаб Колмогорова 212, 227
Машина быстрого сжатия 255
Метан как топливо 70, 272
Метанол как топливо 62, 79, 281
Методика государственных испытаний на топливную экономичность 50
Механизм газораспределения клапанный 167
— Оптимизация работы 201
Микромасштаб Тейлора 217, 227
Микропроцессоры 471
Микротурбулентности движения топливной смесн 140
Минимальный радиус плазмы для воспламенения 145
Минимизация потерь в двигателе 445
Модель разрушающихся вихрей 229
Модуль накопления 370
Модуль упругости композитных материалов
— прн нзгнбе 358
----растяжении 352
---- сдвиге 356
----сжатии 355
Мощность двигателя эффективная 30
Навье—Стокса уравнения 432
Нагрузки ветровые 35
Нагрузочная способность гидротрансформатора 454
Напряжение зажигания 114
Насосная петля диаграммы цикла работы двигателя 28, 191
Насосные потерн 28, 171, 199, 445
Нейтрализатор тройного действия 94
Нейтрализация отработавших газов 55, 83, 279
Необтекаемая форма тела 393
Неоднородность заряда топливной смеси 138, 159
—	пламени 222
Неустойчивость процесса распространения пламени 214
—	гидродинамическая 214
—	диффузионно-тепловая 214
Нормы токсичности отработавших газов
— легковых автомобилей 24, 49, 105, 473
— грузовых автомобилей с бензиновыми двигателями 104
Нуссельта число 236, 237
Образование н способы уменьшения выделений — окиси азота 65 — окиси углерода 62 — углеводородов 74
Обратное течение отработавших газов 182, 189
Обтекаемая форма тела 393
Обтекание кавитационное 425
Однородность заряда топливной смеси 267, 292
Октан-гептановая шкала 253
Октановое число 261, 273, 283, 291, 294
— Влияние на расход топлива 61 — механическое 299
— определенное исследовательским методом 261
---моторным методом 261‘
--- оптимальное 291
— Способы определения 262
Оптимизация прн наличии ограничений
— Теория 481
Оптимизация работы клапанного механизма газораспределения 187,201 — силовой передачи 467 Остаточные газы 268 — Состав 48
Отбор отработавших газов
—	Для рециркуляции 81
—	При испытаниях 51
Относительная масса продуктов сгорания 219
Открытие впускного клапана 182 — выпускного клапана 184 Отрыв пограничного слоя от поверхности автомобиля 36
Отрыв потока 395, 399
—	двумерный 399
—	осесимметричный 399
—	трехмерный 399
--- закрытый 400
505
---открытый 400
Отсос дойный 404
Палладий 91
Пассажировместимость 16
Пентакарбонил железа 278
Передаточное число ведущего моста 33
--- силовой передачи 33
------- полное 33
Передаточные числа коробки передач 33, 446, 451
Передача 34
—	гипоидная 34
—	зубчатая 34
—	прямая 446
—	цепная 34
Передача электрической энергии топливовоздушной смеси при разряде 126, 132
Перекрытие клапанов 169, 189
Плазма пробоя 119, 131
—	искры 155, 208
Пламя
—	ламинарное 212
—	развитое 208, 212
—	самоподдерживающееся 145
—	турбулентное 212
— холодное 274
Платина 91, 93
Плотность заряда топливной смеси 264
Поглощение влаги клеевыми соединениями 366
---композитными материалами 373
Пограничный слой потока 415
-------в камере сгорания 233
--- тепловой 233
Подача воздуха в выпускные каналы 79 .
