автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.02, диссертация на тему:Научные основы создания двигателей с управляемой степенью сжатия

ГОСУДАРСТВЕННЫЙ НАУЧНЫЙ ЦЕНТР РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ УНИТАРНОЕ ПРЕДПРИЯТИЕ Центральный ордена Трудового Красного Знамени научно-исследовательский автомобильный и автомоторный институт

—НАМИ—

На правах рукописи

УДК 621.43.068

ТЕР-МКРТИЧЬЯН ГЕОРГ ГЕОРГОВИЧ

НАУЧНЫЕ ОСНОВЫ СОЗДАНИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ С УПРАВЛЯЕМОЙ СТЕПЕНЬЮ СЖАТИЯ

Специальность: 05.04.02 — Тепловые двигатели

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

Москва —2004

Работа выполнена в Государственном научном центре РФ — Федеральном государственном унитарном предприятии Центральном ордена Трудового Красного Знамени научно-исследовательском автомобильном и автомоторном институте «НАМИ».

Научный консультант: Заслуженный деятель науки РФ, д.т.н., профессор

Кутенев В.Ф.

Официальные оппоненты: Заслуженный деятель науки РФ, д.т.н., профессор

Чайнов Н. Д.

д.т.н., профессор Фомин В. М.

Заслуженный деятель науки РФ, д.т.н, профессор Блаженное Е. И.

Ведущая организация: ОАО «Автодизель»

Защита состоится Л*?1 /<х< 2004 г. в //у часов на заседании диссертационного совета Д 217.014.01 в Государственном научном центре РФ — Федеральном государственном унитарном предприятии Центральном ордена Трудового Красного Знамени научно-исследовательском автомобильном и автомоторном институте «НАМИ» по адресу: 125438, Москва, Автомоторная, 2.

С диссертацией можно ознакомиться в научно-технической библиотеке ГНЦ РФ ФГУП НАМИ.

.

Автореферат разослан « 2004 г.

Отзывы на автореферат, заверенные печатью, просим представлять в двух экземплярах в адрес диссертационного совета.

Ученый секретарь Диссертационного совета, к. т. н., старший научный сотрудник

£005-4

3

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность проблемы. В последние годы наблюдается значительный прогресс в повышении топливной экономичности и снижении содержания токсичных компонентов в отработавших газах автомобильных двигателей. Этому способствует ужесточающийся государственный контроль за чистотой окружающей среды и экономным использованием не возобновляемых природных ресурсов. Ведущие автомобильные фирмы, участвуя в непрерывной гонке с законодателем и борясь за потребителя, вынуждены совершенствовать двигатели, используя новейшие конструктивные и технологические решения.

Реализуемые в двигателях новшества относятся к совершенствованию его систем и агрегатов, в первую очередь элементов топливной аппаратуры, с целью улучшения протекания рабочих процессов При этом законы движения поршней остаются жестко заданными и зависящими только от неизменных параметров кривошипно-шатунного механизма (КШМ). Указанное обстоятельство не позволяет использовать такие мощные резервы оптимизации показателей рабочих процессов двигателя во всем диапазоне режимов его работы, как регулирование степени сжатия и рабочего объема.

До последнего времени считалось аксиомой, что степень сжатия является неизменным конструктивным параметром двигателя, таким как, например, диаметр цилиндра. Действительно, в традиционных двигателях величина степени сжатия однозначно определяется размерами кривошипно-шатунного механизма, высотой поршня, а также расположением головки цилиндра относительно оси коленчатого вала.

Как известно, мощность и топливная экономичность двигателя возрастают при увеличении степени сжатия вследствие повышения индикаторного КПД. При достижении величин степени сжатия 13-14 улучшение показателей двигателя прекращается из-за неизбежного роста механических потерь. Поэтому указанные величины степени сжатия являются оптимальными.

В то же время, заложенная в конструкцию двигателей величина степени сжатия отличается от оптимальной. В бензиновых двигателях степень сжатия меньше оптимальной и ограничивается детонацией. В дизелях степень сжатия больше оптимальной и выбирается с учетом обеспечения надежного самовоспламенения топлива при пуске холодного двигателя.

Многочисленные расчеты и экспериментальные исследования показали, что и для бензинового двигателя и для дизеля регулирование степени сжатия способно обеспечить приблизительно одинаковое улучшение топливной экономичности на 20%, хотя причины этого и алгоритм регулирования степени сжатия для бензинового двигателя и для дизеля различны. В дизеле с регулированием степени сжатия можно значительно увеличить давление наддува, повысив за счет этого мощность. А можно, сохранив прежний уровень мощности, снизить рабочий объем (количество цилиндров), улучшив при этом топливную экономичность, уменьшив массу и стоимость двигателя. В бензиновом двигателе при снижении степени сжатия можно увеличить давление наддува без детонации, повысив при этом литровую мощность со всеми сопутствующими положительными .эффектами, в том

числе улучшением топливной экономичности на режимах больших нагрузок При повышении степени сжатия топливная экономичность будет улучшаться на режимах малых нагрузок

Возможность регулирования рабочего объема еще более ценна для показателей двигателя, чем регулирование степени сжатия Большой рабочий объем существующих двигателей нужен только для движения автомобиля со скоростями, близкими к максимальной. Эти режимы не превышают 10% общего времени движения автомобиля Наибольшую часть времени, например, при движении в городе - требуется экономичный двигатель с малым рабочим объемом Совместное регулирование степени сжатия и рабочего объема, если будут найдены работоспособные и технологичные конструкторские решения, откроет широкие перспективы создания двигателя нового типа с управляемым движением поршней. Это будет «эластичный» двигатель, гибко приспосабливающий свои объем и степень сжатия к условиям движения автомобиля Например, когда нужна большая мощность этот двигатель будет эквивалентен 6-цилиндровому двигателю. Если большая мощность не требуется (городской режим движения), он будет соответствовать 4-цилиндровому и даже 3-цилиндровому двигателю обычного типа При этом можно ожидать значительного (до 35%) снижения расхода топлива. Поэтому работы по созданию двигателей с управляемым движением поршней (регулируемыми степенью сжатия и/или рабочим объемом) являются актуальными и имеют большое научно-техническое и экономическое значение.

Количество предложенных конструкций, позволяющих регулировать степень сжатия Б и рабочий объем двигателя Vh очень велико Однако, подавляющее большинство из них, позволяя решать поставленные задачи по управлению С и Vh, оказались не пригодными для практической реализации из-за невозможности обеспечить приемлемую работоспособность двигателя, или по технологическим причинам Поэтому, только ограниченное число двигателей было реализовано в виде опытных образцов, и лишь единичные конструкции производились мелкими партиями.

Цель работы. Целью настоящей работы является разработка научных основ и комплекса технических мероприятий, направленных на создание двигателей с управляемым движением поршней, в первую очередь с регулируемой степенью сжатия, с плоскими преобразующими механизмами.

В соответствии с целью работы поставлены следующие задачи исследований.

• систематизация и критический анализ известных технических решений, позволяющих управлять степенью сжатия и рабочим объемом;

• поиск перспективных конфигураций преобразующих механизмов двигателей с управляемым движением поршней для регулирования степени сжатия и рабочего объема;

• разработка теории, математических моделей и программного обеспечения для расчета и оптимизации параметров двигателей с управляемым движением поршней,

• разработка теории оптимального регулирования степени сжатия,

• теоретические и экспериментальные исследования рабочих процессов в двигателях с регулируемой степенью сжатия.

Результатом решений поставленных в работе задач будут являться разработка, изготовление и доводка конструкции образцов двигателей с регулируемой степенью сжатия, унифицированных с серийно выпускаемыми автомобильными двигателями.

Научная новизна работы заключается в следующих теоретических и методических разработках:

1. Математическая модель и комплекс программных средств для моделирования работы траверсного преобразующего механизма. Результаты решения оптимизационной задачи минимизации габаритных размеров механизма, нагрузок в шарнирах, усилий в органе управления степенью сжатия и неуравновешенных сил инерции. Конфигурация механизма и найденные оптимальные соотношения размеров его звеньев защищены патентами.

2. Новая классификация преобразующих механизмов на базе плоских кинематических цепей с кинематическими парами первого рода. Показано, что указанные механизмы могут быть подразделены на одно-, трех-, пяти - и т.п. элементные механизмы по количеству дополнительных элементов, добавляемым к трем обязательным звеньям механизма -остову, поршню и кривошипу. Предложено подразделять трехэлементные преобразующие механизмы на балансирные и траверсные механизмы первого и второго родов. Наибольшие перспективы использования в двигателях имеют траверсные преобразующие механизмы, в которых наряду с регулированием степени сжатия имеется так же возможность изменять ход поршня.

3. Методология и теория рационального регулирования степени сжатия, базирующаяся на безразмерном комплексе ki/km1 характеризующем эффективность преобразованияхимической энергии топлива в механическую работу.

Практическую значимость составляют следующие результаты:

1. Разработанные программные средства автоматизированного расчета и проектирования двигателей с трехэлементными преобразующими механизмами, в которых базовым является разработанный под руководством автора программный комплекс ТМА (Traverse Mechanism Analysis).

2. Новые экспериментальные данные о влиянии степени сжатия на рабочий процесс дизеля и двигателя с искровым зажиганием.

3. Экспериментальное подтверждение возможности и условий организации рабочего процесса без ухудшения индикаторного КПД в дизеле с изменяемой степенью сжатия.

4. Рекомендации по совместному воздействию на степень сжатия, параметры подачи топлива и рециркуляцию отработавших газов с целью значительного улучшения экологических показателей дизеля.

5. Зависимости для определения оптимальных величин максимальной и минимальной степени сжатия, а также закона ее изменения, базирующиеся на безразмерном комплексе

6. Зависимости влияния степени сжатия на механические потери в двигателе, полученные в ходе проведения комплекса исследований. Теоретическое и

экспериментальное подтверждение возможности обеспечения в траверсном двигателе механических потерь на практически таком же уровне, что и в базовом двигателе с традиционным КШМ.

Реализация работы. Результатами реализации работы являются разработанные, изготовленные и прошедшие циклы всесторонних испытаний, в том числе и на надежность, двигатели с искровым зажиганием и дизели с траверсным преобразующим механизмом, позволяющим управлять степенью сжатия. При создании этих двигателей была обеспечена максимальная конструктивная, технологическая преемственность и унификация с серийными базовыми двигателями ЯМЗ и DaimlerChrysler. Проведенный комплекс работ позволил создать конструкции двигателей с регулируемой степенью сжатия, приспособленных для изготовления на стандартном оборудовании в условиях действующего технологического процесса.

Программные средства автоматизированного расчета и проектирования на основе программного комплекса ТМА (Traverse Mechanism Analysis) используются в НАМИ и научно-исследовательском центре концерна DaimlerChrysler при разработке траверсных двигателей с управляемым движением поршней.

Апробация работы. По основным разделам диссертационной работы были сделаны доклады: на Всесоюзных научно-технических конференциях «Современные проблемы газодинамики и теплообмена в энергетических установках» (МВТУ им. Н.Э. Баумана, 1983 г.), «Современный уровень и пути совершенствования экономических и экологических показателей ДВС» (Ворошиловград, ВМИ, 1983 г.), «Высокий наддув поршневых и роторно-поршневых двигателей» (Тбилиси, ИММ АН СССР, 1984-1985 гг.), на семинарах МВТУ, МАДИ, МАМИ 1985-2000 гг., международной конференции по двигателям (Варна, 1988 г.), международных конгрессах OECD (Берлин, 1991 г.), FISITA (Вена, 1993 г.), (Сеул, 2000 г.), на научных семинарах концернов FORD (Лондон, 1993 г.), KIA (Сеул, 1994 г.), DaimlerChrysler (Штуттгарт, Берлин, 1998-2002 гг.), международной промышленной конференции (Сингапур, 1997 г.), международных конференциях Ассоциации автомобильных инженеров России (1995-2003гг.), Московском международном автомобильном салоне (2001г.), 6-ой Международной автомобильной конференции «Двигатели для российских автомобилей» (Москва, 2004 г.). Образцы двигателей с управляемым движением поршней экспонировались на Всемирных салонах изобретений (Париж, 1993 г.), (Женева, 1998 г.), (Брюссель, 1998 г.), (Женева, 1999 г.), на которых были отмечены золотой, двумя серебряными и бронзовой медалями.

Публикации. Основные положения диссертации изложены в 42 публикациях, в том числе двух монографиях, и 5 авторских свидетельствах и патентах на изобретения.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, семи глав, основных выводов по работе и списка использованной литературы. Она содержит 323 страницы основного текста, включая 205 рисунков, 36 таблиц и список литературы из 95 наименований.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обосновывается актуальность создания двигателей с управляемыми степенью сжатия и рабочим объемом. Кратко формулируются задачи проводимых исследований.

