К газодинамическому наддуву относят способы повышения плотности заряда на впуске за счёт использования:
· кинетической энергии воздуха, движущегося относительно приемного устройства, в котором она при торможении потока преобразуется в потенциальную энергию давления – скоростной наддув ;
· волновых процессов во впускных трубопроводах – .
В термодинамическом цикле двигателя без наддува начало процесса сжатия происходит при давлении p 0 , (равному атмосферному). В термодинамическом цикле поршневого двигателя с газодинамическим наддувом начало процесса сжатия происходит при давлении p k , вследствие повышения давления рабочего тела вне цилиндра от p 0 до p k . Это связано с преобразованием кинетической энергии и энергии волновых процессов вне цилиндра в потенциальную энергию давления.
Одним из источников энергии для повышения давления в начале сжатия может быть энергия набегающего потока воздуха, что имеет место при движении самолета, автомобиля и др. средств. Соответственно наддув в этих случаях называют скоростным.
Скоростной наддув основан на аэродинамических закономерностях преобразования скоростного напора потока воздуха в статическое давление. Конструктивно он реализуется в виде диффузорного воздухозаборного патрубка, направленного навстречу потоку воздуха при движении транспортного средства. Теоретически повышение давления Δp k =p k - p 0 зависит от скорости c н и плотности ρ 0 набегающего (двигающегося) потока воздуха
Скоростной наддув находит применение в основном на самолетах с поршневыми двигателями и спортивных автомобилях, где скорости движения больше 200 км/ч (56 м/с).
Следующие разновидности газодинамического наддува двигателей основаны на использовании инерционных и волновых процессов во впускной системе двигателя.
Инерционный или динамический наддув имеет место при относительно большой скорости движения свежего заряда в трубопроводе c тр. В этом случае уравнение (2.1) принимает вид
где ξ т – коэффициент, учитывающий сопротивления движению газа по длине и местные.
Реальная скорость c тр потока газа во впускных трубопроводах, во избежание повышенных аэродинамических потери и ухудшения наполнения цилиндров свежим зарядом, не должна превышать 30…50 м/с.
Периодичность процессов в цилиндрах поршневых двигателей является причиной колебательных динамических явлений в газовоздушных трактах. Эти явления могут быть использованы для существенного улучшения основных показателей двигателей (литровой мощности и экономичности.
Инерционные процессы всегда сопровождаются волновыми процессами (колебаниями давления), возникающими в результате периодического открытия и закрытия впускных клапанов системы газообмена, а также возвратно-поступательного движения поршней.
На начальном этапе впуска во впускном патрубке перед клапаном создается разрежение, и соответствующая волна разрежения, достигая противоположного конца индивидуального впускного трубопровода, отражается волной сжатия. Путем подбора длины и проходного сечения индивидуального трубопровода можно добиться прихода этой волны к цилиндру в наиболее благоприятный момент перед закрытием клапана, что позволит существенно увеличить коэффициент наполнения , а следовательно, крутящий момент M e двигателя.
На рис. 2.1. приведена схема настроенной впускной системы. Через впускной трубопровод, минуя дроссельную заслонку, воздух поступает в приемный ресивер, а из него– впускные трубопроводы настроенной длины к каждому из четырех цилиндров.
На практике это явление использовано в зарубежных двигателях (рис. 2.2), а также отечественных двигателях для легковых автомобилей с настроенными индивидуальными впускными трубопроводами (например, двигатели ЗМЗ), а также на дизеле 2Ч8,5/11 стационарного электрогенератора, имеющего один настроенный трубопровод на два цилиндра.
Наибольшая эффективность газодинамического наддува имеет место при длинных индивидуальных трубопроводах. Давление наддува зависит от согласования частоты вращения двигателя n , длины трубопровода L тр и угла
запаздывания закрытия впускного клапана (органа) φ a . Эти параметры связаны зависимостью
где – местная скорость звука; k =1,4 – показатель адиабаты; R = 0,287 кДж/(кг∙град.); T – средняя температура газа за период наддува.
Волновые и инерционные процессы могут обеспечивать заметное увеличение заряда в цилиндр при больших открытиях клапана или в виде повышения дозарядки в такте сжатия. Реализация эффективного газодинамического наддува возможна только для узкого диапазона частоты вращения двигателя. Сочетание фаз газораспределения и длины впускного трубопровода должно обеспечивать наибольший коэффициент наполнения. Такой подбор параметров называют настройкой впускной системы. Она позволяет увеличить мощность двигателя на 25…30%. Для сохранения эффективности газодинамического наддува в более широком диапазоне частот вращения коленчатого вала могут быть использованы различные способы, в частности:
· применение трубопровода с изменяемой длиной l тр (например, телескопического);
· переключение с короткого трубопровода на длинный;
· автоматическое регулирование фаз газораспределения и др.
Однако применение газодинамического наддува для форсирования двигателя связано с определенными проблемами. Во-первых, не всегда имеется возможность рационально скомпоновать достаточно протяженные настроенные впускные трубопроводы. Особенно это трудно сделать для низкооборотных двигателей, поскольку с уменьшением частоты вращения длина настроенных трубопроводов увеличивается. Во-вторых, фиксированная геометрия трубопроводов дает динамическую настройку лишь в некотором, вполне определенном диапазоне скоростного режима работы.
Для обеспечения эффекта в широком диапазоне применяют плавную или ступенчатую регулировку длины настроенного тракта при переходе с одного скоростного режима на другой. Ступенчатое регулирование с помощью специальных клапанов или поворотных заслонок считается более надежным и успешно применяется в автомобильных двигателях многих зарубежных фирм. Чаще всего используют регулирование с переключением на две настроенные длины трубопровода (рис. 2.3).
В положении закрытой заслонки соответствующему режиму до 4000 мин -1 , подача воздуха из впускного ресивера системы осуществляется по длинному пути (см. рис. 2.3). В результате (по сравнению с базовым вариантом двигателя без газодинамического наддува) улучшается протекание кривой крутящего момента по внешней скоростной характеристике (на некоторых частотах от 2500 до 3500 мин -1 крутящий момент возрастает в среднем на 10…12 %). С повышением частоты вращения n > 4000 мин -1 подача переключается на короткий путь и это позволяет увеличить мощность N e на номинальном режиме на 10 %.
Существуют и более сложные всережимные системы. Например, конструкции с трубопроводами, охватывающими цилиндрический ресивер с поворотным барабаном, имеющим окна для сообщения с трубопроводами (рис. 2.4). При повороте цилиндрического ресивера 1 против хода часовой стрелки длина трубопровода увеличивается и наоборот, при повороте по часовой стрелке – уменьшается. Однако реализация этих способов значительно усложняет конструкцию двигателя и снижает его надежность.
