Давление в цилиндре двс: Какая компрессия должна быть в двигателе и как ее проверить?

Давление газа в цилиндре двс и в цилиндре компрессора

Таблица 2

Относительное перемещение поршня (в долях хода поршня)	Давление газа в цилиндре ДВС (в долях от РДmax) при движении поршня		Давление газа в цилиндре компрессора (в долях от РКmax) при движении поршня
	Вниз	вверх	вниз	вверх
0	0,863	0,863	1,0	1,0
0,02	1,0	0,5	—	—
0,05	0,863	0,318	—	—
0,1	0,602	0,204	0,30	1,0
0,2	0,340	0,114	-0,1	1,0
0,3	0,238	0,073	-0,1	0,55
0,4	0,170	0,045	-0,1	0,38
0,5	0,130	0,025	-0,1	0,27
0,6	0,10	0,014	-0,1	0,18
0,7	0,082	0,005	-0,1	0,12
0,8	0,068	0,001	-0,1	0,08
0,9	0,034	0	-0,1	0,04
1,0	0	0	-0,1	-0,1

1.

Определение закона движения механизма

1.1 Определение размеров сдвоенного кривошипно-ползунного механизма

Проектирование кривошипно-ползунного механизма ведется по средней скорости поршня (ползуна). При этом известными являются следующие параметры (табл. 1.1): средняя скорость поршня V_ср=6 м/с, частота вращения вала кривошипа n=12.5 c^-1, отношение длин шатуна и кривошипа =l_AB/l_OA =l_AC/l_OA =4.08.

Время одного оборота вала t=1/n =0.08 с, а расстояние, которое проходит поршень за один оборот, S равно 4^.

l_OA. Но V_ср=S/t. Нетрудно заметить, что l_OA=V_ср/(4^.n)  l_ОА=0.12 м  l_АC= l_АВ=0.49 м.

Ход поршня Н=2l_OA=0.24м.

Получив размеры звеньев, выбираем масштаб для построения механизма:

1.

2 Построение диаграмм движущих сил и сил сопротивления

Траекторию точки А кривошипа разбиваем на 12 равны частей и нашли соответствующие положения точек В и С ползунов. По заданным индикаторным диаграммам (табл. 1.2) для ДВС и компрессора строим диаграммы соответственно движущих сил и сил сопротивления. Сила, действующая на поршень пропорциональна ординатам соответствующей кривой индикаторной диаграммы.

По заданному максимальному давлению в цилиндре компрессора определяем максимальное давление в цилиндре ДВС, связанное с ним соотношением:

P_д^max= P_к^max(d_k/d_д)

2/(h_дh_k)=6.177 МПа.

Определяем масштабы давлений:

Далее по известным максимальным давлениям в цилиндрах и площадям поршней находим максимальную движущую силу F_Дmaxи максимальную силу сопротивления F_Kmax.

Определяем масштабы сил:

Таким образом, построив диаграммы сил и определив их масштаб, находим силу в любом положении механизма. Значения сил представлены в таблице 1.1:

Таблица 1.1 Сила в цилиндре ДВС и в цилиндре компрессора

величина	размерн.	0	1	2	3	4	5
Fд	кН	62,17	58,045	19,188	8,9045	5,568	1,6448
Fк	кН	4,081633	4,081633	4,081633	4,081633	-0,68027	-4,08163

величина	размерн.	6	7	8	9	10	11
Fд	кН	0	-1,05263	-0,84211	-1,90842	-6,99221	-21,0526
Fк	кН	-12,2449	-29,2517	-48,9796	-48,9796	16,32653	4,081633

1.3 Определение приведенного момента движущих сил

Приведение моментов сил осуществляется на основе метода приведения сил. В основу метода положено равенство элементарных работ реальных сил, действующих в механизме и суммарного приведенного момента всех сил.

Момент приведенный от движущих сил определяется из соотношения:

, где V_qb – передаточная функция.

Для определения передаточной функции строим планы возможных скоростей. Зададимся отрезком изображающим скорость точки А кривошипа равным 50 мм. Скорости точек В и С находим из векторных уравнений:

Значения передаточных функций и приведенного момента движущих сил приведены в таблицах 1.2, 1.3, 1.4:

Таблица 1.2 Передаточная функция цилиндра ДВС

величина	размерн	0	1	2	3	4	5	6
z Vb	мм	0	35,135	58,8	60	45,45	23,589	0
Vb / w1	м	0	0,07027	0,1176	0,12	0,0909	0,047178	0

Таблица 1. 3 Передаточная функция цилиндра компрессора

величина	размерн	3	4	5	6	7	8	9
z Vc	мм	0	23,589	45,45	60	58,8	35,135	0
Vc / w1	м	0	0,047178	0,0909	0,12	0,1176	0,07027	0

Устройство для измерения давления в цилиндре двигателя внутреннего сгорания

 

Полезная модель относится к области измерительной техники и может быть использована для измерения импульсов давления в цилиндре работающего двигателя внутреннего сгорания. Устройство содержит сообщающийся с камерой сгорания цилиндра двигателя пьезоэлектрический датчик давления и подключенный к нему блок регистрации. Блок регистрации выполнен в виде согласующего усилителя и последовательно подключенных к его выходу пикового детектора отрицательных импульсов и инвертирующего усилителя. Инвертирующий усилитель подключен к первому входу сумматора, выход которого подключен к блоку обработки информации и индикации. Выход согласующего усилителя дополнительно подключен ко второму входу сумматора. Это позволяет обеспечить возможность учета всех составляющих амплитудных значений измеряемого давления и повысить точность его измерения. 1 н.п. ф-лы, 5 ил.

Полезная модель относится к области измерительной техники и может быть использована для измерения импульсов давления в цилиндре работающего двигателя внутреннего сгорания.

Для оптимизации работы двигателя внутреннего сгорания целесообразно иметь информацию о процессах, происходящих в камере сгорания топлива. В настоящее время наиболее информативным параметром, по которому можно оценивать работу двигателя внутреннего сгорания, является переменное давление. В последние годы создается достаточно много способов и устройств, позволяющих определять эффективность работы двигателя внутреннего сгорания по измерительной информации об изменении давления в одной или нескольких камерах сгорания топлива.

Известно устройство (DE 102006008062, F02D 41/00, 2007-05-10), для управления работой двигателя внутреннего сгорания, один из блоков которого осуществляет определение давления в камере сгорания работающего двигателя.