Первая глав» диссертации посвящена анализу устройств и конструкций, позволяющих регулировать степень сжатия и рабочий объем. Значительный вклад в разработку и исследования таких устройств внесли отечественные и зарубежные ученые: Кутенев В.Ф., Яманин А.И., Иващенко Н.А., Махалдиани ВВ., Демидов В.П., Хуциев А.И., Зленко М.А., Timoney S.G., Wallace W.A., Werbeleit F.. Jante A.. Poliot H.N., Tsoi-Hei Ma Т. и другие. Результаты исследований влияния степени сжатия на показатели рабочего процесса двигателей отражены в работах Стечкина Б.С., Воинова А.Н., Звонова В.А., Портнова Д.А., Ханина Н.С., Гальговского В.Р., Ховаха М.С., Ricardo H.R., Pischinger F.F. и др.

В представленной работе исследовались только двигатели с плоскими преобразующими механизмами с кинематическими парами первого рода, т.е. парами, в которых имеется одна степень свободы. Наиболее предпочтительной для использования парой, соединяющей звенья механизма, является цилиндрический подшипник. Это объясняется наличием развитой индустрии массового производства таких подшипников, широко используемых в производстве традиционных двигателей.

Для выполнения преобразующим механизмом двигателя заданных функций необходимо, чтобы число степеней его свободы было равно единице. Учитывая это обстоятельство, из формулы П.Л. Чебышева получим следующее выражение:

(1)

где: р - число кинематических пар первого рода;

п - число звеньев механизма, включая неподвижное звено (остов).

Из структуры выражения (1) следует, что количество звеньев в механизме должно быть четным.

В преобразующем механизме двигателя, какую бы конструкцию он не имел, всегда должны присутствовать следующие три компонента: остов, поршень и вал отбора мощности (как правило, кривошип), а также, по крайней мере, один дополнительный элемент, обеспечивающий связь между обязательными звеньями. Поэтому минимальное количество звеньев в преобразующем механизме равно четырем. При этом число пар также равно четырем. Этот механизм является 1-элементным (минимальное количество звеньев - 4, из которых 3 - обязательные звенья). При увеличении количества звеньев до 6 (3-элементный механизм) и 8 (5-элементный механизм) количество пар увеличивается соответственно до 7 и 10.

Для анализа преобразующих механизмов двигателя автором предложено и было использовано следующее определение:

к-элементным называется плоский механизм с кинематическими парами первого рода, в котором к трем обязательным звеньям - остову, поршню и валу отбора мощности добавляетсякдополнительныхзвеньев - элементов.

р = — п-2. F 2

Соотношения между количеством элементов, звеньев и кинематических пар для преобразующих механизмов с к=1-7 дано в табл. 1.

Очевидно, что в преобразующем механизме двигателя для уменьшения потерь трения необходимо стремиться иметь минимальное количество кинематических пар и, следовательно, звеньев. В 7-элементных механизмах количество кинематических пар увеличивается более, чем в три раза, по сравнению с 1-элементными механизмами. Поэтому в качестве преобразующих механизмов двигателя целесообразно рассматривать только 1-й 3-элементные механизмы и, возможно, в отдельных случаях 5-элементные механизмы.

Таблица 1

Элементы к 1 3 5 7

Звенья п 4 6 8 10

Пары р 4 7 10 13

Наиболее характерным представителем 1-элементных механизмов является традиционный кривошипно-шатунный механизм (КШМ). Анализ известных конструкций показывает, что в двигателях с КШМ имеется возможность регулировать степень сжатия, однако при этом не удается обеспечить удовлетворительную надежность. Причиной является неизбежная необходимость расположения устройств регулирования в зонах высоких тепловых или механических нагрузок. Возможность регулирования рабочего объема в этих двигателях практически отсутствует.

В 3-элементном преобразующем механизме помимо шатуна 1, присущего КШМ, имеется два дополнительных звена 2 и 3 (рис. 1). Звено 2 через шарнир В связано с шатуном 1 и соединяется с корпусом либо непосредственно через шарнир D (тип 1), либо с помощью звена 3 через шарнир D (тип 2). Изменение степени сжатия, а в некоторых случаях и рабочего объема, осуществляется при перемещении шарнира D относительно корпуса двигателя. Конструктивно шарнир D в большинстве случаев выполняется в виде вращающегося относительно корпуса двигателя эксцентрика. Механизмы могут быть подразделены на два типа.

а) тип 1 б) тип 2

Рис. 1. Типы 3-элементных механизмов

Если звено 2 непосредственно соединено с корпусом через шарнир D и совершает вращательное движение, оно называется балансиром (тип 1). Звено 3 в этом случае совершает сложное плоское движение, и будет называться тягой. Назовем механизм типа 1 балансирным механизмом.

Если звено 2 соединено с корпусом с помощью звена 3 и совершает сложное плоское движение, оно называется траверсой (тип 2). Звено 3 в этом случае совершает вращательное движение, и будет называться коромыслом. Назовем механизм типа 2 траверсным механизмом.

Структурные схемы балансирных и траверсных механизмов приведены на рис. 2.

Балансирные механизмы, как и КШМ, позволяют управлять степенью сжатия, но отличаются от последних существенно большей надежностью. В траверсных преобразующих механизмах наряду с регулированием степени сжатия имеется так же возможность изменять ход поршня. Поэтому эти механизмы наиболее перспективны для использования в двигателях с управляемым движением поршней.

Балансирные механизмы Траверсные механизмы

Рис. 2. Структурные схемы балансирных и траверсных механизмов

Анализ конструкций известных двигателей с траверсными преобразующими механизмами показывает, что все они оказались неработоспособными вследствие неоптимального и, в значительной степени, произвольного выбора геометрических

параметров и масс элементов механизма Сложность оптимизации указанных механизмов усугубляется тем, что они, в отличие от КШМ, имеют большее количество конструктивных параметров Поэтому, для создания двигателей с удовлетворительной надежностью необходимо проведение комплекса работ по оптимизации параметров звеньев механизма При этом должна быть обеспечена минимизация нагрузок в сочленениях звеньев механизма, усилий в органах управления, уравновешенных сил и моментов инерции

Во ВТОРОЙ главе рассмотрены теоретические аспекты повышения топливной экономичности двигателей за счет управления движением поршней и даются подходы к выбору оптимального алгоритма управления степенью сжатия

Эксплуатационный расход топлива автомобиля зависит от экономичности двигателя на характерных эксплуатационных режимах и от продолжительности его работы на этих режимах Автомобильный двигатель, развивая определенную мощность на одном из эксплуатационных режимов, может иметь различные значения эффективного КПД Л», определяемого произведением индикаторного КПД и механического КПД Т|м Механический КПД может изменяться от 0,70 - 0,85 на номинальном режиме до нуля на холостом ходу Индикаторный же КПД двигателя при изменении нагрузки меняется в более узком интервале значений Поэтому влияние Цц на эффективный КПД и, следовательно, на топливную экономичность двигателя является определяющим

Механический КПД может быть описан следующим выражением

(2)

где

относительная величина нагрузки,

XI — Ы /М • относительная величина мощности механических потерь, ПМ _ м ыО

индекс «0» относится к режиму полной нагрузки Результаты расчетов по формуле (2) свидетельствуют о том, что уменьшение нагрузки сопровождается прогрессирующим снижением механического КПД, тем более резким, чем ниже уровень механического КПД при полной нагрузке Так, например, снижение нагрузки от 100% до 10% при Пио=0.7 вызывает уменьшение механического КПД в четыре раза, при - в три раза, а при - только в два раза

Традиционный путь увеличения механического КПД - снижение механических потерь Основными направлениями являются оптимизация поверхностей поршневых колец и юбки поршня, применение высококачественных масел с малой рабочей вязкостью, снижение затрат на привод агрегатов Однако резервы повышения при реализации этих

направлений весьма ограничены Возможности повышения за счет уменьшения относительных затрат энергии на механические потери гораздо выше

Для минимизации комплекса необходимо, чтобы двигатель, работая на

режиме частичных нагрузок, развивал необходимую для движения автомобиля мощность

при возможно большей величине среднего эффективного давления. Для рассмотрения возможности совершенствования автомобильного двигателя в данном направлении используем уравнение связи мощности механических потерь с их средним давлением

(3)

где: Мм [Вт], рм [Па], [м3], П®— частота вращения коленчатого вала на номинальном режиме [С1], Т -тактность двигателя, Подставив (3) в (2), получим

(4)

Комплекс V в формуле (4) является объемным расходом рабочего тела через двигатель

V--^ [М3/с].

(5)

Объемный расход рабочего тела равен отношению мощности двигателя к среднему эффективному давлению, соответствующему этой мощности.

Преобразовав формулу (5), получим выражение для механического КПД в следующем

виде:

(6)

Эффективным средством предотвращения снижения является уММШМДОб

объемного расхода рабочего тела через двигатель V, или, соответственно, /ПОПН1 щццр среднего эффективного давления. Полностью компенсировать снижение механического КПД при уменьшении нагрузки в соответствии с выражением (4) можно только, когда снижение нагрузки будет сопровождаться эквивалентным уменьшением объемного расхода рабочего тела (увеличением среднего эффективного давления), что вряд ли возможно. Гипотетически это можно было бы обеспечить в многоцилиндровом двигателе с возможностью простого отключения каждого цилиндра. Например, в 20-цилиндровом двигателе снижение нагрузки на каждые 5% должно сопровождаться отключением одного цилиндра.

Пути минимизации объемного расхода рабочего тела с увеличением среднего эффективного давления иллюстрируются схемой на рис. 3. Работы по ряду из этих

направлений (снижение скоростного режима, отключение цилиндров, увеличение тактности, регулирование рабочего объема) проводились в НАМИ с начала 80-х годов XX века

Регулирование рабочего объема

Снижение скоростного режима

Отключение цилиндров

! Ч М0

V = — Ре

= уу0 =

/

т

V.

Регулирование степени сжатия

Увеличение тактности

Рис. 3. Возможности уменьшения объемного расхода рабочего тела.

Исследования показали, что перспективными способами увеличения топливной экономичности за счет минимизации объемного расхода рабочего тела для дизелей является понижение частоты вращения коленчатого вала, а для бензиновых двигателей -отключение цилиндров. В этом случае может быть обеспечено снижение эксплуатационного расхода топлива до 15%. С помощью отключения цилиндров в дизеле и изменения тактности в бензиновом двигателе также возможно повысить топливную экономичность на частичных нагрузках. Однако, при этом требуется существенное изменение систем топливоподачи и газообмена.

Увеличить механический КПД на номинальном режиме и, еще в большей степени, на режимах частичных нагрузок можно за счет уменьшения исходной величины объемного расхода рабочего тела Уо. Для этого, при неизменной величине номинальной мощности необходимо увеличить среднее эффективное давление, повысив давление наддува, не вызвав при этом детонации в двигателях с искровым зажиганием и не превысив предельную величину максимального давления сгорания в дизелях. Указанное возможно при снижении степени сжатия при больших нагрузках. Но при этом, для предотвращения снижения индикаторного КПД на режимах малых нагрузок, степень сжатия надо повышать. Таким образом, снижение исходной величины объемного расхода рабочего тела органически связано с регулированием степени сжатия.

Для выбора алгоритма регулирования в двигателях с управляемым движением поршней необходимо определить максимальную и минимальную величины степени сжатия, а также закон ее изменения в зависимости от нагрузки.

Снижение степени сжатия при форсировании двигателя на номинальном режиме вызывает увеличение механического КПД, сопровождающееся уменьшением индикаторного КПД. Очевидно, что существует оптимальная величина степени сжатия, при которой

обеспечивается максимум эффективного КПД Г)«, являющегося произведением Г^т на Г]( Определим эту величину

Механический КПД может быть представлен следующим выражением

(7)

Умножив левую и правую части формулы (7) на индикаторный КПД, получим формулу для определения эффективного КПД

(8)

показатель политропы сжатия

Рассмотрим влияние степени сжатия на индикаторный КПД

Проведенные исследования показали, что и для двигателя с искровым зажиганием и для дизеля индикаторный КПД может быть упрощенно представлен как произведение эмпирического коэффициента к| (относительный КПД), учитывающего отличие реального цикла двигателя от термодинамического цикла, на термический КПД ф

(9)

Зависимость эффективного КПД от степени сжатия с учетом выражения (10) может быть описана следующей формулой

(Ю)

Исследовав формулу (10) на экстремум, определим величину степени сжатия, при которой обеспечивается максимальное значение эффективного КПД (оптимальная степень сжатия)

Подставив выражение (11) в (10), получим формулу для определения максимальной величины эффективного КПД

(12)

Из выражений (11) и (12) следует, что, чем больше отношение Мкщ. тем выше оптимальная степень сжатия и максимальная величина эффективного КПД, а также индикаторный и механический КПД

Индикаторный ^¡щ и механичес к^гй КПД при оптимальной степени сжатия определятся из выражений:

(13)

Влияние величины комплекса к|/кт на оптимальную степень сжатия иллюстрируется графиком на рис. 4.

Раскроем физический смысл коэффициентов к| И кщ- Коэффициент к) определяет отличие индикаторного КПД от термического КПД.