В многоцилиндровых двигателях с обычными трубопроводами эффективность газодинамического наддува снижается, что обусловлено взаимным влиянием процессов впуска в различные цилиндры. На автомобильных двигателях впускные системы «настраивают» обычно на режим максимального крутящего момента для повышения его запаса.
Эффект газодинамического наддува можно также получить соответствующей «настройкой» выпускной системы. Этот способ находит применение на двухтактных двигателях.
Для определения длины L тр и внутреннего диаметра d (или проходного сечения) настраиваемого трубопровода необходимо проводить расчеты с использованием численных методов газовой динамики, описывающих нестационарное течение, совместно с расчетом рабочего процесса в цилиндре. Критерием при этом является прирост мощности,
крутящего момента или снижение удельного расхода топлива. Эти расчеты весьма сложны. Более простые методы определения L тр и d основаны на результатах экспериментальных исследований.
В результате обработки большого числа экспериментальных данных для выбора внутреннего диаметра d настраиваемого трубопровода предлагается следующая зависимость:
где (μF щ) max – наибольшее значение эффективной площади проходного сечения щели впускного клапана. Длина L тр настраиваемого трубопровода может быть определена по формуле:
Заметим, что применение разветвленных настроенных систем типа общая труба – ресивер - индивидуальные трубы оказалось весьма эффективным в сочетании с турбонаддувом.
Использование резонансных выхлопных труб на моторных моделях всех классов позволяет резко повысить спортивные результаты соревнований. Однако геометрические параметры труб определяются, как правило, методом проб и ошибок, поскольку до настоящего времени не существует ясного понимания и четкого толкования процессов, происходящих в этих газодинамических устройствах. А в немногочисленных источниках информации по этому поводу приводятся противоречивые выводы, имеющие произвольную трактовку.
Для детального исследования процессов в трубах настроенного выхлопа была создана специальная установка. Она состоит из стенда для запуска двигателей, переходника мотор - труба со штуцерами для отбора статического и динамического давления, двух пьезоэлектрических датчиков, двухлучевого осциллографа С1-99, фотоаппарата, резонансной выхлопной трубы от двигателя R-15 с «телескопом» и самодельной трубы с чернением поверхности и дополнительной теплоизоляцией.
Давление в трубах в районе выхлопа определялось следующим образом: мотор выводился на резонансные обороты (26000 об/мин), данные с присоединенных к штуцерам отбора давления пьезоэлектрических датчиков выводились на осциллограф, частота развертки которого синхронизирована с частотой вращения двигателя, и осциллограмма регистрировалась на фотопленку.
После проявления пленки в контрастном проявителе изображение переносилось на кальку в масштабе экрана осциллографа. Результаты для трубы от двигателя R-15 приведены на рисунке 1 и для самодельной трубы с чернением и дополнительной теплоизоляцией - на рисунке 2.
На графиках:
Р дин - динамическое давление, Р ст - статическое давление. ОВО - открытие выхлопного окна, НМТ - нижняя мертвая точка, ЗВО - закрытие выхлопного окна.
Анализ кривых позволяет выявить распределение давления на входе резонансной трубы в функции фазы поворота коленвала. Повышение динамического давления с момента открытия выхлопного окна с диаметром выходного патрубка 5 мм происходит для R-15 приблизительно до 80°. А его минимум находится в пределах 50° - 60° от нижней мертвой точки при максимальной продувке. Повышение давления в отраженной волне (от минимума) в момент закрытия выхлопного окна составляет около 20% от максимального значения Р. Запаздывание в действии отраженной волны выхлопных газов - от 80 до 90°. Для статического давления характерно повышение в пределах 22° с «плато» на графике вплоть до 62° от момента открытия выхлопного окна, с минимумом, находящимся в 3° от момента нижней мертвой точки. Очевидно, что в случае использования аналогичной выхлопной трубы колебания продувки происходят в 3°… 20° после нижней мертвой точки, а отнюдь не в 30° после открытия выхлопного окна, как считалось ранее.
Данные исследования самодельной трубы отличаются от данных R-15. Повышение динамического давления до 65° от момента открытия выхлопного окна сопровождается минимумом, расположенным в 66° после нижней мертвой точки. При этом повышение давления отраженной волны от минимума составляет около 23%. Запаздывание в действии выхлопных газов меньше, что связано, вероятно, с увеличением температуры в теплоизолированной системе, и составляет около 54°. Колебания продувки отмечаются в 10° после нижней мертвой точки.
Сравнивая графики, можно заметить, что статическое давление в теплоизолированной трубе в момент закрытия выхлопного окна меньше, чем в R-15. Однако динамическое давление имеет максимум отраженной волны в 54° после закрытия выхлопного окна, а в R-15 этот максимум сдвинут на целых 90“! Отличия связаны с разницей в диаметрах выхлопных патрубков: на R-15, как уже указывалось, диаметр равен 5 мм, а на теплоизолированной - 6,5 мм. Кроме того, за счет более совершенной геометрии трубы R-15 коэффициент восстановления статического давления у нее больше.
Коэффициент полезного действия резонансной выхлопной трубы в значительной мере зависит от геометрических параметров самой трубы, сечения выхлопного патрубка двигателя, температурного режима и фаз газораспределения.
Применение контротражателей и подбор температурного режима резонансной выхлопной трубы позволит сместить максимум давления отраженной волны выхлопных газов к моменту закрытия выхлопного окна и таким образом резко увеличить эффективность ее действия.
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Размещено на http://www.allbest.ru/
Федеральное агентство по образованию
ГОУ ВПО «Уральский государственный технический университет - УПИ имени первого Президента России Б.Н. Ельцина»
На правах рукописи
Диссертация
на соискание ученой степени кандидата технических наук
Газодинамика и локальная теплоотдача во впускной системе поршневого ДВС
Плотников Леонид Валерьевич
Научный руководитель:
доктор физико-математическихнаук,
профессор Жилкин Б.П.
Екатеринбург 2009
поршневой двигатель газодинамика впускная система
Диссертация состоит из введения, пяти глав, заключения, списка литературы, включающего 112 наименований. Она изложена на 159 страницах компьютерного набора в программе MS Word и снабжена по тексту 87 рисунками и 1 таблицей.
Ключевые слова: газодинамика, поршневой ДВС, впускная система, поперечное профилирование, расходные характеристики, локальная теплоотдача, мгновенный локальный коэффициент теплоотдачи.