Известное устройство содержит датчики давления, установленные на цилиндрах двигателя внутреннего сгорания и сообщающиеся с их камерами сгорания. Датчики давления одновременно с датчиком угловой скорости вращения коленчатого вала подключены к блоку усиления и обработки сигналов, связанного с запоминающим устройством для хранения информации и при необходимости выдачи ее в блок усиления и обработки сигналов.

Известное устройство работает следующим образом.

Получаемая информация о временном угловом положении коленчатого вала относительно временных процессов, происходящих в камерах сгорания цилиндров двигателя, сравнивается с хранимыми в памяти устройства «эталонными» соотношениями. При отклонении реальных соотношений от «эталонных», например, из-за изменения геометрии топливных инжекторов, корректор вырабатывает сигнал, который через блок усиления и обработки сигналов информирует внешние устройства регулировки системы зажигания об изменении режима работы.

К причинам, препятствующим достижению указанного ниже технического результата при использовании известного устройства, относится то, что с его помощью может измеряться не величина, а временное положение максимального значения давления в камере сгорания относительно угла поворота коленчатого вала для регулировки системы зажигания в двигателе внутреннего сгорания.

Известно также устройство, осуществляющее способ измерения давления в камере сгорания в зависимости от положения коленчатого вала (DE 19749814, F02B 75/02, F02D 35/02, G01L 23/32, 2009-01-22), которое может быть использовано для измерения давления как такового в цилиндре работающего двигателя внутреннего сгорания.

Известное устройство содержит, по крайней мере, один датчик давления, сообщающийся с полостью камеры сгорания цилиндра исследуемого двигателя внутреннего сгорания, датчик положения коленчатого вала, связанный с датчиками, блок управления, в состав которого входит микропроцессорный блок с аналого-цифровым преобразователем.

Известное устройство работает следующим образом.

На блок управления поступают сигналы от датчиков давления, датчика положения коленчатого вала, а также дополнительная информация, например, о температуре и нагрузке двигателя. В блоке управления сохраняется «эталонная» кривая давления в камере сгорания, отображающая «эталонные» зависимости давления в камере сгорания от угла поворота коленчатого вала. «Эталонные» зависимости предварительно определяются расчетным путем, исходя из конкретных параметров исследуемого двигателя внутреннего сгорания. Измеренные зависимости давления в камере сгорания от угла поворота коленчатого вала сравниваются с хранимыми в памяти устройства «эталонными» зависимостями. При отклонении реальных зависимостей от «эталонных» блок управления вырабатывает управляющие сигналы, которые поступают на регулировку режима работы двигателя, например, для регулировки момента зажигания в зависимости от положения коленчатого вала.

К причинам, препятствующим достижению указанного ниже технического результата при использовании известного устройства, относится то, что с его помощью может измеряться не величина, а временное положение максимального значения давления в камере сгорания относительно положения коленчатого вала для регулировки режима работы двигателя внутреннего сгорания.

По совокупности существенных признаков наиболее близким заявляемому является устройство для измерения и оценки амплитудных значений пульсирующего сигнала напряжения и определения эффективности работы двигателя внутреннего сгорания — измерения текущего значения вырабатываемой мощности и ее регулирования в соответствии с величиной потребляемой (ЕР 0021340, G01R 19/04, 1984-04-04). Известное устройство может быть использовано для измерения импульсного давления в цилиндре работающего двигателя внутреннего сгорания (см. описание патента, абз. [0003]).

Известное устройство содержит пьезоэлектрический датчик давления, сообщающийся с камерой сгорания цилиндра исследуемого двигателя внутреннего сгорания, и подключенный к нему блок регистрации, содержащий последовательно включенные согласующий усилитель, разделительный конденсатор, вычислительное устройство и индикатор. К выходу конденсатора подключены также ограничительный диод и ключевая схема на базе полевого транзистора, сигнальный вход которого через схему срабатывания, построенной на базе триггера Шмидта и мультивибратора, подключен к выходу вычислительного устройства.

Известное устройство работает следующим образом.

Сигнал с выхода датчика давления усиливается, проходит через разделительный конденсатор и поступает в вычислительное устройство, затем в индикатор блока регистрации для обработки и дальнейшей индикации. Если величина давления в камере сгорания цилиндра выше нулевого значения, то сигнал без ограничений поступает в вычислительное устройство. Если же величина давления в камере сгорания ниже нулевого значения (разрежение), то срабатывает ограничительный диод и отрицательная часть сигнала не поступает на вход вычислительного устройства. Для снижения дрейфа измерительной схемы применяется ключевая схема на базе полевого транзистора, работа которого управляется вычислительным устройством. При поступлении сигнала о наличии дрейфа сигнальный выход конденсатора замыкается с корпусом («землей»), а на вход вычислительного устройства поступает нулевой сигнал. Триггер Шмидта и мультивибратор служат для получения более крутого импульса для срабатывания ключевой схемы. Полученная информация анализируется и используется для определения эффективности работы двигателя внутреннего сгорания.

К причинам, препятствующим достижению указанного ниже технического результата при использовании известного устройства, относится отсутствие в измеренной величине давления отрицательной составляющей амплитудного значения импульсного давления в цилиндре работающего двигателя, которая «срезается» и не используется для выработки информации об эффективности работы двигателя.

Задачей, на решение которой направлено заявляемая полезная модель, является повышение точности измерения давления в цилиндре работающего двигателя внутреннего сгорания.

Технический результат, получаемый при осуществлении изобретения, заключается в обеспечении возможности учета всех составляющих амплитудных значений переменного давления.

Указанный технический результат при осуществлении изобретения достигается тем, что в заявляемом устройстве для измерения давления в цилиндре двигателя внутреннего сгорания, содержащем сообщающийся с камерой сгорания цилиндра пьезоэлектрический датчик давления и подключенный к нему блок регистрации, включающий согласующий усилитель, в отличие от известного устройства, блок регистрации заявляемого устройства выполнен в виде согласующего усилителя и последовательно подключенных к его выходу пикового детектора отрицательных импульсов и инвертирующего усилителя, подключенного к первому входу сумматора (вход «а»), выход которого подключен к блоку обработки информации и индикации, при этом выход согласующего усилителя дополнительно подключен ко второму входу сумматора (вход «b»).