Вернемся к коэффициенту который включает коэффициент

к = | ^ . Отношение ~— определяет количество теплоты, выделившееся из топлива,

для сгорания которого потребовался 1 кг воздуха.

Произведение РТк равно внутренней энергии 1 кг рабочего тела до начала рабочего процесса. Таким образом, к является степенью увеличения внутренней энергии рабочего тела при стехиометрическом составе смеси, а величина к/а показывает на сколько увеличивается внутренняя энергия рабочего тела при реальном составе смеси. В дизеле при работе по внешней скоростной характеристике коэффициент избытка воздуха а на 40%

больше, чем у бензинового двигателя Поэтому в дизеле степень увеличения энергии рабочего тела к/а на 40% ниже

Рис. 4. Влияние комплекса к§/кл1 на оптимальную степень сжатия

Величина обобщенно характеризует силу трения, а величина Рс, соответственно, силу давления. Поэтому их отношение условно можно назвать коэффициентом трения в двигателе.

Давление конца сжатия в дизеле существенно выше, чем в бензиновом двигателе, а средняя скорость поршня ниже. Поэтому у дизеля отношение —~ = 3 + П" в среднем в

два, а коэффициент кщ - в полтора раза меньше, чем у бензинового двигателя.

При снижении частоты вращения коленчатого вала величина уменьшается как в бензиновом двигателе, так и в дизеле из-за уменьшения давления механических потерь. Причем, в последнем уровень уменьшения кт выше, в связи с тем, что при этом также снижается коэффициент избытка воздуха.

Систематизируя полученные экспериментально характерные параметры автомобильных двигателей, можно установить, что значения комплекса для

бензинового двигателя и для дизеля находятся, соответственно, в диапазонах 100-200 и 300-450. Меньшие значения относятся к режимам номинальной частоты вращения

коленчатого вала, а большие - к режимам средних частот вращения, характерным достижению максимального крутящего момента

Структура комплекса к^кщ представлена на рис 5.

Характеристика термод и на м ического совершенства рабочего процесса

Коэффициент трения

Рис. 5. Структура комплекса к^/Кщ В целом, комплекс к/кщ характеризует эффективность преобразования химической энергии топлива в механическую работу

В дизеле из-за более высокого уровня комплекса к/кщ и оптимальная степень сжатия, и максимальная величина эффективного КПД выше, чем у бензинового двигателя. При снижении частоты вращения коленчатого вала оптимальная степень сжатия и Ц^т увеличиваются

На рис. 6 показано изменение эффективного КПД в зависимости от степени сжатия для двигателя с искровым зажиганием (к/кщя120) и дизеля (к|/кт=300). У двигателя с искровым зажиганием оптимальная величина степени сжатия при номинальной частоте вращения коленчатого вала составляет 7-8 и увеличивается до 9-10 при частоте вращения, на которой обеспечивается максимум крутящего момента. У дизеля оптимальная величина степени сжатия при номинальной частоте вращения коленчатого вала составляет 13 и увеличивается до 16 при частоте вращения, на которой обеспечивается максимум крутящего момента. Обращает внимание, что у двигателя с искровым зажиганием кривая Г|в =1(С) имеет значительно более острый экстремум, чем у дизеля. На режиме полной нагрузки целесообразно иметь с меньше оптимальной величины с проигрышем по эффективному КПД в этой точке, но при этом обеспечить высокий средний уровень в возможно широком диапазоне изменения нагрузки. При чрезмерном уменьшении степени сжатия (ниже 6-7 у двигателей с искровым зажиганием и ниже 10 у дизелей) начинается прогрессирующее снижение эффективного КПД Поэтому, в первом приближении оптимальная степень сжатия на режиме полной нагрузки (минимальная степень сжатия) может быть принята равной 7 для двигателя с искровым зажиганием и 10 для дизеля

Степень увеличения

Для уточнения величины надо знать распределение по времени режимов работы двигателя в составе транспортного средства. Например, у двигателя городского автомобиля с характерными режимами работы на частичных нагрузках должна быть меньше, чем у двигателя автомобиля, большую часть времени работающего на режимах высоких нагрузок.

10 16 А О-Мфпи* А • -Ммтшх

Рис. 6. Зависимость эффективного КПД от степени сжатия На рис. 7 дана зависимость оптимальной степени сжатия на режиме полной нагрузки от средней скорости поршня.

Рис. 7. Зависимость оптимальной степени сжатия на режиме полной нагрузки от средней скорости поршня.

Будем искать закон изменения степени сжатия в зависимости от нагрузки (относительной мощности №с)как степенную функцию вида

(14)

Определим показатель степени 0 и факторы, влияющие на его величину. Для обеспечения максимальной топливной экономичности в каждой точке нагрузочной характеристики необходимо стремиться к максимальной степени сжатия. Поэтому, при снижении нагрузки, сопровождающейся уменьшением давления наддува, степень сжатия надо увеличивать по такому закону, который позволит иметь неизменным давление конца сжатия (рс*рот^р*^к1ст). Из этого условия получим следующую формулу для определения показателя степени 0 в уравнении (14)

(16)

Показатель степени ß является функцией аргументов к|ЛСщ( Сщах/Со И Пи. Зависимости показателя степени ß ОТ Cmuxfcoi TTkO И k|/km приведены на рис. 8.

Показатель степени 0 увеличивается при увеличении комплекса к|/кт. уменьшении диапазона изменения степени сжатия и при увеличении давления наддува на режиме полной нагрузки.

Третья глава посвящена оптимизации параметров 3-элементных преобразующих механизмов. Основное внимание было уделено анализу траверсного преобразующего механизма, схема варианта которого с верхним расположением коромысла приведена на рис.9.

Рис.9. Расчетная схема траверсного механизма Траверсный механизм определяется следующими 9 основными параметрами: г • радиус кривошипа; а, Ь, с - размеры траверсы; I - длина шатуна; к - длина коромысла; е • дезаксиал; f - расстояние между осью цилиндров и осью эксцентрикового вала; р - расстояние от горизонтальной плоскости до оси эксцентрикового вала.

Возможность оптимизации системы, заданной столь значительным количеством параметров, определяется наличием критериев существования, ограничивающих факторов и параметров оптимизации. Причем, если критерии существования и ограничивающие факторы объективно отражают возможность функционирования системы, то анализ набора параметров оптимизации подобен экспертной оценке из-за достаточно субъективного определения каждого конкретного параметра.

В ходе проведения кинематического и динамического анализа траверсного преобразующего механизма была решена оптимизационная задача и определены оптимальные соотношения размеров его элементов, обеспечивающие минимизацию габаритных размеров механизма, минимизацию нагрузок в шарнирах и усилий в органе управления. Оптимизированные безразмерные параметры траверсного механизма сведены в таблицу 2. Вариант № 1 - траверсный механизм с верхним коромыслом. Вариант № 2 -траверсный механизм с нижним коромыслом.

Таблица 2

Вариант r е а Ь с к I f Р

№1 1,0 1,1-1,9 4,0-7,0 2,2-4,9 1,2-2,2 2,8-6,2 3,8-6,2 2,8-4,8 4,8-7,2

N*2 1,0 1.1-1,9 4,0-7,0 2,2-4,9 1,2-2,2 2,8-6,2 3,8-6,2 6,6-8,2 -1.0...0

Оптимальные области варьирования параметров траверсного силового механизма приведены на рис. 10. На рис. 11 показаны годографы неуравновешенных сил инерции 4-цилиндровых двигателей с траверсными преобразующими механизмами и с КШМ. В траверсных двигателях и с нижним и с верхним коромыслом неуравновешенные силы инерции в полтора - три раза ниже, чем в двигателях с КШМ. Хорошая уравновешенность двигателя с траверсным механизмом с верхним коромыслом послужила одним из главных аргументов в пользу выбора этой схемы для разработанных и изготовленных в НАМИ двигателей Т-01 и VE111.

С целью ускорения проектирования двигателей с 3-элементными преобразующими механизмами были разработаны программные средства автоматизированного расчета, в которых базовым является программный комплекс ТМА (Traverse Mechanism Analysis). Комплекс позволяет осуществлять синтез, кинематический анализ и анализ уравновешенности силового механизма, а также проводить оптимизацию траверсного механизма по различным критериям в зависимости от задач, стоящих перед разработчиком.

Рис 10. Оптимальные области варьирования параметров траверсного силового механизма.

Для оптимизации траверсного механизма разработаны подпрограммы, входящие в состав комплекса, основанные на методологии численного планирования эксперимента и регрессионного анализа.

Рис. 11 Годографы неуравновешенных сил инерции

В четвертой главе рассмотрены вопросы оптимизации конфигурации камеры сгорания в двигателях с управляемым движением поршней

При управлении движения поршней происходит изменение геометрии камеры сгорания, что может привести к искажениям процессов смесеобразования и сгорания Были предложены безразмерные параметры характеризующие тепловые потери в камере сгорания и позволяющие оценивать их изменение при управлении движением поршней Показано, что в дизеле с регулируемой степенью сжатия относительная поверхность камеры сгорания уменьшается, что оказывает благоприятное воздействие на рабочий процесс В двигателе с искровым зажиганием при управлении движением поршней, как с целью регулирования степени сжатия, так и с целью регулировании рабочего объема, относительная поверхность камеры сгорания возрастает Это ослабляет положительное влияние управления движением поршней на топливную экономичность Наименьшее искажение формы камеры сгорания при управлении движением поршней обеспечивается в камерах, объем которых полностью сосредоточен в надпоршневом пространстве Для дизелей с управляемой степенью сжатия наиболее предпочтительную конфигурацию имеет камера сгорания типа Гессельман

В пятой главе описаны конструктивные особенности изготовленных в НАМИ двигателей с 3-элементными преобразующими механизмами В ходе работ по управляемому движению поршней был изготовлен ряд двигателей с балансирными и траверсными преобразующими механизмами Первоначально работы по механизмам велись параллельно

Балансирный механизм был реализован в дизелях ТБ. предназначенных для легковых автомобилей и микроавтобусов Базовым для дизелей ТБ был дизель Elko 3.82 92Т фирмы Elsbett-Konstruktion (Австрия) Были изготовлены и испытаны 4-цилиндровые двигатели ТБ-48 (рис 12), которые показали отличную уравновешенность при низком уровне механических потерь Тем не менее, в начале 90-х годов XX века работы по двигателям ТБ были приостановлены и был сделан выбор в пользу траверсного преобразующего механизма, в котором наряду с управлением степенью сжатия имеется возможность изменять ход поршня

Рис. 12 Балансирный дизель ТБ-48

Работы по траверсным двигателям с управляемым движением поршней были развернуты в НАМИ в 1988 г Первым был изготовлен 4-цилиндровый дизель Т-01, унифицированный с серийными двигателями ОАО «Автодизель» (рис 13, 14) На базе дизеля Т-01 был построен ряд модифицированных вариантов, отличающихся конструкцией систем и агрегатов и имеющих различные исполнения деталей движения Последняя версия дизеля Т-01 успешно завершила испытательный цикл в 1000 ч на безотказность

Рис. 13 Траверсный дизель Т-01 с регулируемой степенью сжатия

Реализованные в дизеле Т-01 конструктивные решения позволяют увеличить форсирование вдвое при неизменном уровне нагрузок на основные узлы силового механизма

Рис. 14. Детали силового механизма дизеля Т-01 С 1997 г. траверсный механизм стал использоваться в НАМИ не только в дизелях, но и в двигателях с искровым зажиганием. В 1998-2002 гг. по заказу концерна DaimlerChrysler осуществлен проект по созданию бензинового двигателя с регулируемой степенью сжатия. Разработаны и изготовлены двигатели VE111 с рабочим объемом 2 л на базе серийного двигателя М111 (рис. 15)

Рис. 15. Траверсный двигатель VE111 НАМИ - DaimlerChrysler

Три двигателя УЕ111 со степенью сжатия, регулируемой в диапазоне 7,5-14 успешно прошли испытания на безотказность в Штутгарте При снижении степени сжатия удалось повысить максимальный крутящий момент двигателя на 3 0 % - до 300 Нм (среднее эффективное давление 19 бар) В настоящее время один двигатель проходит длительные испытания в НАМИ

Одной из важных задач, поставленных при создании двигателя УЕ111, было обеспечение максимальной конструктивной, технологической преемственности и унификации с базовым двигателем Основное внимание было уделено как унификации конструктивных элементов, позволяющей сократить номенклатуру обрабатывающего, мерительного и монтажного инструмента, так и унификации по узлам и агрегатам

В двигателе с регулируемой степенью сжатия использовались следующие узлы базового двигателя, без каких либо изменений головка цилиндров в сборе, вкладыши и крышки коренных подшипников коленчатого вала, маховик, масляный насос и масляный поддон, опоры двигателя, впускной коллектор, система подачи топлива, навесное оборудование

А- стандартные детали, Б -дополнительные детали (изготовленные по стандартным технологиям и из традиционных материалов)

Рис. 16 Детали преобразующего механизма двигателя УЕ111

Отдельные детали базового двигателя, такие как блок цилиндров, коленчатый вал и поршни были подвергнуты некоторым изменениям В связи с тем, что межцилиндровое

расстояние не меняется, обработка блока цилиндров двигателя VE111 может производиться на том же технологическом оборудовании серийного производства В двигателе с регулируемой степенью сжатия, по сравнению с базовым серийным двигателем, используются три основные дополнительные детали - траверса, коромысло и эксцентриковый вал (рис. 16), изготавливаемые по стандартным технологиям из традиционных материалов

Предварительные технологические оценки показали, что двигатель VE111 может серийно изготавливаться на стандартном оборудовании в условиях действующего производства двигателей DaimlerChryeler

В шестой глав» приведены некоторые результаты испытаний изготовленных в НАМИ двигателей и даны примеры доводки их конструкции Одной из главных целей испытаний дизеля Т-01 являлось изучение особенностей его рабочего процесса, а также выявление возможностей улучшения его экологических показателей за счет регулирования степени сжатия.