Объектом исследования являлось нестационарный воздушный поток во впускной системе поршневого двигателя внутреннего сгорания.
Цель работы - установление закономерностей изменения газодинамических и тепловых характеристик процесса впуска в поршневом ДВС от геометрических и режимных факторов.
Показано, что путем размещения профилированных вставок можно в сравнение с традиционным каналом постоянного круглого сечения приобрести ряд преимуществ: увеличение объемного расхода воздуха, поступающего в цилиндр; возрастание крутизны зависимости V от числа оборотов коленчатого вала n в рабочем диапазоне частот вращения при «треугольной» вставке или линеаризацию расходной характеристики во всем диапазоне чисел оборотов вала, а также подавление высокочастотных пульсаций воздушного потока во впускном канале.
Установлены значительные отличия в закономерностях изменения коэффициентов теплоотдачи х от скорости w при стационарном и пульсирующем течениях воздуха во впускной системе ДВС. Аппроксимацией экспериментальных данных были получены уравнения для расчета локального коэффициента теплоотдачи во впускном тракте ДВС, как для стационарного течения, так и для динамического пульсирующего потока.
Введение
1. Состояние проблемы и постановка задач исследования
2. Описание экспериментальной установки и методов измерения
2.2 Измерение частоты вращения и угла поворота коленчатого вала
2.3 Измерение мгновенного расхода всасываемого воздуха
2.4 Система для измерения мгновенных коэффициентов теплоотдачи
2.5 Система сбора данных
3. Газодинамика и расходные характеристики процесса впуска в двигателе внутреннего сгорания при различных конфигурациях впускной системы
3.1 Газодинамика процесса впуска без учета влияния фильтрующего элемента
3.2 Влияние фильтрующего элемента на газодинамику процесса впуска при различных конфигурациях впускной системы
3.3 Расходные характеристики и спектральный анализ процесса впуска при различных конфигурациях впускной системы с разными фильтрующими элементами
4. Теплоотдача во впускном канале поршневого двигателя внутреннего сгорания
4.1 Тарировка измерительной системы для определения локального коэффициента теплоотдачи
4.2 Локальный коэффициент теплоотдачи во впускном канале двигателя внутреннего сгорания при стационарном режиме
4.3 Мгновенный локальный коэффициент теплоотдачи во впускном канале двигателя внутреннего сгорания
4.4 Влияние конфигурации впускной системы двигателя внутреннего сгорания на мгновенный локальный коэффициент теплоотдачи
5. Вопросы практического применения результатов работы
5.1 Конструктивное и технологическое исполнение
5.2 Энерго- и ресурсосбережение
Заключение
Список литературы
Перечень основных обозначений и сокращений
Все символы поясняются при первом их применении в тексте. Ниже приводится лишь перечень только наиболее употребляемых обозначений:
d -диаметр труб, мм;
d э - эквивалентный (гидравлический) диаметр, мм;
F - площадь поверхности, м 2 ;
i - сила тока, А;
G - массовый расход воздуха, кг/с;
L - длина, м;
l - характерный линейный размер, м;
n - частота вращения коленчатого вала, мин -1 ;
р - атмосферное давление, Па;
R - сопротивление, Ом;
T - абсолютная температура, К;
t - температура по шкале Цельсия, о С;
U - напряжение, В;
V - объемный расход воздуха, м 3 /с;
w - скорость потока воздуха, м/с;
Коэффициент избытка воздуха;
г - угол, град.;
Угол поворота коленчатого вала, град., п.к.в.;
Коэффициент теплопроводности, Вт/(м К);
Коэффициент кинематической вязкости, м 2 /с;
Плотность, кг/м 3 ;
Время, с;
Коэффициент сопротивления;
Основные сокращения:
п.к.в. - поворота коленчатого вала;
ДВС - двигатель внутреннего сгорания;
ВМТ - верхняя мертвая точка;
НМТ - нижняя мертва точка
АЦП - аналого-цифровой преобразователь;
БПФ - быстрое преобразование Фурье.
Числа подобия:
Re=wd/ - число Рейнольдса;
Nu=d/ - число Нуссельта.
Введение
Основной задачей в развитии и совершенствовании поршневых двигателей внутреннего сгорания является улучшение наполнения цилиндра свежим зарядом (или другими словами повышение коэффициента наполнения двигателя). В настоящее время развитие ДВС достигло такого уровня, что улучшение какого-либо технико-экономического показателя хотя бы на десятую долю процента с минимальными материальными и временными затратами является настоящим достижением для исследователей или инженеров. Поэтому для достижения поставленной цели исследователи предлагают и используют разнообразные способы среди самых распространенных можно выделить следующие: динамический (инерционный) наддув, турбонаддув или нагнетатели воздуха, впускной канал переменной длины, регулирование механизма и фаз газораспределения, оптимизация конфигурации впускной системы. Применение этих способов позволяет улучшить наполнение цилиндра свежим зарядом, что в свою очередь повышает мощность двигателя и его технико-экономические показатели.
Однако использование большинства из рассматриваемых способов требуют значительных материальных вложений и существенной модернизации конструкции впускной системы и двигателя в целом. Поэтому одним из самых распространенных, но не самым простым, на сегодняшний день способов повышения коэффициента наполнения является оптимизация конфигурации впускного тракта двигателя. При этом исследование и совершенствование впускного канала ДВС чаще всего выполняется методом математического моделирования или статическими продувками впускной системы. Однако эти способы не могут дать корректных результатов на современном уровне развития двигателестроения, поскольку, как известно, реальный процесс в газовоздушных трактах двигателей является трехмерным неустановившимся со струйным истечением газа через щель клапана в частично заполненное пространство цилиндра переменного объема. Анализ литературы показал, что информация по процессу впуска в реальном динамическом режиме практически отсутствует.
Таким образом, достоверные и корректные газодинамические и теплообменные данные по процессу впуска можно получить исключительно при исследованиях на динамических моделях ДВС или реальных двигателях. Только такие опытные данные могут дать необходимую информацию для совершенствования двигателя на современном уровне.
Целью работы является установление закономерностей изменения газодинамических и тепловых характеристик процесса наполнения цилиндра свежим зарядом поршневого ДВС от геометрических и режимных факторов.