Подбор силовой передачи 443 см. также Оптимизация силовой передачи — трансмиссии 33 Подшипники 318
—	гидродинамические 319
—	гидростатические 318
Подъем клапанов 177, 186
Подъемная сила автомобиля 411, 418, 436
Показатели катализатора окисления 89
Ползучесть клеевых соединений внахлестку 368
—	композитных материалов 363
Политропное расширение 158
—	сжатие 158
Полное передаточное число силовой передачи 33
Полное сопротивление цепи зажигания 114
Полный внутренний объем 16
Последняя часть топливного заряда 269, 282
Последующее калильное зажигание 259, 284
Послойное распределение заряда топливовоздушной смеси 70 , 293, 301
Потери в двигателе
—	коэффициента наполнения 183
—	Минимизация 445
— мощности двигателя 30
— насосные 28, 171, 199, 445
— на работу вспомогательных устройств 445
— в силовой передаче 33
— иа трение в двигателе 326
— среднего индикаторного давления 199
— теплоты 27
----в цикле 28
— термического КПД 199
Прандтля число 236, 244
Прандтля—Шмидта число 226
Предел воспламеняемости 137, 210 — неполного сгорания 215 Предпробой 117
Преждевременное калильное зажигание 259, 284
Прессование листовых формовочных композитных материалов 352
Приготовление топливовоздушной смеси 292
Приемистость автомобиля 33 см. также Время разгона
Приработка деталей автомобиля 43
Присадки
— антидетонационные 62, 275, 278
1—	антиизносные 322
— для уменьшения трения 322
Пробой 114, 118
Пробуксовка шины 41
Программа расчета топливной экономичности 462
----характеристик автомобиля 464
Прогрев двигателя
— Влияние иа топливную экономичность 43
Прогрессирующее преждевремеииое.са-мовоспламеиение 259
Продолжительность горения 219
Продувка цилиндров 58
Профилирование задней части кузова 404
Процесс воспламенения 209
----от плазмы разряда 128
— зажигания 114, 144
— наполнения 177, 193
— производства композитных материалов 351
— сгорания 158, 207, 254 , 256
----аномальный 251, 256
---- нормальный 256
Прочность клеевого соедииеиия виа-
506
хлестку при сдвиге 367
Прочность композитных материалов
—	при изгибе 358
—	растяжении 352
—	сдвиге 356
—	сжатии 355
Пульсаторная система 95
Пульсация топливного заряда 223
—	Оптимальный уровень 243
Пуск холодный 43
Работа индикаторная 29
—	эффективная 29
Рабочий объем двигателя 444
Радиус воспламенения 146, 155, 195
—	ядра пламени 216
Развитое пламя 219
Размер шины 337
Размеры клапанных отверстий 187
Разряд
—	дуговой 115, 122
—	множественный 128
— Предпробой 117
— Пробой 114, 118
— тлеющий 116, 124
Распределение расхода энергии и топлива нефтяного происхождения 13 ---- энергии в двигателе 324
Распределительный вал 169, 176, 203
Распространение пламени 133, 147, 207, 219, 266
----в неподвижных смесях 133
----подвижных смесях 133
Расстояние гашения 147
Расход топлива 18, 391
----иа режиме холостого хода 204
----обусловленный аэродинамическим сопротивлением 384
Расширение топливного заряда 223
Регулирование нагрузки двигателя 172 — рециркуляции отработавших газов 74
— состава выпускных газов 92 ----топливовоздушной смеси 94, 486 — угла опережения зажигания 265, 498, 74
Рейнольдса формула 319
— число 216, 231, 236, 378, 428, 432
----эффективное 239
Режим холостого хода 189, 202
Режимы переключения передач 447
— работы электронной системы управления двигателем 485
Рекуперативные тормозные системы 42
Рециркуляция отработавших газов 53, . 188
— Влияние иа выделения окиси азота и углеводородов 59, 66, 88
----продолжительность сгорания 220
----топливную экономичность 10
Родий 93
Рутений 93
Самовоспламенение 271, 281 — при выключенном зажигании 259, 282
Самоподдерживающееся пламя 145
Свеча зажигания 286, 294
— Расположение 223
Свинец
— Теория антидетонационного действия 278, 280
Сила вязкого трения 317
— сопротивления движению иа подъеме 21
---дорожного покрытия 20
--- качению колес 20
—	тока искры 114
—	тяги 21
Силовая передача 459
—	Оптимизация 467
Силы сопротивления движению автомобиля 19
— Зависимость от скорости 20
Система зажигания ИЗ, 133, 156, 294
--- с накоплением энергии в электрическом поле конденсатора 114 ---магнитном поле катушкв индуктивности 114
---VFZ 133
— управления подачей топлива 96, 489
—	— с обратной связью 97
Скорость движения поршня 179
—	переходная 383
—	потока кажущаяся 386
—	псевдопотока 180
—	распространения пламени 225
--- ламинарного пламени 213 ---г турбулентного пламени 218, 227, 235
—	теплоотдачи 235
—	фронта пламени 148, 152
Смазка 315
—	эластогидродинамическаи 320 см. также ЭГД-смазка
Сопротивление аэродинамическое 20, 35, 392
—	Влияние близости земли 413
—	— ветра 386
—	внешнее 393
—	внутреннее 393, 424
—	колес 425
—	от давления 393
—	от трения 36, 393, 423
—	передней части кузова 394
—	формы 36
— шины 332
Сопротивление вихревое 411
— качению шнн 40, 325, 331
— тормозных устройств 325