Индикаторный КПД дизеля, при снижении степени сжатия с сохранением постоянной нагрузки, а так же неизменной степени повышения давления при сгорании Я, уменьшается только за счет уменьшения термического КПД. При изменении степени сжатия от 17 до 13 уменьшение индикаторного КПД составляет 5%. Компенсировать уменьшение индикаторного КПД, вызванное снижением степени сжатия, можно за счет роста степени повышения давления при сгорании X с увеличением угла опережения впрыскивания топлива. При этом величина максимального давления сгорания, снизившаяся вследствие уменьшения степени сжатия, восстанавливается до исходного значения за счет роста X.

При снижении степени сжатия эмиссия окислов азота уменьшается. Это объясняется уменьшением максимальной температуры сгорания, уменьшением скорости основного сгорания и увеличением периода задержки воспламенения Дымность отработавших газов при снижении степени сжатия так же уменьшается. Основной причиной этого является уменьшение отношения поверхности камеры сгорания к ее объему, приводящее к уменьшению размеров пристеночного слоя, в котором происходит гашение пламени Кроме того, увеличение высоты камеры сгорания гарантированно предотвращает попадание топливных струй на днище поршня.

В дизеле с регулируемой степенью сжатия совместное изменение эмиссии окислов азота NOx и дымности отработавших газов К имеет принципиально иной характер, чем в традиционных дизелях. В дизелях с неизменной степенью сжатия любое воздействие, вызывающее снижение NOx, приводит к увеличению К и наоборот (например, изменение угла опережения впрыскивания топлива) Изменение указанных параметров в двигателях с регулируемой степенью сжатия имеет разнонаправленный характер.

На рис. 17 показаны относительные изменения NOx и дымности отработавших газов Со снижении степени сжатия с 17 до 10 при неизменном угле опережения впрыскивания топлива дымность отработавших газов уменьшается на 45%. При увеличении угла опережения впрыскивания К дополнительно уменьшается еще на 20%. Таким образом при совместном варьировании степенью сжатия и величиной 9 дымность отработавших газов может быть уменьшена в три раза Эмиссия окислов азота при снижении степени сжатия так

же уменьшается на 45%. При переходе на увеличенную величину в концентрация МОх возрастает и практически достигает исходного уровня, но все еще остается ниже его.

Совместное воздействие на степень сжатия и угол обеспечивает широкие возможности изменения МОх и К. Например и выбросы МОх и дымность отработавших газов могут быть снижены на 45% (практически в два раза). Возможно более значительное снижение дымности отработавших газов - в три раза, но при этом концентрация МОх не уменьшается.

Исследовалось влияние регулирования степени сжатия и рециркуляции отработавших газов на экологические показатели дизеля. Установлено, что при снижении степени сжатия с сохранением постоянной мощности значительно усиливается положительное влияние рециркуляции на эмиссию окислов азота.

Проведенные исследования показывают, что регулирование степени сжатия является мощным фактором улучшения экологических показателей дизеля.

Образцы двигателей УЕ111.1 первого поколения показали хорошую работоспособность и высокую топливную экономичность - при испытаниях по 13-ступенчатому циклу было зафиксировано улучшение топливной экономичности на 8% по сравнению с базовым двигателем такой же номинальной мощности с кривошипно-шатунным механизмом.

Однако, при одинаковых с базовым двигателем степенях сжатия, в первом варианте траверсного двигателя УЕ111.1 был отмечен повышенный уровень механических потерь, особенно при высокой частоте вращения коленчатого вала.

На рис. 18 показаны шарниры в кривошипно-шатунном и траверсном механизмах. В последнем имеются три дополнительных шарнира: подшипник в нижней головке шатуна (шарнир В), подшипники в нижней и верхней головках коромысла (шарниры С и К). Опорные поверхности шарниров В и С относительно невелики. Шарнир В равнозначен подшипнику

прицепного шатуна традиционных двигателей с КШМ, которые не отличаются повышенным уровнем механических потерь. Нагрузки в шарнире С значительно меньше, чем в шарнире В. Следовательно основное влияние на рост механических потерь в траверсном механизме оказывает, в первую очередь, повышенное трение в шарнире А за счет увеличения поверхности трения и нагрузок и, во вторую очередь, трение в шарнире К, опорная поверхность которого соизмерима с опорной поверхностью шарнира А в КШМ.

Рис. 18. Шарниры в кривошипно-шатунном и траверсном механизмах (О - коренной подшипник; D - подшипник в верхней головке шатуна; А - шатунный подшипник КШМ/подшипник коленчатого вала и траверсы (главный подшипник траверсы); В -подшипник в нижней головке шатуна; С - подшипник в нижней головке коромысла; К -подшипник в верхней головке коромысла)

Были проведены расчетно-экслериментальные исследования влияния размеров и нагрузок в шарнирах на потери трения в них. Параметры вариантов и структура составляющих потерь трения даны соответственно в табл. 4 и рис. 19.

Таблица 4

Вариант с1, мм I, мм 1Л„ кг гк, мм Д, мм

М111 48 22 0,60 39,4 13,6

VE111.1 52 32 1,33 26,8 28,2

VE111.2 52 24 1,33 26,8 28,2

VE111.3 48 22 1,33 26,8 26,2

VE111.4 48 22 1,00 26,8 26,2

VE111.5 44 22 1,00 26,8 24,2

VE111.6 44 20 1,00 26,8 24,2

Г|( - радиус кривошипа; Д - перекрытие шеек коленчатого вала.

Если у варианта VE111.1 потери трения больше, чем у базового двигателя на 32%, то при уменьшении ширины главного подшипника траверсы разница сокращается до 22%.

При уменьшении размеров главного подшипника траверсы в варианте VE111.3 до размеров шатунного подшипника двигателя М111 разница в потерях трения составляет 15%, а при использовании облегченной траверсы в варианте VE111.4 разница снижается до 10%.

■ - потери трения в ЦПГ

gg - потери трения в шатунном подшипнике/подшипнике О - потери трения в дополнительном подшипнике

Рис. 19 Структура составляющих потерь трения

Возможно дальнейшее сближение потерь трения в базовом и траверсном двигателях при уменьшении диаметра главного подшипника траверсы до 44 мм (вариант VE 111.6), против 48 мм в двигателе М111. При этом вариант VE111.6 по механическим потерям уступает базовому двигателю только на 4%.

Проведенные исследования показывают, что несмотря на увеличенное количество шарниров в двигателе с траверсным силовым механизмом, при оптимизации его конструкции, возможно обеспечить механические потери на практически таком же уровне, что и в базовом двигателе с традиционным КШМ

Седьмая глава посвящена организации совместного регулирования степени сжатия и рабочего объема в траверсных двигателях. Траверсный преобразующий механизм первоначально был разработан для двигателей с регулируемой степенью сжатия (Variable Epsilon - VE) и практически неизменным ходом поршня. Последующие работы, проводимые с конца 90-х годов прошлого столетия, были направлены на создание двигателя с регулируемыми и рабочим объемом и степенью сжатия (Variable Displacement & Epsilon -VDE).

Используя многопараметровре оптимизационное моделирование, был разработан механизм VDE двигателя. При введении в конструкцию траверсного механизма некоторых изменений он может быть модифицирован в силовой механизм, позволяющий увеличивать рабочий объем двигателя на 40% при уменьшении степени сжатия в два раза

В двигателях VE и VDE степень сжатия на режимах максимальной нагрузки понижается, позволяя повысить давление наддува без детонации. При этом 4-цилиндровые траверсные двигатели способны развивать такую же мощность, как и стандартный 6-цилиндровый двигатель. Кроме того, в двигателе VDE на режимах средних и малых нагрузок рабочий объем уменьшается на 24 % и двигатель как бы трансформируется из 4-цилиндрового в 3-цилиндровый с соответствующим улучшением топливной экономичности

Регулируемая: £ Регулируемые Си УИ

Рис. 20 Поперечные разрезы двигателей с регулируемыми рабочим объемом и/или степенью сжатия

Нагрузка 60% Нагрузка 15*

Регулируемая Е Регулируемые Е и Уц Регулируемая С Регулируемые С и V)!

Рис. 21 Увеличение КПД двигателей с регулируемыми рабочим объемом и/или степенью сжатия

Изменение составляющих эффективного КПД 4-двигателей VE111 и VDE111 по отношению к параметрам базового двигателя 6-цилиндрового при мощности 15 и 60% полной нагрузки показано на рис 21 Из него следует, что на режимах малых и средних нагрузок регулирование и степени сжатия и рабочего объема обеспечивает в полтора-два раза большее улучшение топливной экономичности по сравнению с регулированием только степени сжатия

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1. Показано, что для обеспечения максимальной топливной экономичности надо стремиться к тому, чтобы двигатель, работая на каждом из рабочих режимов, развивал необходимую для движения автомобиля мощность при минимальной величине объемного расхода рабочего тела - минимальной величине отношения мощности к среднему эффективному давлению, соответствующему этой мощности. Имеются различные направления минимизации объемного расхода рабочего тела - понижение частоты вращения коленчатого вала, отключение цилиндров, пропуск рабочих циклов, регулирование степени сжатия и/или рабочего объема при управлении движением поршней. Работы в этих направлениях, проводимые в НАМИ с 80-х годов XX века, показали, что наиболее перспективным для промышленной реализации является управление движением поршней с помощью плоских преобразующих механизмов, позволяющих регулировать степень сжатия, уменьшая за счет этого исходную величину объемного расхода рабочего тела, а также обеспечивающих возможность регулирования рабочего объема.

2. Предложена классификация преобразующих механизмов на базе плоских кинематических цепей с кинематическими парами первого рода. Показано, что указанные механизмы могут быть подразделены на одно-, трех-, пяти- и т п. элементные механизмы по количеству дополнительных элементов, добавляемым к трем обязательным звеньям механизма - остову, поршню и кривошипу. Простейшим преобразующим механизмом является одноэлементный механизм - традиционный кривошипно-шатунный механизм (КШМ). Возможности КШМ по управлению движением поршней существенно ограничены и при их использовании не удается обеспечить удовлетворительную надежность. Значительно большими возможностями регулирования степени сжатия и рабочего объема обладают трехэлементные механизмы. Использование преобразующих механизмов с числом элементов больше трех нецелесообразно из-за увеличения количества кинематических пар и звеньев механизма.

3. Разработана классификация трехэлементных преобразующих механизмов, все многообразие которых можно подразделить на балансирные и траверсные первого и второго родов. Балансирные механизмы имеют практически такие же ограниченные возможности регулирования движения поршней, как и КШМ, но позволяют получить более надежную конструкцию двигателя. Наибольшие перспективы использования в двигателях имеют траверсные преобразующие механизмы, в которых наряду с регулированием степени сжатия имеется так же возможность изменять ход поршня.

4. Разработана математическая модель траверсного преобразующего механизма, проведен его кинематический и динамический анализ, в результате которого решена оптимизационная задача минимизации габаритных размеров механизма, нагрузок в шарнирах, усилий в органе управления степенью сжатия и обеспечения максимального уравновешивания. Конфигурация механизма и найденные оптимальные соотношения размеров его звеньев защищены патентами стран с развитым автомобилестроением

5. Разработаны программные средства автоматизированного расчета и проектирования двигателей с трехэлементными преобразующими механизмами, в которых базовым является программный комплекс ТМА (Traverse Mechanism Analysis) Комплекс позволяет осуществлять синтез, кинематический анализ и анализ уравновешенности, а также проводить оптимизацию траверсного механизма по различным критериям в зависимости от задач, стоящих перед разработчиком. Для оптимизации траверсного механизма разработаны подпрограммы, входящие в состав комплекса, основанные на методологии численного планирования эксперимента и регрессионного анализа

6. Проведен комплекс исследований по выявлению влияния степени сжатия на механические потери, которые могут возрастать при минимизации объемного расхода рабочего тела Теоретические и экспериментальные исследования показали, что, не смотря на присутствие в траверсном преобразующем механизме трех дополнительных шарниров при оптимизации параметров и конструкции элементов механизма в траверсном двигателе возможно обеспечить механические потери на практически таком же уровне, что и в базовом двигателе с традиционным КШМ.