Научная новизна основных положений работы заключается в том, что автором впервые:
Установлены амплитудно-частотные характеристики пульсационных эффектов, возникающие в потоке во впускном коллекторе (трубе) поршневого ДВС;
Разработан способ увеличения расхода воздуха (в среднем на 24 %), поступающего в цилиндр с помощью профилированных вставок во впускном коллекторе, что приведет к повышению удельной мощности двигателя;
Установлены закономерности изменения мгновенного локального коэффициента теплоотдачи во впускной трубе поршневого ДВС;
Показано, что применение профилированных вставок снижает подогрев свежего заряда при впуске в среднем на 30 %, что улучшит наполнение цилиндра;
Обобщены в виде эмпирических уравнений полученные экспериментальные данные по локальной теплоотдаче пульсирующего потока воздуха во впускном коллекторе.
Достоверность результатов основывается на надежности экспериментальных данных, полученных сочетанием независимых методик исследования и подтвержденных воспроизводимостью результатов опытов, их хорошим согласованием на уровне тестовых опытов с данными других авторов, а также применением комплекса современных методов исследования, подбором измерительной аппаратуры, ее систематической проверкой и тарировкой.
Практическая значимость. Полученные экспериментальные данные создают основу для разработки инженерных методик расчета и проектирования впускных систем двигателей, а также расширяют теоретические представления о газодинамике и локальной теплоотдаче воздуха в процессе впуска в поршневых ДВС. Отдельные результаты работы приняты к реализации на ООО «Уральский дизель-моторный завод» при проектировании и модернизации двигателей 6ДМ-21Л и 8ДМ-21Л.
Методики определения расхода пульсирующего потока воздуха во впускной трубе двигателя и интенсивности мгновенной теплоотдачи в ней;
Экспериментальные данные по газодинамике и мгновенному локальному коэффициенту теплоотдачи во впускном канале ДВС в процессе впуска;
Результаты обобщения данных по локальному коэффициенту теплоотдачи воздуха во впускном канале ДВС в виде эмпирических уравнений;
Апробация работы. Основные результаты исследований, изложенных в диссертации, докладывались и были представлены на «Отчетных конференциях молодых ученых», г. Екатеринбург, УГТУ-УПИ (2006 - 2008); научных семинарах кафедр «Теоретическая теплотехника» и «Турбины и двигатели», г. Екатеринбург, УГТУ-УПИ (2006 - 2008); научно-технической конференции «Повышение эффективности силовых установок колесных и гусеничных машин», г. Челябинск: Челябинское высшее военное автомобильное командно-инженерное училище (военный институт) (2008); научно-технической конференции «Развитие двигателестроения в России», г. Санкт-Петербург (2009); на научно-техническом совете при ООО «Уральский дизель-моторный завод», г. Екатеринбург (2009); на научно-техническом совете при ОАО «НИИ автотракторной техники», г. Челябинск (2009).
Диссертационная работа была выполнена на кафедрах «Теоретическая теплотехника и «Турбины и двигатели».
1. Обзор современного состояния исследования впускных систем поршневых ДВС
На сегодняшний день существует большое количество литературы , в которой рассматривается конструктивное исполнение различных систем поршневых двигателей внутреннего сгорания, в частности, отдельных элементов впускных систем ДВС. Однако в ней практически отсутствует обоснование предлагаемых конструктивных решений путем анализа газодинамики и теплообмена процесса впуска. И только в отдельных монографиях приводятся экспериментальные или статистические данные по результатам эксплуатации, подтверждающие целесообразность того или иного конструктивного исполнения. В связи с этим, можно утверждать, что до недавнего времени уделялось недостаточное внимание исследованию и оптимизации впускных систем поршневых двигателей.
В последние десятилетия в связи с ужесточением экономических и экологических требований к двигателям внутреннего сгорания, исследователи и инженеры начинают уделять все больше внимания совершенствованию впускных систем как бензиновых, так и дизельных двигателей, полагая, что их рабочие характеристики в значительной степени зависят от совершенства процессов, протекающих в газовоздушных трактах.
1.1 Основные элементы впускных систем поршневых ДВС
Впускная система поршневого двигателя, в общем случае, состоит из воздушного фильтра, впускного коллектора (или впускной трубы), головки цилиндров, которая содержит впускные и выпускные каналы, а также клапанный механизм. В качестве примера на рисунке 1.1 показана схема впускной системы дизеля ЯМЗ-238.
Рис. 1.1. Схема впускной системы дизеля ЯМЗ-238: 1 - впускной коллектор (труба); 2 - резиновая прокладка; 3,5 - подсоединительные патрубки; 4 - поранитовая прокладка; 6 - шланг; 7 - воздушный фильтр
Выбор оптимальных конструктивных параметров и аэродинамических характеристик впускной системы предопределяют получение эффективного рабочего процесса и высокого уровня выходных показателей двигателей внутреннего сгорания .
Кратко рассмотрим каждый составной элемент впускной системы и его основные функции.
Головка цилиндров является одной из самых сложных и важных элементов в двигателе внутреннего сгорания. От правильного выбора формы и размеров основных элементов (в первую очередь, впускных и выпускных клапанов и каналов) во многом зависит совершенство процессов наполнения и смесеобразования.
Головки цилиндров, в основном, изготавливают с двумя или четырьмя клапанами на цилиндр. Преимущества двухклапанной конструкции заключаются в простоте технологии изготовления и конструктивной схемы, в меньших конструктивной массе и стоимости, числе подвижных деталей в механизме привода, затратах на обслуживание и ремонт .
Достоинства четырехклапанных конструкций состоит в лучшем использовании площади, ограниченной контуром цилиндра, для проходных площадей горловин клапанов, в более эффективном процессе газообмена, в меньшей термической напряженности головки вследствие более равномерного ее теплового состояния, в возможности центрального размещения форсунки или свечи, что повышает равномерность теплового состояния деталей поршневой группы .
Существуют и другие конструкции головок цилиндров, например, с тремя впускными клапанами и одним или двумя выпускными на цилиндр. Однако такие схемы применяются относительно редко, в основном, в высокофорсированных (гоночных) двигателях.
Влияние числа клапанов на газодинамику и теплоотдачу во впускном тракте в целом практически не изучено.
Наиболее важные элементы головки цилиндров с точки зрения их влияния на газодинамику и теплообмен процесса впуска в двигателе - типы впускных каналов.
Одним из способов оптимизации процесса наполнения является профилирование впускных каналов в головке цилиндров. Существует большое разнообразие форм профилирования с целью обеспечения направленного движения свежего заряда в цилиндре двигателя и улучшения процесса смесеобразования, наиболее подробно они описаны в .
В зависимости от вида процесса смесеобразования впускные каналы выполняют однофункциональными (безвихревыми), обеспечивающими только наполнение цилиндров воздухом, или двухфункциональными (тангенциальными, винтовыми или иного типа), используемыми для впуска и закрутки воздушного заряда в цилиндре и камере сгорания.