На фиг.1 изображена блок-схема заявляемого устройства, на фиг.2 — эпюра преобразованых электрических сигналов на выходе согласующего усилителя, на фиг.3 — эпюра преобразованых электрических сигналов на выходе пикового детектора отрицательных импульсов, на фиг.4 — эпюра преобразованых электрических сигналов на выходе инвертирующего усилителя, на фиг.5 — эпюра преобразованых электрических сигналов на выходе сумматора.

Заявляемое устройство (фиг.1) содержит пьезоэлектрический датчик давления 1, сообщающийся с полостью цилиндра (камерой сгорания) двигателя внутреннего сгорания (на фиг.1 не показано) и подключенный к датчику 1 блок регистрации 2. Блок регистрации 2 содержит последовательно включенные согласующий усилитель 3, пиковый детектор отрицательных импульсов 4, инвертирующий усилитель 5, подключенный к нему первым входом (вход «а») сумматор 6 и блок обработки информации и индикации 7. Выход согласующего усилителя 3 дополнительно подключен ко второму входу (вход «b») сумматора 6.

Заявляемое устройство работает следующим образом. Переменный сигнал с выхода датчика давления 1 подается в блок регистрации 2, усиливается с помощью согласующего усилителя 3 (фиг.2) и поступает на вход пикового детектора отрицательных импульсов 4, который выделяет отрицательные импульсы переменного сигнала и преобразует отрицательные импульсы в постоянный отрицательный сигнал, значение которого равно амплитуде отрицательных импульсов (фиг.3). С помощью инвертирующего усилителя 5 отрицательный постоянный сигнал преобразуется в положительный (фиг.4) и поступает на первый вход «а» сумматора 6. На второй вход «b» сумматора 6 поступает переменный сигнал с выхода согласующего усилителя 3. После суммирования двух сигналов с выхода сумматора 6 (фиг.5) на вход блока обработки информации и индикации 7 поступает положительный сигнал, пропорциональный измеренному переменному давлению, максимальное значение которого равно сумме положительной и модуля отрицательной частей исходного сигнала с выхода согласующего усилителя 3. С помощью блока обработки информации и индикации 7 осуществляется измерение, обработка и отображение различных параметров сигнала, учитывающего все составляющие амплитудных значений импульсного сигнала датчика давления в камере сгорания цилиндра работающего двигателя.

Таким образом, видно, что приведенные выше сведения подтверждают возможность осуществления заявляемой полезной модели, достижения указанного технического результата и решения поставленной задачи.

Устройство для измерения давления в цилиндре двигателя внутреннего сгорания, содержащее сообщающийся с камерой сгорания цилиндра пьезоэлектрический датчик давления и подключенный к нему блок регистрации, включающий согласующий усилитель, отличающееся тем, что блок регистрации выполнен в виде согласующего усилителя и последовательно подключенных к его выходу пикового детектора отрицательных импульсов и инвертирующего усилителя, подключенного к первому входу сумматора, выход которого подключен к блоку обработки информации и индикации, при этом выход согласующего усилителя дополнительно подключен ко второму входу сумматора.

Механические испытания двигателя с использованием датчика давления в цилиндре

В статье «Механические испытания двигателя: хорошо, лучше и лучше» за июнь 2018 г. я рассказал о двух фундаментальных механических испытаниях двигателя, выполненных с помощью прицела: относительное сжатие при проворачивании коленчатого вала и вакуум на впуске при проворачивании коленчатого вала. Итак, сегодня давайте сделаем еще один шаг вперед.

Пожалуйста, имейте в виду, что цель всех этих механических испытаний двигателя состоит не только в том, чтобы определить наличие механической проблемы, но и в том, чтобы определить, в чем проблема, без разборки двигателя для визуального осмотра, который требует очень много времени и сил. может привести к ситуации, когда владелец автомобиля может отказаться от ремонта, но теперь транспортное средство больше нельзя эксплуатировать, если двигатель не собран. Я уверен, что многие из нас были на этом пути, и я предпочитаю избегать его.

 Сначала позвольте мне классифицировать типы проблем, которые могут возникнуть до начала тестирования, и проблемы, которые будут обнаружены в ходе этих тестов. Современные двигатели могут страдать от любой из следующих проблем: проблемы с уплотнением цилиндров, вызывающие потерю компрессии, неправильные фазы газораспределения из-за неисправных систем кулачкового привода, неправильная синхронизация зажигания, смещенные или несинхронизированные сигналы датчика вращения двигателя, ограничения впускного тракта, ограничения выпускного тракта и проблемы с дыханием от банка к банке — все это можно отследить. вниз с помощью этих тестов. Хотя у меня есть документация по всем этим вопросам, и я мог бы заполнить всю эту информацию небольшим учебником, подробное обсуждение каждой проблемы выходит за рамки этой статьи. Я намерен подогреть ваш аппетит, чтобы вы вложили средства в инструменты, необходимые для выполнения этих тестов, и начали использовать их в своей диагностической программе. Есть много отличных учебных курсов по этому предмету, и потребуются дальнейшие исследования, чтобы освоить это тестирование, но мы должны с чего-то начать, поэтому давайте начнем сейчас.

Начните с самого начала
Для начала у вас должен быть осциллограф и датчик давления, а также набор шлангов для проверки компрессии для различных свечей зажигания, используемых во многих двигателях, представленных на рынке. Первое, о чем следует помнить, это то, что при использовании преобразователя в тестовом шланге не должно быть клапана Шредера! Если у вас есть набор для измерения компрессии в виде манометра с набором шлангов, вы можете использовать эти шланги, но обязательно снимите клапан Шредера при использовании преобразователя. Клапан Шредера является причиной того, что механический манометр создает давление и показывает компрессионные затяжки или импульсы, но это не то, как создается давление в цилиндре, и вы увидите, что импульсы давления, показанные на осциллографе, одинаковы для нормального двигателя во время запуска. .

Новый способ повлиять на изменения в вашем магазине
	Уделите нам одну минуту своего времени, и вы узнаете о трех основных способах покупки запчастей в Интернете, которые могут изменить процессы в вашем бизнесе.