7. Разработана теория и методология рационального регулирования степени сжатия, базирующаяся на безразмерном комплексе k/km, характеризующем эффективность преобразования химической энергии топлива в механическую работу. Получены зависимости для определения оптимальных величин максимальной и минимальной степени сжатия, а также закона ее изменения. На режиме максимальной нагрузки существует оптимальная величина степени сжатия, при которой обеспечивается максимум эффективного КПД (минимальная степень сжатия Со), определяемая величиной комплекса

k|/km. Оптимальный закон изменения степени сжатия в зависимости от нагрузки может быть представлен степенной функцией, с показателем степени, определяемым величиной комплекса диапазоном изменения степени сжатия и давлением наддува на режиме

полной нагрузки.

8. Разработаны, изготовлены и прошли циклы всесторонних испытаний, в том числе и на надежность, двигатели с искровым зажиганием и дизели с траверсным преобразующим механизмом, позволяющим управлять степенью сжатия. При создании этих двигателей была обеспечена максимальная конструктивная, технологическая преемственность и унификация с серийными базовыми двигателями ЯМЗ и DaimlerChrysler. Проведенный комплекс работ позволил создать конструкции двигателей с регулируемой степенью сжатия, приспособленных для изготовления на стандартном оборудовании в условиях действующего двигательного производства.

9. Получены новые экспериментальные данные о влиянии степени сжатия на рабочий процесс дизеля. Экспериментально подтверждена возможность организации рабочего процесса в дизеле с изменяемой степенью сжатия без ухудшения индикаторного КПД.

10. Теоретически обосновано и экспериментально подтверждено значительное положительное влияние регулирования степени сжатия на улучшение экологических показателей дизеля. Совместное воздействие на степень сжатия и угол опережения впрыскивания топлива обеспечивает широкие возможности уменьшения эмиссии окислов азота и дымности отработавших газов.

11 Разработаны и защищены патентами траверсные преобразующие механизмы двигателей, позволяющие управлять и степенью сжатия и рабочим объемом Двигатель с совместно регулируемыми и рабочим объемом и степенью сжатия, гибко адаптирующийся к условиям движения автомобиля, позволит улучшить его топливную экономичность на 3040%. На режимах малых и средних нагрузок регулирование и степени сжатия и рабочего объема обеспечивает в полтора-два раза большее улучшение топливной экономичности по сравнению с регулированием только степени сжатия.

ОСНОВНЫЕ ПУБЛИКАЦИИ ПО ТЕМЕ ДИССЕРТАЦИИ

1. Тер-Мкртичьян Г.Г. Сравнение термодинамических циклов поршневых двигателей //Труды НАМИ.- М.-1978.- вып. 172.- С. 31-36.

2. Сорочан Ю.П., Тер-Мкртичьян Г.Г. Зарубежные дизельные двигатели высокой приспособляемости. ЭИ «Конструкции автомобилей», М., 1980, № 9 (НИИНавтопром), с. 38-49.

3. Тер-Мкртичьян Г.Г. Применение испарительного охлаждения в дизельном двигателе с газотурбинным наддувом /Яруды НАМИ.- М.-1981.- вып. 183.- С. 65-69.

4. Тер-Мкртичьян Г.Г. О равномерности наполнения восьми цилиндрового дизеля с газотурбинным наддувом /Яруды НАМИ.- М.-1982.- вып. 186.- С. 67-71.

5. Озимое П.Л., Тер-Мкртичьян Г.Г. Снижение номинальной частоты вращения коленчатого вала как средство повышения топливной экономичности и ресурса автомобильного дизеля /Яруды НАМИ.- М.-1983.- вып. 189.- С. 22-33.

6. Тер-Мкртичьян Г.Г. Оптимизация рабочих режимов дизеля 8ЧН 14/14 /Яруды НАМИ.- М.-1983.- вып. 189.- С. 54-64.

7. Тер-Мкртичьян Г.Г. Исследование равномерности наполнения цилиндров 8-цилиндрового дизеля с газотурбинным наддувом. Всесоюзная научно-техническая конференция «Современные проблемы газодинамики и теплообмена в энергетических установках» (Тезисы докладов), М., МВТУ им. Н.Э. Баумана, 1983, с. 40-41.

8. Ханин НС, Тер-Мкртичьян ГГ., Озимое П.Л. Снижение частоты вращения коленчатого вала дизеля с газотурбинным наддувом как средство повышения его топливной экономичности. Всесоюзная научно-техническая конференция «Современный уровень и пути совершенствования экономических и экологических показателей ДВС» (Тезисы докладов), Ворошиловград, ВМИ, 1983, с. 10.

9. Ханин Н.С., Левит М.С., Тер-Мкртичьян Г.Г, Тартаковский Л.М, Иванов А.В., Левит СМ. Зарубежные дизельные двигатели для большегрузных автомобилей. М., НИИНавтопром, 1983,56 с.

10. Ханин Н.С., Тер-Мкртичьян Г.Г. Понижение скоростного режима двигателей -резерв улучшения их топливной экономичности и технического уровня// Автомоб. Пром., -1983. - №9, С. 4-7.

11. Ханин Н.С., Тер-Мкртичьян Г.Г, Тартаковский Л М., Токарь В.В. Вопросы повышения топливной экономичности дизелей грузовых автомобилей. - В сб.: Исследования, конструирование и расчет тепловых двигателей внутреннего сгорания. М., Изд. НАМИ, 1984, с. 16-28.

12 Ханин Н СМ , Прудников Б И , Озимое П Л , Тер-Мкртичьян Г Г., Тартаковский Л М Проблемы высокого наддува автомобильных двигателей «Высокий наддув поршневых и роторно-поршневых двигателей. Доклады Всесоюзной научно-технической конференции», Тбилиси, ИММ АН СССР, 1984, с. 21-20

13. Тер-Мкртичьян ГГ., Щурков B E., Цикин А Г. Изменение параметров процессов сгорания, теплового состояния деталей и токсичности отработавших газов дизеля 8ЧН 14/14 при снижении номинальной частоты вращения коленчатого вала - В сб: Исследования, конструирование и расчет тепловых двигателей внутреннего сгорания. М., Изд. НАМИ, 1985, с. 30-48.

14. Ханин Н С, Тер-Мкртичьян ГГ. Разработка и исследования низкооборотных модификаций автомобильных турбопоршневых двигателей с повышенной топливной экономичностью. Всесоюзная конференция по теории и расчету мобильных машин и двигателей внутреннего сгорания (Тезисы докладов), Тбилиси, ИММ АН СССР, 1985, с. 12.

15. Тер-Мкртичьян ГГ. Принципы создания систем турбонаддува и топливоподачи дизелей с пониженным скоростным режимом. - В сб.: Исследования, конструирование и расчет тепловых двигателей внутреннего сгорания. М., Изд. НАМИ, 1986, с.35-49.

16. Тер-Мкртичьян ГГ., Косенкова Л.М. Определения равномерности наполнения цилиндров дизеля с турбонаддувом. - В сб.: Исследования, конструирование и расчет тепловых двигателей внутреннего сгорания. М., Изд. НАМИ, 1987, с.95-103.

17. Кутенев В.Ф., Тер-Мкртичьян ГГ., Зленко М А. Пути повышения топливной экономичности автомобильных двигателей на режимах частичных нагрузок. - В сб.: Исследование, конструирование и расчет тепловых двигателей внутреннего сгорания. М., Изд. НАМИ, 1988, с. 7-19.

18. Кутенев В.Ф., Тер-Мкртичьян ГГ. Повышение технического уровня автомобильных дизелей за счет регулирования степени сжатия. - В сб.: Исследования, конструирование и расчет тепловых двигателей внутреннего сгорания. М., Изд. НАМИ, 1989, с.7-17.

19. Кутенев В.Ф., Тер-Мкртичьян ГГ. Улучшение экологических характеристик траверсного дизеля при использовании бинарного топлива. - В сб.: Исследования, конструирование и расчет тепловых двигателей внутреннего сгорания. М., Изд. НАМИ, 1990, с.61-73

20. Кутенев В.Ф., Тер-Мкртичьян ГГ. Выбор схемы и определение размеров основных элементов силового механизма траверсного балансирного двигателя. - В сб.: Исследования, конструирование и расчет тепловых двигателей внутреннего сгорания. М., Изд. НАМИ, 1991, с. 11-24.

21. Kutenev V.F., Ter-Mkrtichian GG., Zlenko MA. Developing non-traditional design engines// OECD Documents, 'Towards clean and fuel efficient automobiles', Proceedings of an International Conference, Berlin 25-27 March 1991, p. 424-428.

22. Тер-Мкртичьян ГГ. Т-01 - дизель с управляемым движением поршней// Автомобильная промышленность.- 1992.- №4.- С. 25-27.

23. Кутенев В.Ф., Тер-Мкртичьян ГГ., Исавнин ГС. Особенности кинематики и динамики траверсных балансирных двигателей. - В сб.: Исследования, конструирование и расчет тепловых двигателей внутреннего сгорания. М ,

ОЭ Ш ит I

24. Кутенев В.Ф., Тер-Мкртичьян Г.Г. О регулировании рабочего процесса и степени сжатия в дизеле. - В сб.: Проблемы конструкции двигателей и экология. М., Изд. НАМИ, 1998, с.57-72.

25. Тер-Мкртичьян Г.Г. Новые возможности воздействия на рабочий процесс двигателя за счет управления движением поршней. - В сб.: Проблемы конструкции двигателей. М., Изд. НАМИ, 1998, с.79-90.

26. Тер-Мкртичьян Г.Г. Изменение параметров камеры сгорания в двигателе с управляемым движением поршней//Проблемы конструкции двигателей и экология: Сб. науч. Тр. /НАМИ.-1999.-Вып. 224.-С. 39-60.

27. Тер-Мкртичьян ГГ., Кутенев В.Ф. Улучшение экологических показателей дизеля за счет регулирования степени сжатия//Автомобильные и тракторные двигатели. Межвузовский сборник научных трудов. Выпуск XVl.-М. МАМИ. - 1999.-С. 108-124.

28. Kourtenev V.t Ter-Mkrtichian G., Zlenko M. Economic and Ecological Parameters of Automobile Engines Improvement at Compression Ratio Variation. Seoul 2000 FISITA World Automotive Congress, June 12-15, 2000, Seoul, Korea, Paper No: F2000H214.

29. Тер-Мкртичьян ГГ., Никитин А.А., Глатерман А.В. Повышение топливной экономичности автомобилей с бензиновыми двигателями за счет рекуперации энергии дросселирования рабочего тела - В сб.: Проблемы конструкции двигателей и экология. М., Изд. НАМИ, 2001. - С. 48-64.

30. Тер-Мкртичьян Г.Г. Рабочий процесс с комбинированным смесеобразованием -подходы к созданию гибридного двигателя - В сб.: Проблемы конструкции двигателей и экология. М., Изд. НАМИ, 2001. - С. 65-88.

31. Тер-Мкртичьян Г.Г. Анализ возможностей снижения механических потерь в траверсном двигателе DaimlerChrysler VE111 с регулируемой степенью сжатия//Автомобили и двигатели: Сб. науч. Тр./НАМИ. - 2002. - Вып. 230. - С. 46-57.

32. Тер-Мкртичьян Г.Г. Экспериментально-аналитическое исследование механических потерь в двигателе внутреннего сгорения//Автомобили и двигатели: Сб. науч. Тр./НАМИ. -2002. - Вып. 230. - С. 86-98.

33. Кутенев В.Ф., Тер-Мкртичьян Г.Г. Двигатели с регулируемой степенью сжатия// Журнал ассоциации автомобильных инженеров. - 2004.- №1. - С. 31-33.

34. Тер-Мкртичьян Г.Г., Кутенев В.Ф., Яманин А.И. Вопросы теории двигателей с управляемым движением поршней с плоскими преобразующими механизмами. - М.: Изд-во НАМИ. 2004. - 240 с.

35. А.С. № 1534197 «Способ управления двигателем внутреннего сгорания транспортного средства» Г.Г. Тер-Мкртичьян, А.С. Красильников, С.А. Глаговский, С.Г. Журавлев. Б.И. № 1,1990.

36. Патент № 2030608 «Двигатель внутреннего сгорания». Г.Г. Тер-Мкртичьян, В.Ф. Кутенев, А.А. Никитин, 02.02.1990.

37. ЕР WO 02/12694 А1 "Internal Combustion Piston Engine' О. Dachtchenko, W. Gelse, V. Kutenev, K. Magg, A. Nikitin, E. Rau, Y. Romanchev, H. Scnupke, G. Ter-Mkrtichian, M. Zlenko, 08.08.2001.

Государственный научный центр Российской Федерации -Федеральное государственное унитарное предприятие «Центральный ордена Трудового Красного Знамени научно-исследовательский автомобильный и автомоторный институт (НАМИ)»

Форм. бум. 60Х90/16 Печ. л. 1,5. Зак. 83-04. Тир. 100. Типография НАМИ. 125438, Москва, Автомоторная ул, 2.