Обратимся к вопросу об особенностях конструкции впускных коллекторов бензиновых и дизельных двигателей. Анализ литературы показывает, что впускному коллектору (или впускной трубе) уделяется мало внимания, и зачастую он рассматривается только как трубопровод для подвода воздуха или топливовоздушной смеси в двигатель .
Воздушный фильтр является неотъемлемой частью впускной системы поршневого ДВС. Следует отметить, что в литературе больше внимания уделяется конструкции, материалам и сопротивлению фильтрующих элементов, и при этом практически не рассматривается влияние фильтрующего элемента на газодинамические и теплообменные показатели, а также расходные характеристики поршневого ДВС.
1.2 Газодинамика течения во впускных каналах и методы исследования процесса впуска в поршневых ДВС
Для более точного понимания физической сути результатов, полученных другими авторами, они излагаются одновременно с применяемыми ими теоретическими и экспериментальными методами, поскольку способ и результат находятся в единой органической связи.
Методы исследования впускных систем ДВС можно разделить на две большие группы. К первой группе относятся теоретический анализ процессов во впускной системе, в том числе и их численное моделирование. Ко второй группе отнесем все способы экспериментального изучения процесса впуска.
Выбор методов исследования, оценки и доводки впускных систем определяется поставленными целями, а также имеющимися материальными, экспериментальными и расчетными возможностями.
До настоящего времени нет аналитических методов, позволяющих достаточно точно оценить уровень интенсивности движения газа в камере сгорания, а также решить частные задачи, связанные с описанием движения во впускном тракте и истечения газа из клапанной щели в реальном неустановившемся процессе. Это связано с трудностями описания трехмерного течения газов по криволинейным каналам с внезапными препятствиями, сложной пространственной структурой потока, со струйным истечением газа через щель клапана и частично заполненное пространство цилиндра переменного объема, взаимодействием потоков между собой, со стенками цилиндра и подвижным днищем поршня. Аналитическое определение оптимального поля скоростей во впускной трубе, в кольцевой клапанной щели и распределение потоков в цилиндре осложняется отсутствием точных методов оценки аэродинамических потерь, возникающих при течении свежего заряда во впускной системе и при попадании газа в цилиндр и обтекании его внутренних поверхностей. Известно , что в канале возникают неустойчивые зоны перехода потока из ламинарного в турбулентный режим течения, области отрыва пограничного слоя. Структура потока характеризуется переменным по времени и месту числами Рейнольдса, уровнем нестационарности, интенсивностью и масштабом турбулентности .
Численному моделированию движения воздушного заряда на впуске посвящено много разнонаправленных работ . В них производят моделирование вихревого впускного потока ДВС при открытом впускном клапане, расчет трехмерного потока во впускных каналах головки цилиндра, моделирование потока во впускном окне и цилиндре двигателя, анализ влияния прямоточных и закрученных потоков на процесс смесеобразования и расчетные исследования влияния закручивания заряда в цилиндре дизеля на величину выбросов оксидов азота и индикаторные показатели цикла. Однако только в некоторых из работ численное моделирование подтверждается экспериментальными данным. А исключительно по теоретическим исследованиям сложно судить о достоверности и степени применимости полученных данных. Также стоит подчеркнуть, что почти все численные методы, главным образом, направлены на исследование процессов в уже существующей конструкции впускной системы ДВС на устранение ее недостатков, а не на разработку новых, эффективных конструктивных решений.
Параллельно применяются и классические аналитические методы расчета рабочего процесса в двигателе и отдельно процессов газообмена в нем . Однако в расчетах течения газа во впускных и выпускных клапанах и каналах в основном применяют уравнения одномерного стационарного течения, принимая течение квазистационарным. Поэтому рассматриваемые методы расчета являются исключительно оценочными (приблизительными) и поэтому требуют экспериментального уточнения в лабораторных условиях или на реальном двигателе при стендовых испытаниях. Методы расчета газообмена и основных газодинамических показателей процесса впуска в более сложной постановке развиваются в работах . Однако и они также дают только общие сведения об обсуждаемых процессах, не формируют достаточно полного представления о газодинамических и теплообменных показателях, поскольку они основаны на статистических данных, полученных при математическом моделировании и/или статических продувках впускного тракта ДВС и на методах численного моделирования.
Наиболее точные и достоверные данные по процессу впуска в поршневых ДВС можно получить при исследовании на реальных работающих двигателях.
К первым же исследованиям движения заряда в цилиндре двигателя на режиме провертывания вала можно отнести классические опыты Рикардо и Засса. Риккардо установил в камеру сгорания крыльчатку и регистрировал ее частоту вращения при провертывании вала двигателя. Анемометр фиксировал среднее значение скорости газа за один цикл. Рикардо ввел понятие «вихревое отношение», соответствующее отношению частот вращения крыльчатки, замерявшей вращение вихря, и коленчатого вала. Засс установил пластинку в открытой камере сгорания и регистрировал воздействие на нее потока воздуха. Существуют другие способы использования пластин, связанных с тензо-емкостными или индуктивными датчиками. Однако установка пластинок деформирует вращающийся поток, что и является недостатком подобных методов.
Современное исследование газодинамики непосредственно на двигателях требует специальных средств измерений, которые способны работать при неблагоприятных условиях (шум, вибрация, вращающиеся элементы, высокие температура и давления при сгорании топлива и в выпускных каналах). При этом процессы в ДВС являются высокоскоростными и периодическими, поэтому измерительная аппаратура и датчики должны обладать очень высоким быстродействием. Все это сильно усложняет изучение процесса впуска.
Следует отметить, что в настоящее время методы натурных исследований на двигателях широко применяются, как для изучения течения воздуха во впускной системе и цилиндре двигателя, так и для анализа влияния вихреобразования на впуске на токсичность отработавших газов .
Однако натурные исследования, где одновременно действует большое количество разнообразных факторов не дают возможности проникнуть в детали механизма отдельного явления, не позволяют применять высокоточную, сложную аппаратуру. Все это является прерогативой лабораторных исследований с применением сложных методов.
Результаты изучения газодинамики процесса впуска, полученные при исследовании на двигателях достаточно подробно представлены в монографии .
Из них наибольший интерес представляет осциллограмма изменения скорости потока воздуха во входном сечении впускного канала двигателя Ч10,5/12 (Д 37) Владимирского тракторного завода, которая представлена на рисунке 1.2.