Мы не будем уделять слишком много внимания первому или последнему импульсу в формируемой датчиком кривой сжатия, потому что вы не знаете, где находился поршень, когда двигатель начал вращаться или перестал вращаться. Если пики давления при запуске меняются во время теста, мы уже обнаружили проблему, которую обычный датчик никогда не сможет нам показать! Последовательность проверки давления в цилиндрах должна состоять из проверки запуска двигателя сначала, а затем проверки работы двигателя с резким срабатыванием дроссельной заслонки, чтобы можно было проанализировать различные проблемы, упомянутые выше. Вы должны предотвратить запуск двигателя во время проверки проворачивания коленчатого вала, предпочтительно путем удаления топлива. Во время некоторых тестов также потребуется определение масштаба события возгорания.

Рисунок 1 — Четырехцилиндровый двигатель Honda, настроенный для проведения испытаний датчиков давления в цилиндрах. Преобразователь Pico WPS500 подключен к цилиндру №4. Различные преобразователи доступны от разных компаний, но этот преобразователь не требует питания от осциллографа, поэтому его можно использовать с любым осциллографом, и он будет генерировать очень хорошие формы волны.

Две кривые давления запуска будут показаны для иллюстрации нормальной кривой и проблемного автомобиля. Первая кривая показывает нормальное давление сжатия 4-цилиндрового двигателя Honda, показанного на рисунке 1. Обратите внимание, что первое событие сжатия низкое из-за того, что поршень находится где-то выше нижней мертвой точки, когда двигатель начал проворачиваться, но все последующие события сжатия при том же давлении 175psi (рис. 2). У этого двигателя был подтекающий выпускной клапан в цилиндре № 2, и при испытаниях компрессия при проворачивании коленчатого вала составляла всего 149.фунтов на квадратный дюйм — ниже 15-процентного отклонения, которое считается максимальным отклонением на автомобиле OBDII с обнаружением пропусков зажигания.

Рисунок 2 — Нормальная кривая сжатия при запуске 4-цилиндрового двигателя Honda. Не забудьте игнорировать первый и последний импульс. Осциллограф Pico может масштабироваться по давлению, когда вы выбираете датчик давления, но имейте в виду, что датчик давления выдает напряжение, и этот датчик будет выдавать 1 вольт на 100 фунтов на квадратный дюйм, поэтому другой осциллограф будет отображать 1,75 вольт. Диапазон 0-500 фунтов на квадратный дюйм для этого преобразователя

Следующая кривая показывает несколько хороших импульсов сжатия, а затем полную потерю сжатия в цилиндре (рис. 3). Этот двигатель грузовика GM 5.3 V8 имел пропуски зажигания в цилиндре № 3. Компрессию проверили манометром, и техник сказал, что компрессия одинаковая во всех цилиндрах на этом ряду. Это тот же самый грузовик, который обсуждался в моей июньской статье, и проблема заключалась в сломанной пружине клапана. Эта проблема не может быть решена при испытании на сжатие при проворачивании двигателя с датчиком! Если двигатель прокручивается не менее 10 секунд, а пики сжатия изменяются более чем на несколько фунтов на квадратный дюйм, то, вероятно, присутствуют проблемы с уплотнением клапана.

Рисунок 3 — Эта кривая сжатия при проворачивании показывает первые два импульса при 165 фунтов на квадратный дюйм, третий импульс на 75 фунтов на квадратный дюйм и все остальные импульсы на 4 фунта на квадратный дюйм. Виновником является сломанная пружина клапана. Поскольку в измерителе компрессии манометрического типа используется шланг с клапаном Шредера, который улавливает давление, манометр показал примерно то же значение, что и другие цилиндры.

Время решает все

Следующий пункт, который я хотел бы упомянуть, это синхронизация зажигания и фаз газораспределения. Сегодня у многих технических специалистов нет быстрого и надежного способа проверки синхронизации на большинстве двигателей. Метки опережения зажигания в основном ушли в прошлое, и лишь немногие техники имеют рабочий индикатор времени. Если машина не заводится или не хватает мощности, как устранить проблему с синхронизацией как проблему и сделать это быстро? Ответ заключается в сравнении события воспламенения с событием давления в цилиндре того же цилиндра с использованием двух каналов осциллографа и датчика давления (рис. 4).

Недавно я посмотрел на Toyota Highlander 3.3 V6 2004 года, которую другой магазин пытался диагностировать, диагностируя жалобу на недостаток мощности. Во время тестового вождения казалось, что автомобиль трогается с места на третьей передаче, но трансмиссия не имеет кодов и переключается между передачами. Задаваясь вопросом о возможной проблеме с гидротрансформатором, я решил убедиться, что время на двигателе правильное, и обнаружило проблему. Синхронизация была сильно задержана из-за рифленой звездочки зубчатого ремня коленчатого вала, которая также имеет триггерное колесо датчика кривошипа, отлитое в звездочку. Этот метод выявил множество подобных проблем и представляет собой простой тест для проверки очень важных отношений, которые слишком часто принимаются как должное, поскольку время больше не регулируется.

Рис. 4. Эта кривая зависимости момента зажигания была получена на автомобиле Toyota с двигателем 3,3 V6 при слабом тормозном моменте. Вращательные линейки прицела используются для измерения сигнала зажигания и показывают импульс зажигания синим цветом, возникающий при 14 ATDC. Это означает, что синхронизация отстает примерно на 22 градуса, потому что PID синхронизации сканирующего прибора показывал 8 градусов до ВМТ.

Некоторые читатели могут подумать, что это расширенный диагностический тест, который будет использоваться только в редких случаях, но это не так. Соседний магазин отбуксировал VW CC 2010 года выпуска, на котором они застряли. Значительное время было потрачено на попытки диагностировать отсутствие запуска двигателя на этом турбодвигателе 2. 0 GDI без каких-либо ответов. После проверки нескольких основных моментов была захвачена и проанализирована кривая запуска двигателя. Форма сигнала быстро указала на то, что я буду называть ограничением пути выхлопа (рис. 5). Линейки размаха показывают 4-тактный цикл, и в точке, где заканчивается такт выпуска и начинается такт впуска, имеется импульс высокого давления, который составляет 117 фунтов на квадратный дюйм (рис. 6). Это вызвано тем, что выпускной кулачок выдвигается почти на 90 градусов из-за перескока цепи ГРМ. Я укажу, что старые двигатели, которые перескакивали во времени, обычно приводили к запаздыванию распределительных валов, но современный двигатель с их сложными механизмами привода распределительного вала может иметь кулачки, которые прыгают и в конечном итоге перемещаются вперед или назад. Несвоевременные выпускные кулачки очень мало влияют на компрессию в цилиндрах. Когда впускной кулачок выходит из строя, это сильно влияет на компрессию, замедленные кулачки снижают компрессию, а продвинутые кулачки увеличивают компрессию. При проверке любого V-образного или оппозитного двигателя с двумя рядами цилиндров, если компрессия одного ряда отличается от другой, вы должны немедленно заподозрить синхронизацию распределительного вала. Усовершенствованные впускные кулачки — причина, по которой двигатель может иметь слишком большую компрессию, если измеренная компрессия превышает технические характеристики, подозревайте усовершенствованный впускной кулачок, возможно, из-за неправильной установки, перескока цепи или зависания узла фазовращателя.