№22673

РНБ Русский фонд

2005-4 18237

5

ГЛАВА 1. Конструкции, позволяющие регулировать степень сжатия и рабочий объем.

1.1. Классификация способов регулирования степени сжатия и рабочего объема.

1.2. Одноэлементный преобразующий механизм - кривошипно-шатунный механизм.

1.2.1. Пути воздействия на степень сжатия и рабочий объем.

1.2.2. Вариация высоты остова.

1.2.3. Вариация высоты поршня и объема камеры сгорания.

1.2.4. Вариация длины шатуна и радиуса кривошипа.

1.2.5. Использование двух KLUM.

1.3. Трехэлементные преобразующие механизмы.

1.3.1. Определения и классификация.

1.3.2. Балансирные механизмы.

1.3.3. Траверсные механизмы.

1.4. Выводы к Главе

ГЛАВА 2. Повышение топливной экономичности двигателей с управляемым движением поршней за счет минимизации объемного расхода рабочего тела. Выбор оптимального алгоритма управления степенью сжатия.

2.1. Повышение механического КПД за счет снижения объемного расхода рабочего тела.

2.2. Пути минимизации объемного расхода рабочего тела.

2.2.1. Снижение частоты вращения коленчатого вала.

2.2.2. Отключение цилиндров.

2.2.3. Изменение тактности

2.2.4. Регулирование рабочего объема.

2.2.5. Снижение исходной величины объемного расхода рабочего тела

2.3. Механические потери в двигателе внутреннего сгорания

2.4. Максимальная величина среднего эффективного давления. Влияние степени сжатия на режиме полной нагрузки на механический КПД.

2.5. Расчетно-аналитическое обоснование выбора оптимального алгоритма управления степенью сжатия.

2.5.1. Оптимальная степень сжатия на режиме полной нагрузки (минимальная степень сжатия).

2.5.2. Максимальная степень сжатия.

2.5.3. Оптимальный закон изменения степени сжатия.

2.6. Выводы к Главе 2.

ГЛАВА 3. Оптимизация параметров 3-элементных преобразующих механизмов.

3.1. Балансирный механизм.

3.1.1. Термины и определения, условные обозначения.

3.1.2. Описание механизма.

3.1.3. Основные аналитические зависимости. Оптимизация размеров механизма.

3.1.4. Выбор конфигурации коленчатого вала.

3.1.5. Инерционные нагрузки. Уравновешенность механизма.

3.1.6. Габаритные показатели.

3.2. Траверсный механизм.

3.2.1. Кинематика траверсного механизма.

3.2.2. Критерии существования траверсного механизма.

3.2.3. Кинематический и динамический анализ. Критерии оптимизации

3.2.3.1. Кинематический анализ и габаритные ограничения.

3.2.3.2. Силовой анализ. Оптимизация размеров звеньев.

3.3. Анализ уравновешенности двигателей с траверсными механизмами НАМИ.

3.4. Программные средства автоматизированного расчета и проектирования двигателей с 3-элементными преобразующими механизмами.

3.5. Выводы к Главе 3.

ГЛАВА 4. Оптимизация конфигурации камеры сгорания в двигателях с управляемым движением поршней.

4.1. Выбор оптимальной формы камеры сгорания в двигателях с управляемым движением поршней.

4.2. Рациональная организация воздушных потоков в камере сгорания дизеля с регулируемой степенью сжатия.

4.3. Выводы к Главе 4.

ГЛАВА 5. Конструктивные особенности изготовленных в НАМИ двигателей с 3-элементными преобразующими механизмами.

5.1. Изготовленные двигатели.

5.2. Траверсный дизель Т

5.3. Двигатель NAMI-DaimlerChrysler VE111 с искровым зажиганием

ГЛАВА 6. Некоторые результаты испытаний и доводка конструкций двигателей НАМИ.

6.1. Особенности рабочего процесса и экологические показатели траверсного дизеля Т-01 с регулируемой степенью сжатия

6.1.1. Процесс сгорания.

6.1.2. Топливная экономичность.

6.1.3. Экологические показатели.

6.2. Анализ возможностей снижения механических потерь в траверсных двигателях НАМИ-DaimlerChrysler с искровым зажиганием.

6.3. Выводы к Главе 6.

ГЛАВА 7. Организация совместного регулирования степени сжатия и рабочего объема в траверсных двигателях.

7.1. Синтез траверсного преобразующего механизма, обеспечивающего совместное регулирование степени сжатия и рабочего объема.

7.2. Определение пределов оптимального регулирования рабочего объема.

7.3. Моделирование показателей адаптивного двигателя с совместным регулируемыми степенью сжатия и рабочим объемом (на примере двигателя с искровым зажиганием).

7.4. Выводы к Главе 7.

В последние годы наблюдается значительный прогресс в повышении топливной экономичности и снижении содержания токсичных компонентов в отработавших газах автомобильных двигателей. Этому способствует ужесточающийся контроль государства чистоты окружающей среды и экономного использования не возобновляемых природных ресурсов. Ведущие автомобильные фирмы, участвуя в непрерывной гонке с законодателем и борясь за потребителя, вынуждены совершенствовать двигатели, используя новейшие конструктивные и технологические решения.

Реализуемые в двигателях новшества относятся к совершенствованию его систем и агрегатов, в первую очередь элементов топливной аппаратуры, с целью улучшения протекания рабочих процессов. При этом законы движения поршней остается жестко заданными и зависящими только от неизменных параметров кривошипно-шатунного механизма (КШМ). Указанное обстоятельство не позволяет использовать такие мощные резервы оптимизации показателей рабочих процессов двигателя во всем диапазоне режимов его работы, как регулирование степени сжатия и рабочего объема.

До последнего времени считалось аксиомой, что степень сжатия является неизменным конструктивным параметром двигателя, таким как, например, диаметр цилиндра. Действительно, в традиционных двигателях величина степени сжатия однозначно определяется размерами кривошипно-шатунного механизма, высотой поршня, а также расположением головки цилиндра относительно оси коленчатого вала.

Как известно, мощность и топливная экономичность двигателя возрастают при увеличении степени сжатия вследствие повышения индикаторного КПД. При достижении величин степени сжатия 13-14 улучшение показателей двигателя прекращается из-за неизбежного роста механических потерь. Поэтому указанные величины степени сжатия являются оптимальными.

В тоже время заложенная в конструкцию двигателей величина степени сжатия отличается от оптимальной. В бензиновых двигателях степень сжатия ограничивается детонацией. Она меньше оптимальной и, как правило, не превышает 10. В дизелях степень сжатия выбирается с учетом обеспечения надежного самовоспламенения топлива при пуске холодного двигателя. Она больше оптимальной и для дизелей с непосредственным впрыском топлива редко опускается ниже 16, а для вихрекамерных дизелей доходит до 24.

Многочисленные расчеты и экспериментальные исследования показали, что и для бензинового двигателя и для дизеля регулирование степени сжатия способно обеспечить приблизительно одинаковое улучшение топливной экономичности на 20%, хотя причины этого и алгоритм регулирования степени сжатия для бензинового двигателя и для дизеля различны.

В дизеле с регулированием степени сжатия можно значительно увеличить давление наддува, повысив за счет этого мощность. А можно сохранив мощность прежней снизить рабочий объем (количество цилиндров), улучшив при этом топливную экономичность, уменьшив массу и стоимость двигателя.

В бензиновом двигателе при снижении степени сжатия можно увеличить давление наддува без детонации, повысив при этом литровую мощность со всеми сопутствующими положительными эффектами, в том числе улучшением топливной экономичности на режимах больших нагрузок. При повышении степени сжатия топливная экономичность будет улучшаться на режимах малых нагрузок.

Возможность регулирования рабочего объема еще более ценна для показателей двигателя, чем регулирование степени сжатия. Большой рабочий объем существующих двигателей двигателя автомобилю нужен только для движения с максимальной скоростью. Этот режим не превышает 10% общего времени движения автомобиля. Наибольшую часть времени, например, при движении в городе автомобилю требуется экономичный двигатель с маленьким объемом. Совместное регулирование степени сжатия и рабочего объема открывает широкие перспективы создания двигателя нового типа с управляемым движением поршней. Это будет «эластичный» двигатель, гибко приспосабливающий свои объем и степень сжатия к условиям движения автомобиля. Например, когда нужна большая мощность этот двигатель будет эквивалентен 6-цилиндровому двигателю. Если большая мощность не требуется (городской режим движения), он будет соответствовать 4-цилиндровому и даже 3-цилиндровому двигателю обычного типа. При этом можно ожидать значительного снижения расхода топлива. Поэтому работы по созданию двигателей с управляемым движением поршней (регулируемыми степенью сжатия и/или рабочим объемом) являются актуальными и имеют большое экономическое значение.

Количество предложенных конструкций, позволяющих регулировать степень сжатия и рабочий объем двигателя очень велико. Однако, подавляющее большинство из них, теоретически позволяя решать поставленные задачи по управлению движением поршней, оказались не пригодными для практической реализации из-за невозможности обеспечить приемлемую работоспособность двигателя, или по технологическим причинам. Поэтому только ограниченное число двигателей было реализовано в металле и лишь единичные конструкции производились серийно.

Целью настоящей работы является разработка научных основ и комплекса технических мероприятий, направленных на создание двигателей с управляемым движением поршней, в первую очередь с регулируемой степенью сжатия, с плоскими преобразующими механизмами.

В соответствии с целью работы поставлены следующие задачи исследований:

• систематизация и критический анализ известных технических решений, позволять управлять степенью сжатия и рабочим объемом;

• поиск перспективных конфигураций преобразующих механизмов двигателей с управляемым движением поршней;

• разработка теории, математических моделей и программных средств для расчетов и оптимизации параметров двигателей с управляемым движением поршней;

• разработка теории оптимального регулирования степени сжатия;

• теоретические и экспериментальные исследования рабочих процессов в двигателях с регулируемой степенью сжатия.

Результатом поставленных в работе задач будут являться разработка, изготовление и доводка конструкции образцов двигателей с регулируемой степенью сжатия, тесно унифицированных с серийно выпускаемыми автомобильными двигателями.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1. Теоретически обосновано понятие - объемный расход рабочего тела, характеризующее топливную экономичность двигателя. Показано, что для повышения топливной экономичности надо стремиться к тому, чтобы двигатель, работая на каждом из рабочих режимов, развивал необходимую для движения автомобиля мощность при минимальной величине объемного расхода рабочего тела. Имеются различные направления минимизации объемного расхода рабочего тела - понижение частоты вращения коленчатого вала, отключение цилиндров, пропуск рабочих циклов, регулирование степени сжатия и/или рабочего объема при управлении движением поршней. Работы в этих направлениях, проводимые в НАМИ с 80-х годов XX века, показали, что наиболее перспективным с точки зрения промышленной реализации является управление движением поршней с помощью плоских преобразующих механизмов, позволяющих регулировать степень сжатия, уменьшая за счет этого исходную величину объемного расхода рабочего тела, а также обеспечивающих регулирование рабочего объема.

2. Предложена классификация преобразующих механизмов на базе плоских кинематических цепей с кинематическими парами первого рода. Показано, что указанные механизмы могут быть подразделены на одно-, трех-, пяти- и т.п. элементные механизмы по количеству дополнительных элементов, добавляемым к трем обязательным звеньям механизма -остову, поршню и кривошипу. Простейшим преобразующим механизмом является одноэлементный механизм - традиционный кривошипно-шатунный механизм (КШМ). Возможности КШМ по управлению движением поршней существенно ограничены и при их использовании не удается обеспечить удовлетворительную надежность. Значительно большими возможностями регулирования степени сжатия и рабочего объема обладают трехэлементные механизмы, которые могут быть подразделены на балансирные и траверсные. Использование преобразующих механизмов с числом элементов больше трех нецелесообразно из-за увеличения количества кинематических пар и звеньев механизма.

3. Разработана классификация трехэлементных преобразующих механизмов, все многообразие которых можно подразделить на балансирные и траверсные первого и второго родов. Балансирные механизмы имеют практически такие же ограниченные возможности регулирования движения поршней, как и КШМ, но позволяют получить более надежную конструкцию двигателя. Наибольшие перспективы использования в двигателях имеют траверсные преобразующие механизмы, в которых наряду с регулированием степени сжатия имеется так же возможность изменять ход поршня.

4. Проведен комплекс исследований по выявлению влияния степени сжатия на механические потери, которые могут возрастать при минимизации объемного расхода рабочего тела. Получена зависимость механического КПД от нагрузки и степени сжатия £о на режиме полной нагрузки. И в бензиновом двигателе и в дизеле при снижение £о на 20% при соответствующем увеличении среднего эффективного давления механический КПД увеличивается в среднем на 5%. В бензиновом двигателе такое снижение £о эквивалентно двум, а в дизеле, соответственно, - трем единицам. При частичных нагрузках снижение Ео вызывает прогрессирующее увеличение механического КПД. При нагрузке 20% от полной, характерной для городского режима движения легкового автомобиля, снижение £о на 20% вызывает увеличение механического КПД на 15%. Если снизить £о на 30% (на три и пять единиц, соответственно, для бензинового двигателя и для дизеля) при городском режиме движения автомобиля механический КПД увеличится на 25%.