Рис. 1.2. Параметры потока во входном сечении канала: 1 - 30 с -1 , 2 - 25 с -1 , 3 - 20 с -1
Измерение скорости потока воздуха в данном исследовании осуществлялось с помощью термоанемометра, работающего в режиме постоянного тока.
И здесь уместно уделить внимание самому методу термоанемометрии, который благодаря целому ряду достоинств, получил столь широкое распространение в исследованиях газодинамики различных процессов . В настоящее время существуют разнообразные схемы термоанемометров в зависимости от задач и области исследований . Наиболее подробно и полно теория термоанемометрии рассмотрена в . Также следует отметить и большое разнообразие конструкций датчиков термоанемометра , что говорит о широком применении этого метода во всех областях промышленности, в том числе и двигателестроении.
Рассмотрим вопрос о применимости метода термоанемометрии для исследования процесса впуска в поршневых ДВС. Так, небольшие размеры чувствительного элемента датчика термоанемометра не вносят существенных изменений в характер течения воздушного потока; высокая чувствительность анемометров позволяет регистрировать флуктуации величин с малыми амплитудами и большими частотами; простота аппаратной схемы дает возможность легко произвести запись электрического сигнала с выхода термоанемометра с последующей его обработкой на персональном компьютере. При термоанемометрировании используют на режимах провертывания одно-, двух- или трехкомпонентные датчики . В качестве чувствительного элемента датчика термоанемометра обычно применяют нити или пленки тугоплавких металлов толщиной 0,5-20 мкм и длиной 1-12 мм, которые закрепляют на хромовых или хромоникелевых ножках. Последние проходят через фарфоровую двух-, трех- или четырехдырчатую трубку, на которую надевают уплотняемый от прорыва газов металлический корпус , вворачиваемый в головку блока для исследования внутрицилиндрового пространства или в трубопроводы для определения средних и пульсационных составляющих скорости газа.
А теперь вернемся к осциллограмме, показанной на рисунке 1.2. На графике обращает на себя внимание тот факт, что на нем представлено изменение скорости потока воздуха от угла поворота коленчатого вала (п.к.в.) только за такт впуска (?200 град. п.к.в.), тогда как остальная информация по другим тактам как бы «обрезана». Данная осциллограмма получена для частот вращения коленчатого вала от 600 до 1800 мин -1 , тогда как в современных двигателях диапазон рабочих частот вращения гораздо шире: 600-3000 мин -1 . Обращает на себя внимание тот факт, что скорость потока в тракте перед открытием клапана не равна нулю. В свою очередь после закрытия впускного клапана скорость не обнуляется, вероятно, потому что в тракте возникает высокочастотное возвратно-поступательное течение, которое в некоторых двигателях используется для создания динамического (или инерционного наддува).
Поэтому важное значение для понимания процесса в целом представляют данные по изменению скорости потока воздуха во впускном тракте за весь рабочий процесс двигателя (720 град., п.к.в.) и во всем рабочем диапазоне частот вращения коленчатого вала. Эти данные необходимы для совершенствования процесса впуска, поисков путей увеличения величины свежего заряда, поступившего в цилиндры двигателя, и создания систем динамического наддува.
Кратко рассмотрим особенности динамического наддува в поршневых ДВС, который осуществляется разными способами. На процесс впуска влияют не только фазы газораспределения, но и конструкция впускного и выпускного трактов. Движение поршня при такте впуска приводит при открытом впускном клапане к образованию волны противодавления. На открытом раструбе впускного трубопровода эта волна давления встречается с массой неподвижного окружающего воздуха, отражается от нее и движется обратно к впускному трубопроводу. Возникающие вследствие этого колебательный процесс столба воздуха во впускном трубопроводе можно использовать для увеличения наполнения цилиндров свежим зарядом и, тем самым, получить большую величину крутящего момента .
При другом виде динамического наддува - инерционном наддуве каждый впускной канал цилиндра имеет свою отдельную резонаторную трубку соответствующую акустике длины, подсоединенную к сборной камере. В таких резонаторных трубках волны сжатия, идущие от цилиндров, могут распространяться независимо друг от друга. При согласовании длины и диаметра отдельных резонаторных трубок с фазами газораспределения волна сжатия, отражающаяся в конце резонаторной трубки, возвращается через открытый впускной клапан цилиндра, тем самым, обеспечивает его лучшее наполнение .
Резонансный наддув основан на том, что в потоке воздуха во впускном трубопроводе при определенной частоте вращения коленчатого вала возникают резонансные колебания, вызываемые возвратно-поступательным движением поршня. Это при правильной компоновке впускной системы приводит к дальнейшему повышению давления и дополнительному эффекту наддува .
Вместе с тем упомянутые методы динамического наддува действуют в узком диапазоне режимов, требуют весьма сложной и перманентной настройки, поскольку акустические характеристики двигателя при эксплуатации изменяются.
Также данные по газодинамике за весь рабочий процесс двигателя могут быть полезны для оптимизации процесса наполнения и поисков путей увеличения расхода воздуха через двигатель и соответственно его мощности. При этом важное значение имеют интенсивность и масштаб турбулентности воздушного потока, формирующиеся во впускном канале, а также количество вихрей, образующихся за время процесса впуска.
Быстрое движение заряда и крупномасштабная турбулентность в потоке воздуха обеспечивают хорошее перемешивание воздуха и топлива и, тем самым, полное сгорание с низкой концентрацией вредных веществ в отработавших газах .
Одним из способом создания вихрей в процессе впуска является применение заслонки, которая разделяет впускной тракт на два канала, один из которых может ею перекрываться, управляя перемещением заряда смеси. Существует большое количество конструктивных исполнений для придания тангенциальной составляющей движению потока с целью организации направленных вихрей во впускном трубопроводе и цилиндре двигателя
. Целью всех этих решений является создание и управление вертикальными вихрями в цилиндре двигателя.
Существуют и другие способы управления наполнением свежим зарядом. В двигателестроение применяют конструкцию спирального впускного канала с разным шагом витков, плоскими площадками на внутренней стенке и острыми кромками на выходе канала . Другим устройством для регулирования вихреобразования в цилиндре ДВС является спиральная пружина, установленная во впускном канале и жестко закрепленная одним концом перед клапаном .
Таким образом, можно отметить тенденцию исследователей к созданию на впуске крупных вихрей разного направления распространения. При этом воздушный поток должен преимущественно содержать крупномасштабную турбулентность. Это приводит к улучшению смесеобразования и последующего сгорания топлива, как в бензиновых, так и в дизельных двигателях. И как результат снижается удельный расход топлива и выбросы вредных веществ с отработавшими газами.