Рисунок 5 — Этот тест на сжатие при проворачивании двигателя VW 2.0 выглядит странно из-за того, что похоже на двойное сжатие. Форма сигнала будет увеличена для более детального рассмотрения.

Рисунок 6 — Это классическая форма волны для того, что следует называть ограничением пути выхлопа. Давление на такте выпуска должно быть таким же, как атмосферное давление, которое будет нулевой точкой на шкале формы волны. Это было вызвано усовершенствованным выпускным кулачком, который мешал запуску двигателя.

Если этот импульс давления выхлопных газов наблюдался только на одном цилиндре, ожидайте изношенного кулачка или забитой направляющей выпускного коллектора. Засоренный каталитический нейтрализатор может генерировать аналогичную форму волны, но ожидать, что повышение давления начнется раньше из-за того, что датчик видит давление в коллекторе, как только открывается выпускной клапан. Я упомяну здесь, что некоторые последние модели двигателей DOHC, которые фазируют оба распредвала, могут не иметь перекрытия клапанов, когда кулачки не сфазированы, и могут создавать импульс давления в конце такта выпуска, и это может быть нормальным явлением. Должно быть ясно, что проверка давления в цилиндрах — отличный способ измерить противодавление выхлопных газов! Почти всегда проще снять свечу зажигания, чем датчик кислорода для измерения противодавления выхлопных газов.

На работающем сжатии

Все до этого момента было тестами запуска, но как только мы запустим двигатель, будет представлено немного больше информации. Давайте взглянем на бегущую волну сжатия и укажем, что она нам показывает. Мы рассмотрим базовый четырехтактный цикл (рис. 7), начиная с рабочего такта и продолжая оттуда. Помните, что мы наблюдаем изменение давления в цилиндре, когда поршень перемещается вверх и вниз в цилиндре коленчатым валом, в цилиндре нет сгорания, поэтому мы называем первое событие тактом расширения, а не рабочим тактом. Существуют две основные причины изменения давления в отображаемом сигнале: изменение направления поршня или событие клапана (клапан открывается или закрывается). Как только вы поймете базовый 4-тактный цикл и то, что представляет собой форма волны, можно будет сгенерировать довольно мощную диагностику.

Рис. 7. Нормальная кривая сжатия с выносками. Синие стрелки показывают направление движения поршня в 4-тактном цикле. Перекрытие клапанов происходит в области 360-градусной линейки на экране.

Следующий сигнал был получен на Dodge Challenger 2010 года с жалобой на код пропусков зажигания и легким тиканьем двигателя. Диагностический прибор показывал пропуски зажигания в цилиндре №3, а иногда их не было вовсе. Относительная компрессия и вакуумные тесты запуска выглядели нормально. Была очень небольшая коррекция корректировки подачи топлива, поэтому она не была связана с форсункой. Было решено провести тест в цилиндре после того, как заметили аномалию в форме волны работающего вакуума. Всегда полезно захватить форму сигнала с заведомо исправного цилиндра для сравнения с проблемным цилиндром. После тестирования цилиндра № 1 (рис. 8) датчик был перемещен в проблемный цилиндр.

Рисунок 8 — Кривая сжатия в цилиндре №1 двигателя Dodge Challenger 5.7 Hemi 2010 года. Это нормальная картина для хорошего цилиндра, сравнивающая сжатие в цилиндре с работающим вакуумом, полученным датчиком Sen-X Technologies First Look.

Кривая цилиндра № 1 показывает рост давления в кривой вакуума, которая находится прямо перед пиком сжатия, это будет событие вакуума для цилиндра № 3. Когда преобразователь подключен к цилиндру №3, проблема очевидна (Рисунок 9).). На графике видно, что рост вакуумметрического давления совпадает с местом открытия впускного клапана. Форма сигнала в цилиндре показывает импульс давления 23 фунта на квадратный дюйм в конце такта выпуска, что не является нормальным. Когда впускной клапан открывается, это захваченное давление сбрасывается во впускной коллектор, и его можно увидеть с помощью датчика давления на впуске. Курсоры формы волны измеряют разницу между открытием и закрытием выпускного клапана на 168 градусов, что намного меньше, чем нормальная продолжительность была бы на кулачке кулачка в Hemi! Этот двигатель имеет изношенный выступ выпускного кулачка на цилиндре № 3 и нуждается в кулачке и подъемниках. На фото (рис. 10) видно повреждение распределительного вала после снятия.

Рисунок 9 — Кривая сжатия и вакуума в цилиндре № 3 с пропусками зажигания автомобиля Dodge Challenger 2010 года. Обратите внимание на импульс давления выхлопных газов и вертикальный подъем формы волны вакуума и их связь друг с другом, как выделено.

Рисунок 10 — Изношенный лепесток выпускного кулачка — второй слева на этом снимке.

Устранена еще одна проблема с пропуском зажигания Hemi

Следующим проблемным автомобилем является пикап Dodge Ram 2011 года с еще одним двигателем Hemi 5,7. Этот грузовик отлично работает на холостом ходу, но дает осечки при резком ускорении. Обычная замена деталей не помогла решить проблему, свеча зажигания, катушка зажигания и топливная форсунка были испробованы безрезультатно. Грузовик движется, и только цилиндр № 1 пропускает зажигание под нагрузкой. Проверка относительной компрессии показывает, что в цилиндре №1 компрессия несколько выше (рис. 11).