507
Сопротивляемость удару композитных материалов 371
Состав отработавших газов 48
— топливовоздушной, смесн 24*
— Влияние на токсичность отработавших газов 62, 67
Способность к преодолению подъемов 460
Способы повышения топливной экономичности 88
— уменьшения токсичности отработавших газов 53
Средний показатель топливной экономичности (CAFE) 443, 472
Степень сжатия 58
— Влияние на токсичность отработавших газов 58, 71, 251
— — топливную экономичность 60, 102
— оптимальная 251
Стехиометр ическая топливовоздушная смесь 476
Стойкость к преждевременному калильному зажиганию 264
Сцепление 34
Температура адиабатного пламени 213
— несгоревшего газа 213
— основной массы газа средняя 240
— пламени средняя 213
— сгорания максимальная 65
Теория антидетонационного действия свинца 280
— детонации 270
— возмущенного ламинарного пламени 225
— исследования задач оптимизации с ограничениями 481
— пропорционального управления 479
—	процесса воспламенения 144
—	самовоспламенения 271
—	эластогидродинамической смазки 320
Тепловое расширение композитных материалов 375
—	состояние шины 332
Тепловой баланс двигателя 25
—	гомогенный реактор 56
—	пограничный слой 233
Теплоотдача 233
Термический КПД двигателя 19, 27, 30, 81, 137, 162, 185, 245
---идеального двигателя 27
—	нейтрализатор 83
Термодинамический цикл 25
Термоизоляция выпускных каналов 78, 84
Тетракарбоиил никеля 279
Тетраметилсвинец 278
Тетраэтилсвинец 56, 60, 253, 275, 278, 289
. Течение отработавших газов обратное 182, 189
Тлеющий разряд 116, 124
Токсичность выбросов автомобилей 15
Токсичность отработавших газов 48
Толуол как топливо 253, 254, 288
Толщина пламени 225
— пленки смазки 317
— пограничного слоя 235, 242
Топливная экономичность 18, 55, 103, 327
----легковых автомобилей, сравнение 15, 17
----грузовых автомобилей с бензиновыми двигателями 104
----Роль различных факторов в улучшении 15, 23
Трансмиссия 32
Требования к конструкции и форме автомобиля 37, 381, 426
Трение 315
— в двигателе 325
—	внутреннее 315
—	гидродинамическое 315
—	качения 315
—	скольжения 315
Трикарбонил метилциклопентадиеновый магний 279
Турбулентность движении топливной смеси 210, 230, 254
Влияние на распространение пламени 221
Турбулентность набегающего потока 419
—	: в спутных струях 419
— движения топливного заряда 296
— локального потока 420
Угол набегания потока эффективный 386
— опережения зажигания 189, 286
------- оптимальный 161
Ударопрочность автомобиля 19
Удельные показатели токсичности отработавших газов 58, 103
----расхода топлива 445, 476
Уклон проезжей части дороги 21
Уменьшение массы автомобиля как средство повышения топливной экономичности 39
Уравнение сохранения энергии для газов 234
— Аррениуса 228
Уравнения Навье — Стокса 432
Усиление аэродинамического сопротивления ветром 386
Условия окружающей среды
— Влияние на топливную экономичность 44
----Свойства композитных материа-
508
лов 353
Усталость клеевых соединений внахлестку 368
— композитных материалов 360
Установка фаз газораспределения 169
Устойчивость автомобиля ветровая 36
«фазы газораспределения 167
— горения 208
Фика закон 373
Флуктуации скорости потока 224
Форма камеры сгорания 241
Формальдегид 275
Формирование пламени 209, 215
Формула Рейнольдса 319
Фронт пламени 24, 134, 220, 241
— Кривизна 214
Характеристики дорожного покрытия 44
Циклогексан как топливо 263, 285
Цинк-диалкил-дитио-фосфат 322
Частота вращения вала двигателя 265, 285
Число Льюиса 211
— Нуссельта 236, 237
Число октановое 261, 273, 283, 291, 294
----Влияние на расход топлива 61
---- механическое 299
----определенное исследовательским методом 261
-------моторным методом 261
---- оптимальное 291
----Способы определения 262
— Прандтля 236, 244
— Прандтля — Шмидта 226
— Рейнольдса 216, 231, 236, 378,
428, 432
----эффективное 239
Чувствительность топлива 262, 277, 283
— композитных материалов к концентраторам напряжений 359
Шероховатость поверхности 316
Шины литые 41
— с диагональным кордом 41, 336
— с радиальным кордом 41, 336
ЭВМ
— Применение в системах электронного управления двигателем 473 — — для аэродинамических расчетов 430
----моделирования трансмиссии 449
----расчетов прочности и жесткости 37
----топливной экономичности и характеристик двигателя 461
ЭГД-смазка 320
Электрическая цепь системы зажигания 113
Электронная система впрыска топлива 74
— — предотвращения детонации 61
— — управления двигателем 471, 479
----— силовой передачей 501
Энергия активации процесса образования окиси азота 65
— воспламенения 131, 146, 211
Эрозия катода при разряде 122 .
Этиловый спирт как топливо 254
Эффективная мощность двигателя 30
— работа 29
Эффективное число Рейнольдса 239 Эффективность использования топлива 50
Ядро пламени 143, 208, 210, 214
Яды катализатора 86