Вместе с тем в литературе отсутствуют сведения о попытках управлять вихреобразованием, используя поперечное профилирование - изменение формы поперечного сечения канала, а она, как известно , сильно влияет на характер течения.
После вышеизложенного можно сделать вывод о том, что на данном этапе в литературе имеет место существенная нехватка достоверной и полной информации по газодинамике процесса впуска, а именно: изменению скорости потока воздуха от угла поворота коленчатого вала за весь рабочий процесс двигателя в рабочем диапазоне частот вращения коленчатого вала; влиянию фильтра на газодинамику процесса впуска; масштабу возникающей турбулентности, в процессе впуска; влиянию гидродинамической нестационарности на расходные показатели во впускном тракте ДВС и т.д.
Актуальной задачей является поиск способов увеличения расхода воздуха через цилиндры двигателя с минимальными конструктивными доработками двигателя.
Как уже отмечалось выше, наиболее полные и достоверные данные по процессу впуска можно получить при исследованиях на реальных двигателях. Однако это направление исследований является очень сложным и дорогостоящим, а по ряду вопросов практически невозможным, поэтому экспериментаторами были разработаны комбинированные методы изучения процессов в ДВС. Рассмотрим широкораспространенные из них.
Разработка комплекса параметров и методов расчетно-экспериментальных исследований обусловлена большим числом принимаемых при расчетах допущений и невозможностью полного аналитического описания особенностей конструкции впускной системы поршневого ДВС, динамики процесса и движения заряда во впускных каналах и цилиндре.
Приемлемые результаты можно получить при совместном исследовании процесса впуска на персональном компьютере методами численного моделирования и экспериментально посредством статических продувок. По этой методике произведено достаточно много различных исследований . В таких работах показываются либо возможности численного моделирования закрученных потоков во впускной системе ДВС с последующей проверкой результатов при помощи продувки в статическом режиме на безмоторной установке, либо разрабатывается расчетная математическая модель на основе экспериментальных данных, полученных на статических режимах или при эксплуатации отдельных модификаций двигателей. Подчеркнем, что за основу почти всех подобных исследований берутся экспериментальные данные, полученные с помощью статических продувок впускной системы ДВС.
Рассмотрим классический способ исследования процесса впуска с использованием крыльчатого анемометра . При фиксированных подъемах клапана производят продувку исследуемого канала с различными секундными расходами воздуха. Для продувки используют реальные головки цилиндров, отлитые из металла, или их модели (разборные деревянные, гипсовые, из эпоксидных смол и др.) в сборе с клапанами, направляющими втулками и седлами. Однако как показали сравнительные испытания, такой метод дает сведения о влияние формы тракта, но крыльчатый анемометр не реагирует на действие всего потока воздуха по сечению, что может приводить к значительной погрешности при оценке интенсивности движения заряда в цилиндре, что подтверждается математически и экспериментально .
Другой широкораспространенный способ исследования процесса наполнения - способ с использованием спрямляющей решетки. Данный метод отличается от предыдущего тем, что всасываемый вращающийся поток воздуха направляется по обтекателю на лопатки спрямляющей решетки. При этом вращающийся поток спрямляется, а на лопатках решетки образуется реактивный момент, который регистрируется емкостным датчиком по величине угла закрутки торсиона. Спрямленный поток, пройдя сквозь решетку, вытекает через открытое сечение в конце гильзы в атмосферу . Данный метод позволяет комплексно оценить впускной канал по энергетическим показателям и по величине аэродинамических потерь.
Даже не смотря на то, что методы исследования на статических моделях дают только самое общее представление о газодинамических и теплообменных характеристиках процесса впуска, они до сих пор остаются актуальными ввиду их простоты. Исследователи все чаще применяют эти методы только для предварительной оценки перспективности впускных систем или доводки уже существующих . Однако для полного, детального понимания физики явлений во время процесса впуска этих методов явно недостаточно.
Одним из наиболее точных и эффективных способов исследования процесса впуска в ДВС являются эксперименты на специальных, динамических установках. В предположении, что газодинамические и теплообменные особенности и характеристики движения заряда во впускной системе являются функциями только геометрических параметров и режимных факторов для исследования весьма полезно использовать динамическую модель - экспериментальную установку, чаще всего представляющую из себя натурную модель одноцилиндрового двигателя на различных скоростных режимах, действующую с помощью провертывания коленчатого вала от постороннего источника энергии, и оборудованную датчиками различных типов . При этом можно оценить суммарную эффективность от тех или иных решений или их действенность поэлементную. В общем виде такой эксперимент сводится к определению характеристик потока в различных элементах впускной системы (мгновенных значений температуры, давления и скорости), изменяющихся по углу поворота коленчатого вала.
Таким образом, наиболее оптимальным способом исследования процесса впуска, дающим полные и достоверные данные, является создание одноцилиндровой динамической модели поршневого ДВС, приводимой во вращение от постороннего источника энергии. При этом такой способ позволяет исследовать как газодинамические, так и теплообменные показатели процесса наполнения в поршневом ДВС. Использование же термоанемометрических методов позволит получить достоверные данные без существенного влияния на процессы, протекающие во впускной системе экспериментально модели двигателя.
1.3 Характеристики теплообменных процессов во впускной системе поршневого ДВС
Исследование теплообмена в поршневых ДВС началось фактически с создания первых работоспособных машин - Ж. Ленуара, Н. Отто и Р. Дизеля. И конечно же на первоначальном этапе особое внимание уделялось изучению теплообмена в цилиндре двигателя. К первым классическим работам в этом направлении можно отнести .
Однако только работа, проведенная В.И. Гриневецким , стала прочным фундаментом, на котором оказалось возможным строить теорию теплообмена для поршневых двигателей. Рассматриваемая монография, в первую очередь, посвящена тепловому расчету внутрицилиндровых процессов в ДВС. При этом в ней можно найти также информацию о теплообменных показателях в интересующем нас процессе впуска, а именно, в работе даются статистические данные о величине подогрева свежего заряда, а также эмпирические формулы для расчета параметров в начале и конце такта впуска.
Далее исследователи стали решать уже более частные задачи. В частности, В. Нуссельт получил и опубликовал формулу для коэффициента теплоотдачи в цилиндре поршневого двигателя . Н.Р. Брилинг в своей монографии уточнил формулу Нуссельта и довольно четко доказал, что в каждом конкретном случае (тип двигателя, способ смесеобразования, быстроходность, уровень форсирования) локальные коэффициенты теплоотдачи должны уточняться по результатам прямых экспериментов.