Рисунок 11 — Испытание на относительное сжатие двигателя Dodge Ram 5.7 Hemi 2011 года. Цилиндр №1 имеет самый высокий пик. Проблема не в сжатии?

Увидев повышенную компрессию в цилиндре №1 и зная, что это проблемный цилиндр, выполняется проверка рабочей компрессии. Результат весьма показательный. Исправный цилиндр (рис. 12) будет сравниваться с проблемным цилиндром.

Рисунок 12 — Показана работающая проверка компрессии в цилиндре №3 с резкой задержкой газа. Это заведомо исправный цилиндр

Рисунок 13 — Этот увеличенный снимок теста на сжатие при проворачивании цилиндра № 3 измеряет точку закрытия впускного клапана, которая происходит на такте сжатия.

Исправный цилиндр показывает пик сжатия во время резкого открытия дроссельной заслонки, достигающий более 330 фунтов на квадратный дюйм, и впускной клапан закрывается на 45 градусов после нижней мертвой точки (Рисунок 13). Сравнение того же теста с цилиндром № 1 показывает пиковое сжатие во время щелчка всего при 287 фунтов на квадратный дюйм (рис. 14) и впускной клапан, закрывающийся при 20 градусах после нижней мертвой точки (рис. 15).

Рисунок 14 — Проверка компрессии в проблемном цилиндре, показывающая более низкую пиковую компрессию во время резкого открытия дроссельной заслонки.

Рисунок 15 — Увеличенная кривая сжатия при проворачивании коленчатого вала, показывающая точку раннего закрытия впускного клапана.

Раннее закрытие впускного клапана и снижение пикового давления в цилиндре во время резкого открытия дроссельной заслонки иллюстрируют износ кулачка впускного распределительного вала, вызывающий ограничение пути впуска. Давление в цилиндре зависит от воздушного потока и эффективной степени сжатия, которая определяется точкой, в которой впускной клапан закрывается, чтобы можно было создать давление. Когда впускной клапан закрывается раньше, чем обычно, эффективная степень сжатия увеличивается и вызывает более высокие значения сжатия. На этом этапе должно быть ясно, что механические проблемы двигателя не могут остаться незамеченными при использовании тестов, проведенных в этой статье. Как только эти тесты будут выполнены, ваша точность в определении механических проблем двигателя будет точной, не требуя разборки двигателя.

Сравнение моделирования давления в цилиндрах дизельного двигателя с прямым впрыском, работающего на альтернативном топливе, с использованием двух табулированных химических подходов

На этой странице биодизельное топливо. Две модели, основанные на табличном химическом анализе, были реализованы для целей моделирования, и результаты были сравнены с экспериментальными данными, полученными для одноцилиндрового дизельного двигателя. Первая модель представляет собой модель с одной зоной, основанную на модели горения Кригера и Бормана, а вторая модель представляет собой модель с двумя зонами, основанную на модели горения Оликара и Бормана. Было показано, что обе модели могут хорошо прогнозировать давление в цилиндрах двигателя, а также его общие характеристики. Вторая модель показала лучшую точность, чем первая, в то время как первая модель была проще в реализации и быстрее в вычислениях. Было обнаружено, что первый метод лучше подходит для управления и мониторинга двигателя в режиме реального времени, а второй лучше подходит для проектирования двигателя и прогнозирования выбросов.

1. Введение

Моделирование двигателей внутреннего сгорания получило широкое развитие в последние годы. Для этой цели на рынке доступно множество промышленных кодов, предназначенных для моделирования двигателей (GT-Power, Diesel-RK, Ricardo-Wave, Fluent и т. д.). Эти коды, несмотря на то, что они могут быть полезны для прогнозирования характеристик двигателя, являются дорогостоящими для университетской лаборатории третьего мира, а их исходные коды практически невозможно модифицировать для реализации новой модели или функций.

При моделировании двигателя сжатия могут использоваться различные подходы с разным уровнем сложности, такие как термодинамические 0D модели, квазиразмерные многозонные модели и модели вычислительной гидродинамики (CFD) [1, 2].

Для этого исследования был выбран квазиразмерный подход; эти модели позволяют выполнять эффективные, экономичные и быстрые расчеты характеристик двигателя в зависимости от различных параметров двигателя. Используя эти типы моделей, мы можем рассчитать различные этапы цикла дизельного двигателя, такие как сжатие, впрыск, задержка воспламенения, а также этапы сгорания и выпуска.

Оцениваемые модели в этом исследовании будут оцениваться с точки зрения точности и скорости вычислений.

2. Основные уравнения

2.1. Модель впрыска и испарения топлива

Для обеих моделей характеристика распыления топлива моделируется с использованием феноменологической модели Разлейцева [3] и Лышевского [4]. Эта модель была использована и реализована в так называемой РК-модели [5] и ее результатах. Основной целью этой части модели является определение тонкости распыления топлива из форсунки. Тонкость распыления характеризуется расчетным средним диаметром капли топлива по Заутеру. Модель представляет собой простую последовательность вычисляемых параметров и имеет следующую структуру.

Сначала рассчитывается средняя скорость истечения топлива из форсунки в м/с по формуле где – цикловая подача топлива, кг/цикл; RPM – частота вращения коленчатого вала в об/мин; – плотность топлива в кг/м ³ ; диаметр отверстия форсунки в мм; — продолжительность впрыска в градусах поворота коленчатого вала.

Критерий, характеризующий связь между силой поверхностного натяжения, инерцией и вязкостью, рассчитывается следующим образом: где – коэффициент динамической вязкости топлива при температуре 323 К, Па·с; – коэффициент поверхностного натяжения топлива при температуре 323 К в Н/м.

Число Вебера, характеризующее связь между силой поверхностного натяжения и инерцией, определяется как

Плотность заряда в конце сжатия перед ВМТ рассчитывается следующим образом: где  кг/кмоль – молекулярная масса воздуха; это плотность воздуха.

Затем мы определяем соотношение плотности топлива и воздуха по формуле

Наконец, средний диаметр распыленного топлива по Заутеру рассчитывается в микронах по формуле где – эмпирический коэффициент, зависящий от конструкции форсунки, рекомендуемое значение которого равно 1,7.

В этот момент определяется тонкость пылевидного топлива, и мы видим, что она в основном зависит от физических свойств топлива, таких как вязкость и плотность. Следующим шагом модели является определение кинетики сгорания распыленного топлива, кинетика которой будет зависеть от ранее найденного среднего диаметра Заутера.