5. Разработана теория рационального регулирования степени сжатия, базирующаяся на безразмерном комплексе kj/km, характеризующем эффективность преобразования химической энергии топлива в механическую работу. Получены зависимости для определения оптимальных величин максимальной и минимальной степени сжатия, а также закона ее изменения. На режиме максимальной нагрузки существует оптимальная величина степени сжатия, при которой обеспечивается максимум эффективного КПД (минимальная степень сжатия £о), определяемая величиной комплекса kj/km. В дизеле из-за более высокого уровня комплекса kj/km и оптимальная величина Ео и максимальная величина эффективного КПД выше, чем у бензинового двигателя. При снижении средней скорости поршня оптимальная величина £о увеличиваются. На режиме полной нагрузки целесообразно иметь степень сжатия меньше оптимальной величины с проигрышем по эффективному КПД в этой точке, но при этом обеспечить высокий средний уровень Г|е в возможно широком диапазоне изменения нагрузки. В двигателе с искровым зажиганием максимальная степень сжатия будет оптимальной при достижении максимума индикаторного КПД. При увеличении средней скорости поршня оптимальная величина zmax увеличивается вследствие снижения тепловых потерь из-за уменьшения времени соприкосновения стенок камеры сгорания с горячими газами. В дизелях максимальная величина степени сжатия определяется не обеспечением минимального расхода топлива на режиме холостого хода, а условиями надежного запуска холодного двигателя. Оптимальный закон изменения степени сжатия в зависимости от нагрузки может быть представлен степенной функцией, с показателем степени, определяемым величиной комплекса kj/km, диапазоном изменения степени сжатия и давлением наддува на режиме полной нагрузки.

6. Разработана математическая модель траверсного преобразующего механизма, проведен его кинематический и динамический анализ, в результате которого решена оптимизационная задача минимизации габаритных размеров механизма, нагрузок в шарнирах и усилий в органе управления степенью сжатия. Конфигурация механизма и найденные оптимальные соотношения размеров его звеньев защищены патентами развитых стран. В траверсных двигателях и с оптимизированным преобразующим механизмом неуравновешенные силы инерции в три раза ниже, чем в двигателях с КШМ, что явилось одним из главных аргументов в пользу выбора этой схемы для разработанных и изготовленных в НАМИ двигателей.

7. Разработаны программные средства автоматизированного расчета и проектирования двигателей с трехэлементными преобразующими механизмами, в которых базовым является программный комплекс ТМА (Traverse Mechanism Analysis). Комплекс позволяет осуществлять синтез, кинематический анализ и анализ уравновешенности, а также проводить оптимизацию траверсного механизма по различным критериям в зависимости от задач, стоящих перед разработчиком. Для оптимизации траверсного механизма разработаны подпрограммы, входящие в состав комплекса, основанные на методологии численного планирования эксперимента и регрессионного анализа.

8. Предложены безразмерные параметры, характеризующие тепловые потери в камере сгорания двигателя и позволяющие оценивать их изменение при управлении движением поршней. В дизеле с регулируемой степенью сжатия относительная поверхность камеры сгорания уменьшается, что оказывает благоприятное воздействие на рабочий процесс. В двигателе с искровым зажиганием при управлении движением поршней, как с целью регулирования степени сжатия, так и с целью регулировании рабочего объема, относительная поверхность камеры сгорания возрастает. Это ослабляет положительное влияние управления движением поршней на топливную экономичность. Теоретически обосновано, что для двигателей с управляемым движением поршней оптимальными являются камеры сгорания, объем которых полностью сосредоточен в надпоршневом пространстве (плоские камеры сгорания в двигателях с искровым зажиганием и камеры типа Гессельман в дизелях). В этом случае при наименьшем искажении формы камеры сгорания возможно обеспечить рациональное разнонаправленное совместное изменение степени сжатия и рабочего объема (Е уменьшается при росте Vh или, соответственно, Е увеличивается при снижении Vh), необходимое для получения максимальной топливной экономичности во всем диапазоне рабочих режимов двигателя.

9. Разработаны, изготовлены и прошли циклы всесторонних испытаний, в том числе и на надежность, двигатели с искровым зажиганием и дизели с траверсным преобразующим механизмом, позволяющим управлять степенью сжатия. При создании этих двигателей была обеспечена максимальная конструктивная, технологическая преемственность и унификация с серийными базовыми двигателями ЯМЗ и DaimlerChrysIer. Основное внимание было уделено как унификации конструктивных элементов, позволяющей сократить номенклатуру обрабатывающего, мерительного и монтажного инструмента, так и унификации по узлам и агрегатам. В двигателях с регулируемой степенью сжатия по сравнению с базовыми серийными используются три основные дополнительные детали -траверса, коромысло и эксцентриковый вал, изготавливаемые по стандартным технологиям из традиционных материалов. Меняются, в основном, четыре детали базового двигателя - блок цилиндров, коленчатый вал, поршень, шатун. Причем для поршня изменения минимальны и не затрагивают геометрию его боковой поверхности. Шатун нового двигателя проще в изготовлении и дешевле шатуна базового двигателя. Технологические отличия блока цилиндров и коленчатого вала нового и базового двигателей невелики. Проведенный комплекс работ позволил создать конструкции двигателей с регулируемой степенью сжатия, приспособленных для изготовления на стандартном оборудовании в условиях действующего двигательного производства.

10. Получены новые экспериментальные данные о влиянии степени сжатия на рабочий процесс дизеля. Установлено, что при уменьшении степени сжатия с сохранением постоянной нагрузки дизеля степень повышения давления при начальном сгорании увеличивается, а степень повышения давления при основном сгорании уменьшается. Общая степень повышения давления при сгорании практически не меняется и зависит только от угла опережения впрыскивания топлива. Период задержки воспламенения увеличивается, а суммарная продолжительность периодов начального и первой части основного сгорания практически не меняется вне зависимости от угла опережения впрыскивания топлива. При этом индикаторная диаграмма эквидистантно смещается вправо от ВМТ. Такой же эффект наблюдается при уменьшении угла опережения впрыскивания топлива, но неизменной степени сжатия. По воздействию на характерные углы процесса сгорания уменьшение степени сжатия эквивалентно уменьшению угла опережения впрыскивания топлива.

11. Экспериментально подтверждена возможность организации рабочего процесса без ухудшения индикаторного КПД в дизеле с изменяемой степенью сжатия. Индикаторный КПД при снижении степени сжатия и неизменной степени повышения давления при сгорании уменьшается за счет уменьшения термического КПД. При изменении степени сжатия от 17 до 13,5 уменьшение индикаторного КПД составляет 5%. Компенсировать уменьшение индикаторного КПД, вызванное снижением степени сжатия, можно за счет роста степени повышения давления при сгорании А, при увеличении угла опережения впрыскивания топлива 0. При этом величина максимального давления сгорания, снизившаяся вследствие уменьшения степени сжатия, восстанавливается до исходного значения за счет роста А,.

12. Теоретически обосновано и экспериментально подтверждено значительное положительное влияние регулирования степени сжатия на улучшение экологических показателей дизеля. Снижение степени сжатия в дизеле Т-01 с 17 до 10 при неизменном угле опережения впрыскивания топлива вызывает уменьшение дымности отработавших газов К на 45%. При увеличении угла опережения впрыскивания К дополнительно уменьшается еще на 20%. Таким образом при совместном варьировании степенью сжатия и величиной 0 дымность отработавших газов может быть уменьшена в три раза. Эмиссия окислов азота при снижении степени сжатия так же уменьшается на 45%. Совместное воздействие на степень сжатия и угол обеспечивает широкие возможности изменения NOx и К. Например и выбросы NOx и дым могут быть снижены на 45% (практически в два раза). Возможно более значительное снижение дымности отработавших газов - в три раза, но при этом концентрация NOx не уменьшается.

Снижение степени сжатия значительно усиливает положительное влияние рециркуляции на уменьшение эмиссии окислов азота. Так, например, если при степени сжатия 17 при рециркуляции 15% эмиссия Nox уменьшается на 40%, то при степени сжатия 10 выбросы Nox уменьшаются в три раза. Дымность отработавших газов при этом возрастает что объясняется уменьшением коэффициента избытка воздуха. Однако при уменьшении степени сжатия отрицательное влияние снижения коэффициента избытка воздуха на рост дымности ослабляется.

13. Проведенные теоретические и экспериментальные исследования показали, что, не смотря на присутствие в траверсном преобразующем механизме трех дополнительных шарниров при оптимизации параметров и конструкции элементов механизма в траверсном двигателе возможно обеспечить механические потери на практически таком же уровне, что и в базовом двигателе с традиционным КШМ.

14. Разработаны и защищены патентами траверсные преобразующие механизмы двигателей, позволяющие управлять и степенью сжатия и рабочим объемом. На основе траверсного преобразующего механизма можно создавать двигатели с совместным регулированием и степени сжатия и рабочего объема, причем при уменьшении степени сжатия рабочий объем увеличивается. При введении в конструкцию траверсного механизма некоторых изменений он может быть модифицирован в силовой механизм, позволяющий увеличивать рабочий объем двигателя на 40% при уменьшении степени сжатия в два раза. Обеспечение более широкого диапазона регулирования рабочего объема может быть достигнуто за счет значительного усложнения конструкции, введения дополнительных изменений - синхронного вращения эксцентрикового вала и фазового сдвига эксцентрикового вала относительно коленчатого вала. В этом случае может быть достигнуто взаимное изменение рабочего объема и степени сжатия примерно в два раза. Создание двигателя с совместно регулируемыми и рабочим объемом и степенью сжатия, гибко адаптирующегося к условиям движения автомобиля, позволит значительно улучшить топливную экономичность автомобиля. На режимах малых и средних нагрузок регулирование и степени сжатия и рабочего объема обеспечивает в полтора-два раза большее улучшение топливной экономичности по сравнению с регулированием только степени сжатия.

1. Кутенев В.Ф., Яманин А.И., Зленко М.А. Аксиально-поршневые двигатели с переменными степенью сжатия и рабочим объемом. М.: Изд-во НАМИ, 2000. - 304 с.

2. Артоболевский И.И. Теория механизмов. М., «Наука», 1966, 776 с.

3. Кожевников С.Н. Теория механизмов и машин. М., Машиностроение», 1973, 502 с.

4. Демидов В.П. Двигатели с переменной степенью сжатия. М.: Машино-строение, 1978. - 136 с.

5. Пат. 4873947 США, МКИ4 F 02 В 75/04, Variable compression ratio direct injection: / Rgan Т., Maymar M., Anderson O.; Southwest Research Institute.

6. Ansdale R.F. The Varimax engine. Automob. Engr., 1968, N10, pp. 382387.

7. Пат. 5443043 США, МКИ F02B 75/04. Internal combustion engine with variable compression, provided with reinforcements of the crankcase section/Nilsson P.-l., Bergsten L.

8. Hack G. Verdichtung und Wahrheit//Auto, Motoren und Sport. 2000. - № 15.-S. 56.

9. Variable compression//Auto, Motoren und Sport. 2000. - № 6. - S. 12.

10. Пат. 3633552 США, МКИ F02B 75/04, F02B 75/36. Internal combustion engine including maximum firing pressure limiting means/Huber E.G

11. Bolig C., Habermann K., Schwaderlapp M., Lmrenyapici K. Variable Verdichtung. Ein Weg zur effiienten Hochaufladung. In MTZ 62 (2001), Nr. 12

12. Махалдиани В.В., Эджибия И.Ф., Леонидзе A.M. Двигатели внутреннего сгорания с автоматическим регулированием степени сжатия. -Тбилиси: Мецниереба, 1973.-269 с.

13. Forster H.-J. Oleinsparung und Olsubstitution beim StraGenverkehr. -Automobil-lndustrie. -1982. 27. - № 1. - S. 77-88.

14. Поспелов Д.Р. Конструкции двигателей внутреннего сгорания с вохдушным охлаждением. М., «Машиностроение», 1973, 352 с.

15. Хуциев А.И. Двигатели внутреннего сгорания с регулируемым процессом сжатия. М.: Машиностроение, 1986. - 104 с.

16. Заявка 3404343 ФРГ, МКИ F02B 75/04, Hubkolben-Brennkraftmashine mit veranderlichem Verdichtungsverhaltnis/AUDI AG.

17. Пат. 4111164 США, МКИ F02B 75/04. Variable displacement arrangement in fourcycle, reciprocating internal combustion engine/Wuerfel R.P.

18. Hauser G. Teillastverfahren fur Verbrennungsmotoren. Entwurf eines Sechzylinder-Viertakt-Ottomotors mit verstellbarer Verdichtung. Kraftfahrzeugtechnik, 5, 1955.