2.2. Модель кинетики горения распыленного топлива

Эта часть разработанной модели позволит определить такие параметры процесса, как скорость испарения распыленного топлива, задержка его воспламенения и продолжительность горения.

Давление в цилиндре в конце сжатия перед ВМТ где – эталонное давление, которое в нашем случае соответствует давлению во впускном коллекторе.

Затем мы определяем теоретическую константу испарения топлива по формуле где – постоянная испарения, связанная с давлением в баллоне, м ² /с где – константа, характеризующая продолжительность испарения крупных капель в дизеле в 1/с, и ее значение дано как   2,4 в [3], но Кулешов [5] использовал ее как весовой коэффициент, который можно варьировать для согласования с экспериментальными данными ; — коэффициент избытка воздуха.

Тогда полная продолжительность горения рассчитывается как где ID — задержка воспламенения, рассчитанная по формуле Харденберга и Хазе [6] в обеих моделях.

Значение кажущейся энергии активации в этой корреляции определяется как ; однако это значение было рассчитано для конкретного эксперимента, описанного в [6], и его необходимо скорректировать, чтобы использовать для других экспериментальных условий. Чтобы согласовать экспериментальные значения задержки воспламенения, особенно для биодизельного топлива, метод, предложенный Aghav et al. [7], где значение 618840 можно варьировать от исходного 618840 до более высоких значений.

2.3. Законы тепловыделения и теплопередачи

Для двух моделей мы использовали двойную функцию Вибе [8] для моделирования скорости тепловыделения и закон Вошни [9] для моделирования теплопередачи.

3. Модели внутреннего сгорания

3.1. Метод 1: Модель горения, основанная на Бормане и Кригере [10]

Этот метод представляет собой модель одной зоны, основанную на первом законе термодинамики, законах сохранения массы и идеального газа. После этого мы можем записать основное уравнение для расчета изменения давления в цилиндре в зависимости от угла поворота коленчатого вала как [11]

Алгоритм Кригера и Бормана основан на полиномиальной аппроксимирующей константе для вычисления показателя адиабаты (коэффициента удельной теплоемкости) как функции угла поворота кривошипа. Подходящие коэффициенты можно найти в Приложении.

Внутренняя энергия продуктов сгорания при равновесии реакции воздуха с углеводородом Cnh3n определяется как куда — поправочный коэффициент для внутренней энергии с учетом диссоциации

Газовая постоянная рассчитывается как с .

Показатель адиабаты (коэффициент удельной теплоемкости) рассчитывается как с .

3.2. Метод 2: Модель горения на основе метода Оликара и Бормана [12, 13]

Эта модель представляет собой двухзонную термодинамическую модель, в которой термодинамические свойства продуктов сгорания и топлива определяются с использованием полиномиальных кривых, аппроксимированных по данным Чемкина [14] или JANAF [15] и приведены

Производная давления и температуры сгоревших и несгоревших газов в цилиндрах может быть рассчитана по алгоритму Фергюсона [13, 16] по формуле куда

Уравнения состояния смеси имеют вид с .

Продукты сгорания оцениваются в предположении, что они находятся в равновесии при данных температуре и давлении. Используя метод Оликара и Бормана [12], мы находим мольные доли продуктов сгорания, а затем можем найти термодинамические свойства смеси, такие как энтропия, удельный объем, энтальпия и внутренняя энергия.

Рассмотрение реакции горения углеводорода тогда у нас есть — молярная доля th-й частицы горения при равновесии и общее количество молей. После этого мы можем написать .

Система уравнений состоит из 10 неизвестных и 4 уравнений; затем нам нужно 6 дополнительных уравнений, чтобы иметь возможность решить систему. Для этого введем константу шести газофазных равновесных реакций с указанием давления, при котором происходит реакция в атмосфере. Константы реакций рассчитываются с использованием следующего выражения: с константами , , , , и приведены в таблице 1.

Мы имеем набор из 11 нелинейных уравнений с 11 неизвестными, которые решаются с помощью итерации Ньютона-Рафсона. Подробное описание алгоритма разрешения можно найти в [13]. Метод был реализован с использованием модифицированного сценария Matlab, предоставленного [16], для вставки новых подпрограмм параметров впрыска топлива и распыления, а также константы биодизеля и двойной функции Вибе скорости тепловыделения.

4. Результаты и обсуждение

В целях проверки две модели были реализованы и сопоставлены с экспериментальными результатами из [17], характеристики двигателя приведены в таблице 2, где время впрыска топлива относится к фактическому углу коленчатого вала, при котором топливо начинает поступать из сопла. Было выполнено два набора расчетов, один для дизельного топлива и второй для биодизельного топлива. Характеристики дизельного и биодизельного топлива были взяты из [17, 18] для метода 1. Для моделирования горения биодизеля для метода 2 мы использовали термодинамические данные метилбутаноата в качестве суррогата [14].

Экспериментальное imep (ориентировочное среднее эффективное давление) не было указано в экспериментальной работе, опубликованной в [17], поэтому оно было оценено с использованием кривой экспериментального давления путем интегрирования площади под диаграммой — по правилу трапеций и по формуле был тогда с учетом рабочего объема двигателя, м ³ .

Моделирование было выполнено при номинальной частоте вращения двигателя, построен график давления и сопоставлен с экспериментальными результатами (рис. 1, 2, 3 и 4). Обе модели оценили продолжительность сгорания в 72 CAD и 87 CAD соответственно для дизельного и биодизельного топлива. Это можно объяснить тем фактом, что вязкость и плотность биодизеля значительно выше, чем у обычного дизельного топлива, которое имеет тенденцию образовывать пылевидные капли с большим средним диаметром, которые имеют тенденцию гореть медленнее.

Кривые давления, полученные для двух моделей, показывают, что они хорошо воспроизводят давление в цилиндре для обоих типов топлива в данной конфигурации двигателя. Можно видеть, что максимальное давление уменьшается, когда биодизельное топливо используется для двух моделей, что в равной степени является тенденцией, наблюдаемой экспериментально и в других работах, таких как [19-22]. Этого следовало ожидать, поскольку биодизельное топливо имеет более высокое содержание кислорода; коэффициент сгорания в этом случае имеет тенденцию быть выше. Еще одна тенденция, наблюдаемая на кривой давления, заключается в том, что давление в цилиндре имеет тенденцию быть заниженным во время фазы выпуска, особенно для биодизельного топлива; это можно объяснить неопределенностью условий эксперимента.

Значения рассчитанных параметров приведены в таблице 3 в терминах максимального давления, имп, максимального давления и задержки воспламенения. Чтобы оценить точность обеих моделей, средняя относительная ошибка была рассчитана в соответствии с четырьмя параметрами, указанными выше. Затем было замечено, что первая модель дала среднюю относительную ошибку 18%, а вторая дала средняя относительная ошибка 11%.

5. Скорость вычислений

Еще одной оценкой, сделанной для двух моделей, была скорость вычислений; первая модель была рассчитана за 6 секунд, а второй потребовалось от 40 до 45 секунд, чтобы полностью запуститься на двухъядерном персональном компьютере Pentium с тактовой частотой 2 ГГц.

С помощью этой оценки мы можем сказать, что первая модель может быть пригодна для управления двигателем в режиме реального времени, а вторая может использоваться для проектирования двигателя, а также для оценки выбросов, поскольку она вычисляет давление в цилиндре, определяя состояния компонентов сгорания на каждом временном шаге. Еще одним усовершенствованием второй модели может быть реализация механизма Зельдовича [1, 11] для расчета выбросов оксида азота.

6. Заключение

Целью настоящего исследования было разработать и внедрить две разные модели дизельного двигателя, работающего на биодизельном топливе, на основе табличной химии. Две модели показали хорошую предсказуемость работы двигателя, при этом второй подход дал лучшую точность. Первый подход был быстрее для вычисления давления в цилиндре, чем второй, и был признан более подходящим для мониторинга и управления двигателем, в то время как второй был признан более подходящим для проектирования двигателя и прогнозирования выбросов.

Приложение

Подробнее см. Таблицу 4.

Конфликт интересов

Авторы заявляют об отсутствии конфликта интересов в связи с публикацией данной статьи.

Список литературы

1. P. A. Lakshminarayanan и Y. V. Aghav, Моделирование сжигания дизельного топлива , Springer, Amsterdam, The Netherlands, 2010.

   View At:

   . Справочник по дизельным двигателям , Butterworth-Heinemann, Boston, Mass, USA, 2nd edition, 1999.

2. Н. Ф. Разлейцев, Моделирование и оптимизация горения в дизелях , Вища школа, Харьков, Украина, 1980, (рус. ).

3. А. С. Лышевский, Распыление топлива в судовых дизелях, , Л., 1971. », Международный журнал двигателей SAE , том. 2, нет. 1, стр. 1811–1834, 2009.

   Посмотреть по адресу:

   Сайт издателя | Google Scholar

4. Х. О. Харденберг и Ф. В. Хазе, «Эмпирическая формула для расчета задержки повышения давления топлива на основе его цетанового числа и соответствующих параметров дизельных двигателей с непосредственным впрыском», SAE 7

, 1979.

Просмотр по адресу:

Google Scholar

5. Ю. Агхав, В. Татте, М. Кумар и др., «Прогнозирование задержки воспламенения и выброса углеводородов для дизельного двигателя с прямым впрыском, включая EGR и кислородсодержащее топливо», Tech. Представитель, SAE International, 2008.

   Посмотреть по адресу:

   Сайт издателя | Google Scholar

6. О. Грондин, Моделирование моторного изображения для сжатия с точки зрения контроля и диагностики [Ph.D. диссертация] , Университет Руана, Руан, Франция, 2004.

7. Г. Вошни, «Универсально применимое уравнение для мгновенного коэффициента теплопередачи в двигателе внутреннего сгорания», Технический документ SAE №. 670931, 1967.

   Вид:

   Сайт издателя | Google Scholar

8. Р. Б. Борман и Г. Л. Кригер, «Вычисление кажущегося тепловыделения для внутреннего сгорания», в ASME 66-WA/DGP-4 , ASME, 1966.

   Просмотр по адресу:

   Google Scholar

9. Дж. Б. Хейвуд, Основы двигателя внутреннего сгорания , McGraw-Hill, New York, NY, USA, 1988. некоторые приложения к I.C. двигатели», SAE Technical Paper 750468, SAE International, 1975.

   Посмотреть по адресу:

   Сайт издателя | Google Scholar

10. C. R. Ferguson and AT Kirkpatrick, Internal Combustion Engines: Applied Thermosciences , Wiley, New York, NY, USA, 2nd edition, 2000. Уэстбрук, «Подробные химические кинетические механизмы сгорания кислородсодержащего топлива», Proceedings of the Combustion Institute , том. 28, нет. 2, стр. 1579–1586, 2000.

    Посмотреть по адресу:

    Сайт издателя | Google Scholar

11. NIST, JANAF Thermochemical Tables , NSRDS-NBS 37, 1971.

12. Д. Р. Батсворт, «Моделирование двигателя внутреннего сгорания с искровым зажиганием с использованием Matlab», Факультет инженерии и геодезии 35 Отчеты 9 Южного Квинсленда, Тувумба, Австралия, 2002 г.

    Посмотреть по адресу:

    Google Scholar

13. П. К. Саху и Л. М. Дас, «Анализ сгорания биодизеля на основе ятрофы, каранджи и поланги в качестве топлива в дизельном двигателе», Fuel , vol. 88, нет. 6, стр. 994–999, 2009.

    Посмотреть по адресу:

    Сайт издателя | Google Scholar

14. X. Wang, H. Zuohua, A.K. Olawole, Z. Wu и N. Keiya, «Экспериментальное исследование характеристик распыления, воспламенения и сгорания биодизельного топлива», Proceedings of the Combustion Institute , том. 11, стр. 2071–2077, 2011.

    Посмотреть по адресу:

    Сайт издателя | Google Scholar

15. М. Лапуэрта, О. Армас и Дж. Родригес-Фернандес, «Влияние биодизельного топлива на выбросы дизельных двигателей», Progress in Energy and Combustion Science , vol. 34, нет. 2, стр. 198–223, 2007 г.

    Посмотреть по адресу:

    Сайт издателя | Google Scholar

16. G. Knothe, JV Gerpen, and J. Krahl, The Biodiesel Handbook , AOCS Press, Champaign, Ill, USA, 2005.