19. Wirbeleit F., Binder K., Gwinner. D. Development of Pistons with Variable Compression Height for Lncreasing Efficiency and Specific Power Output of Combustions Engines. SAE Technical Paper Series, No 900229, 1990, p. 15.

20. Пат. 5791302, США МКИ F16C 009/04. Engine with Variable Compression Ratio. Tsoi-Hei Ma T./Ford Global Technologies, Inc.

21. Rychter T.J., Teodorchuk A., Bossio R., Naso V. Thermodynamic analysis of a variable-cycle 1С engine piston//Proc. 20th Intersoc. Energy Convers. Eng. Conf. 1985. - Warrendale. - Vol. 3. - P. 689-696.

22. Пат. 49-49321 Японии, МКИ F16C 3/10.

23. Bartolini C.M., Naso V., Sobotowski R. Reciprocating piston machine with continuous compression ratio adjustment// "Arch. Termodin.", 1984, 5, No2, 135147.

24. Edwards J.V. Ceramics and the swing beam 2-stroke diesel for the automotive ensine// SAE Techn. Pap. Ser. 1983,- № 830315. - P. 47-54.

25. Timoney S.G. Variable compression ratio diesel engine//lntersoc. Convers. Eng. Conf.,Boston, Mass., 1971/New York, N.Y. -1971. P. 353-356.

26. Пат. 3209736 США, НКИ 123—48. Engine/Witzky J. E.

27. A small swing-beam diesel engine under development//Mot. Ship. 1978. -58.-№ 691.-P. 95.

28. Meriwether R.F. Piston Turbine compound engine. Gas & Oil Power., Febr. 1964, S. 50-52.

29. Jante A. Kraftstoffverbrauchssenkung von Verbrennungsmotoren durch kinematische Mittel //Automobile Industrie. 1980. - № 1. - S. 61-65.

30. Пат. DE 2912454 C2 ФРГ, МКИ F16H21/32. Getriebe zwischen einer hin- und hergehhenden Stange und einer mit einer Kurbal versehenen Welle/ VetterW.

31. A.c. 35544 НРБ, МКИ F02B 75/24. Двигател с вътрешно горене/ Колев Н.Т.

32. Пат. 4517932 США, МКИ F02B 75/06. Paired beam engines and pumps/Nason M. L.

33. Пат. 4274367 США, МКИ F02B 75/06. Reciprocating piston beam engine/Gerber A., Sparru F.

34. Пат. 2030608 Россия, F02B75/06, 75/18. Двигатель внутреннего сгорания/ Тер-Мкртичьян Г.Г., Кутенев В.Ф., Никитин А.А.

35. Кутенев В.Ф., Тер-Мкртичьян Г.Г., Исавнин Г.С. Особенности кинематики и динамики траверсно-балансирных двигателей// Исследование, конструирование и расчет тепловых двигателей внутреннего сгорания: Сб. научн. тр./НАМИ. 1993. - С. 46-74.

36. Пат. 2005000 США. 74-40, Differential Motor/ Miller L., 18.07.31.

37. Гуськов Г., Улыбин Н. Двигатели с необычными схемами. М., «Знание», 1968, 95 с.

38. Пат. 3633429 США, МКИ F02B 75/32. Piston Stroke Control Mechanism/Olson T.N., 11.01.72.

39. Poliot H.N., Delameter W.R., Robinson C.W. Avariable-Displacement SI Engine. SAE Congress 1977. - № 770114. - 19 pp.

40. Пат. 4437438 США, МКИ F02B 75/04. Internal Combustion Engine Having Automatic Compression Control/Crise G,W., 20.11.78.

41. Пат. 4173202 США, МКИ F02B 75/32. Reciprocating Piston Engine/ Mederer G., 10.08.81.

42. Пат. 2531702 Франция, МКИ F02B 75/32. Moteor a combustion interne Engine/ Brue R., 10.05.85.

43. Пат. 4517931 США, МКИ F02B 75/04. Variable Stroke Engine/ Nelson C.D., 21.05.85.

44. Пат. 4738105 США, МКИ F02G 1/04. Compact Crank Drive Mechanism with Guided Pistons/ Ross M.A., 19.04.88.

45. Кутенев В.Ф., Тер-Мкртичьян Г.Г. Повышение технического уровня автомобильных дизелей за счет регулирования степени сжатия. В сб.: Исследования, конструирование и расчет тепловых двигателей внутреннего сгорания. М., Изд. НАМИ, 1989, с.7-17.

46. Пат. DE 4437132 А1 Германия, МКИ F02B75/32. Verbrennungskrafmaschine mit variablem Verdichtungverhaltnis/ Bolig С., Hermanns H.J., Shellhase Т., Widmann F./ FEV Motorentechnik GmbH, 18.10.94.

47. Пат. DE 4312951 А1 Германия, МКИ F02B75/32. Kinematik an Kolbenhubmaschine/ Bart D., Kampmann H.J., Weckner U./ IFA Motorenewrke Nordhausen GmbH, 21.04.93.

48. Пат. DE 19504735 А1 Германия, МКИ F02B75/32. Kubeltrieb zum Verandern des Verdichtungverhaltnis einer Brennkraftmaschine/ Prosser D., 06.02.95.

49. Пат. 2807105 Франция, МКИ F02B75/32. Moteur a Combustion Interne, a Rapport Volumetrique et a Cylindree Variables/ Beroff J./Peugeot Citroen Automobiles, 04.04.2000.

50. EP 1160430A2, МКИ F02B75/32. Internal combustion engine with a supercharger and an improved piston crank mechanism/ Aoyama S., Arai Т., Moteki R./ Nissan Motor Co, 31.05.2001.

51. ЕР 118005882, МКИ F02B75/32. Piston crank mechanism of reciprocating internal combustion engine/ Hiyosuke R., Arai Т./ Nissan Motor Co, 07.08.2001.

52. Пат. 3176671 США, НКИ 123—197. Internal combustion engine/ Stinebaugh D., 12.11.68.

53. Siegla D.C., Siewert R.M. The variable Stroke Engine Problems and Promises//SAE Prepr. - 1978. - № 780700. - 11 pp.

54. Witte S. Tangentialkurbelgetriebe//Konstruktion. 1988. - 40. - № 12. - S. 475-479.

55. Яманин А.И. Расчет на ЭВМ кинематики рычажного механизма, регулирующего степень сжатия двигателя/Яросл. политехи, ин-т. -Ярославль, 1987.-39 с. Деп. в НИИНАвтопром 05.02.87, № 1484-ап 87.1. К главе 2

56. Сорочан Ю.П., Тер-Мкртичьян Г.Г. Зарубежные дизельные двигатели высокой приспособляемости. ЭИ «Конструкции автомобилей», М., 1980, № 9 (НИИНавтопром), с. 38-49.

57. Ханин Н.С., Левит М.С., Тер-Мкртичьян Г.Г., Тартаковский Л.М, Иванов А.В., Левит С.М. Зарубежные дизельные двигатели для большегрузных автомобилей. М., НИИНавтопром, 1983, 56 с.

58. Озимов П.Л., Тер-Мкртичьян Г.Г. Снижение номинальной частоты вращения коленчатого вала как средство повышения топливной экономичности и ресурса автомобильного дизеля //Труды НАМИ.- М.- 1983.-вып. 189,-С. 22-33.

59. Ханин Н.С., Тер-Мкртичьян Г.Г. Понижение скоростного режима двигателей резерв улучшения их топливной экономичности и технического уровня//Автомоб. Пром., - 1983. - №9, С. 4-7.

60. Тер-Мкртичьян Г.Г. Оптимизация рабочих режимов дизеля 8ЧН 14/14 /Яруды НАМИ.- М.- 1983.- вып. 189.- С. 54-64.

61. Тер-Мкртичьян Г.Г. Принципы создания систем турбонаддува и топливоподачи дизелей с пониженным скоростным режимом. В сб.: Исследования, конструирование и расчет тепловых двигателей внутреннего сгорания. М., Изд. НАМИ, 1986, с.35-49.

62. Зленко М.А Повышение топливной экономичности автомобильных двигателей за счет отключения цилиндров: Дис. . канд. техн. Наук. М., 1986.-220 с.

63. Schomers J. etc. Der neue 12-Zylinder-Motor von Mercedes-Benz. Aahener Kolloquium Fahrzeug-und Motorentechnic, 8,1999, 1-10.

64. Cylinder cut-off system//Automotive Eng. 1982, - 48. - №6, 42-44.

65. Зленко M.A., Кутенев В.Ф. Особенности конструкции двигателей аксиальной компоновки: Учеб пособие/МАМИ. М. -44 с.

66. Зленко М.А., Кутенев В.Ф. Аксиальный ДВС: новый взгляд на старую идею//Автомоб. Пром-сть. 1992. - №6. - С. 9 - 12.

67. Кутенев В.Ф., А.И. Яманин, М.А. Зленко Аксиально-поршневые двигатели с переменными степенью сжатия и рабочим объемом. НАМИ, 304 с.

68. Кутенев В.Ф., Тер-Мкртичьян Г.Г. Повышение технического уровня автомобильных дизелей за счет регулирования степени сжатия. В сб.: Исследования, конструирование и расчет тепловых двигателей внутреннего сгорания. М., Изд. НАМИ, 1989, с.7-17.

69. Kutenev V.F., Тег-Mkrtichian G.G., Zlenko М.А. Developing non-traditional design engines// OECD Documents, "Towards clean and fuel efficient automobiles", Proceedings of an International Conference, Berlin 25-27 March 1991, p. 424-428.

70. Тер-Мкртичьян Г.Г. Т-01 дизель с управляемым движением поршней//Автомобильная промышленность.- 1992.- №4.- С. 25-27.

71. Кутенев В.Ф., Тер-Мкртичьян Г.Г. О регулировании рабочего процесса и степени сжатия в дизеле. В сб.: Проблемы конструкции двигателей и экология. М., Изд. НАМИ, 1998, с.57-72.

72. Тер-Мкртичьян Г.Г. Новые возможности воздействия на рабочий процесс двигателя за счет управления движением поршней. В сб.: Проблемы конструкции двигателей. М., Изд. НАМИ, 1998, с.79-90.

73. Тер-Мкртичьян Г.Г. Изменение параметров камеры сгорания в двигателе с управляемым движением поршней//Проблемы конструкции двигателей и экология: Сб. науч. Тр. /НАМИ.-1999.-Вып. 224.-С. 39-60.

74. Тер-Мкртичьян Г.Г., Кутенев В.Ф. Улучшение экологических показателей дизеля за счет регулирования степени сжатия//Автомобильные и тракторные двигатели. Межвузовский сборник научных трудов. Выпуск XVI.-М. МАМИ. 1999.-С. 108-124.

75. Koutenev V., Ter-Mkrtichian G., Zlenko M. Economic and Ecological Parameters of Automobile Engines Improvement at Compression Ratio Variation. Seoul 2000 FISITA World Automotive Congress, June 12-15, 2000, Seoul, Korea, Paper No: F2000H214.

76. Рикардо Г.Р. Быстроходные двигатели внутреннего сгорания. М.: Машгиз, 1960. -410 с.

77. Ханин Н.С., Ванин В.К., Тер-Мкртичьян Г.Г., Исаев Л.А. Вопросы совершенствования процессов форсированных автомобильных дизелей //Труды НАМИ.- М.-1979.- вып. 176.- С. 92-116.

78. Озимов П.Л., Тер-Мкртичьян Г.Г. Влияние степени форсирования автомобильного дизеля с газотурбинным наддувом на его технико-экономические показатели //Труды НАМИ.- М.- 1982.- вып. 186.- С. 72-75.

79. Ханин Н.С., Тер-Мкртичьян Г.Г., Тартаковский Л.М., Токарь В.В. Вопросы повышения топливной экономичности дизелей грузовых автомобилей. В сб.: Исследования, конструирование и расчет тепловых двигателей внутреннего сгорания. М., Изд. НАМИ, 1984, с.16-28.

80. Automotive Handbook. Robert Bosch GmbH, 5th Edition, 2000.

81. Толстов А.И. К теории рабочего процесса быстроходного двигателя с воспламенением от сжатия. Двигатели с воспламенением от сжатия, ЦНИИДИ ВНИТОЭ, Вып. 18, Машгиз, 1951.

82. Портнов Д.А. Быстроходные турбопоршневые двигатели с воспламенением от сжатия. М., Машгиз, 1963, 638 с.к главе 4

83. Кутенев В.Ф., Тер-Мкртичьян Г.Г. О регулировании рабочего процесса и степени сжатия в дизеле. В сб.: Проблемы конструкции двигателей и экология. М., Изд. НАМИ, 1998, с.57-72.

84. Дъяченко Н.Х. и др. Теория двигателей внутреннего сгорания. Л.: Машиностроение, 1974. - 551 с.к главе 7

85. Siegla D.S. etc. The Variable Stroke Engine Problems and Promises// SAE Techn. Pap. Ser. No 780700. Aug. 1978.

86. Мацкерле Ю. Современный экономичный автомобиль. М. : Машиностроение, 1987. 320 с.