Другим направлением в исследовании поршневых двигателях является изучение теплообмена в потоке выпускных газов, в частности, получению данных по теплообмену при турбулентном течении газа в выпускной трубе. Решению этих задач посвящено большое количество литературы . Это направление довольно хорошо изучено как в статических условиях продувки, так и в условиях гидродинамической нестационарности. Это связано в первую очередь с тем, что за счет совершенствования выпускной системы можно значительно повысить технико-экономические показатели поршневого двигателя внутреннего сгорания. В ходе развития этого направления проведено много теоретических работ, включая аналитические решения и математическое моделирование, а также множество экспериментальных исследований. В результате столь комплексного исследования процесса выпуска было предложено большое количество показателей, характеризующих процесс выпуска, по которым можно оценивать качество конструкции выпускной системы .
Исследованию теплообмена процесса впуска до сих пор уделяется недостаточное внимание. Это можно объяснить тем, что исследования в области оптимизации теплообмена в цилиндре и выпускном тракте изначально были более эффективными с точки зрения улучшения конкурентоспособности поршневых ДВС. Однако в настоящее время развитие двигателестроения достигло такого уровня, что повышение какого-либо показателя двигателя хотя бы на несколько десятых процента считается серьезным достижением для исследователей и инженеров. Поэтому с учетом того, что направления совершенствования указанных систем в основном исчерпано, в настоящее время все больше специалистов ищут новые возможности совершенствования рабочих процессов поршневых двигателей. И одним из таких направлений является изучение теплообмена в процессе впуска в ДВС.
В литературе по теплообмену в процессе впуска можно выделить работы , посвященные изучению влияния интенсивности вихревого движения заряда на впуске на тепловое состояние деталей двигателя (головки цилиндра, впускного и выпускного клапана, поверхностей цилиндра). Эти работы имеют большой теоретический характер; основаны на решении нелинейных уравнений Навье-Стокса и Фурье-Остроградского, а также математическом моделировании с использованием этих уравнений. Принимая во внимание большое количество допущений, результаты могут быть приняты за основу при экспериментальных исследованиях и/или быть оценочными в инженерных расчетах. Также эти работы содержат данные экспериментальных исследований по определению локальных нестационарных тепловых потоков в камере сгорания дизеля в широком диапазоне изменения интенсивности вихря впускного воздуха .
Упомянутые работы по теплообмену в процессе впуска чаще всего не затрагивают вопросы влияния газодинамики на локальную интенсивность теплоотдачи, которая определяет величину подогрева свежего заряда и температурные напряжения во впускном коллекторе (трубе). А ведь, как известно, величина подогрева свежего заряда оказывает значительное влияние на массовый расход свежего заряда через цилиндры двигателя и соответственно на его мощность. Также снижение динамической интенсивности теплоотдачи во впускном тракте поршневого ДВС может уменьшить его температурную напряженность и тем самым позволит увеличить ресурс этого элемента. Поэтому исследование и решение этих задач является актуальной задачей для развития двигателестроения.
Следует указать, что в настоящее время для инженерных расчетов используют данные статических продувок, что не является правильным, поскольку нестационарность (пульсации потока) сильно влияют на теплоотдачу в каналах. Экспериментальные и теоретические исследования свидетельствуют о существенном отличии коэффициента теплоотдачи в нестационарных условиях от стационарного случая. Оно может достигать 3-4-кратного значения. Основной причиной этого отличия является специфическая перестройка турбулентной структуры потока, как это показано в .
В установлено, что в результате воздействия на поток динамической нестационарности (ускорения потока) в нем происходит перестройка кинематической структуры, приводящая к уменьшению интенсивности процессов теплообмена. Также в работе было установлено, что ускорение потока приводит к 2-3-кратному увеличению пристеночных касательных напряжений и последующему примерно во столько же раз уменьшению местных коэффициентов теплоотдачи.
Таким образом, для расчета величины подогрева свежего заряда и определения температурных напряжений во впускном коллекторе (трубе) необходимы данные о мгновенной локальной теплоотдаче в этом канале, поскольку результаты статических продувок могу привести к серьезным ошибкам (более 50%) при определении коэффициента теплоотдачи во впускном тракте, что недопустимо даже для инженерных расчетов.
1.4 Выводы и постановка задач исследования
На основе изложенного выше можно сделать следующие выводы. Технологические характеристики двигателя внутреннего сгорания во многом определяются аэродинамическим качеством впускного тракта в целом и отдельных элементов: впускного коллектора (впускной трубы), канала в головке цилиндров, его горловины и тарелки клапана, камеры сгорания в днище поршня.
Однако в настоящее время основное внимание уделяется оптимизации конструкции каналов в головке цилиндров и сложным и дорогостоящим системам управления наполнением цилиндра свежим зарядом, тогда как, можно предположить, что только лишь за счет профилирования впускного коллектора можно повлиять на газодинамические, теплообменные и расходные характеристики двигателя.
В настоящее время существует большое разнообразие средств и методов измерений для динамического исследования процесса впуска в двигателе, и основная методическая сложность состоит в их правильном выборе и использовании.
На основе выше приведенного анализа литературных данных могут быть сформулированы следующие задачи диссертационной работы.
1. Установить влияние конфигурации впускного коллектора и присутствия фильтрующего элемента на газодинамику и расходные характеристики поршневого двигателя внутреннего сгорания, а также выявить гидродинамические факторы теплообмена пульсирующего потока со стенками канала впускного тракта.
2. Разработать способ увеличения расхода воздуха через впускную систему поршневого ДВС.
3. Найти основные закономерности изменения мгновенной локальной теплоотдачи во впускном тракте поршневого ДВС в условиях гидродинамической нестационарности в классическом цилиндрическом канале, а также выяснить влияние конфигурации впускной системы (профилированных вставок и воздушных фильтров) на этот процесс.
4. Обобщить экспериментальные данные по мгновенному локальному коэффициенту теплоотдачи во впускном коллекторе поршневого ДВС.
Для решения поставленных задач разработать необходимые методики и создать экспериментальную установку в виде натурной модели поршневого ДВС, оборудованной контрольно-измерительной системой с автоматическим сбором и обработкой данных.
2. Описание экспериментальной установки и методов измерений
2.1 Экспериментальная установка для исследования процесса впуска в поршневом ДВС
Характерными особенностями исследуемых процессов впуска являются их динамичность и периодичность, обусловленная широким диапазоном частоты вращения коленчатого вала двигателя, и нарушение гармоничности этой периодики, связанное с неравномерностью движения поршня и изменением конфигурации впускного тракта в зоне клапанного узла. Последние два фактора взаимосвязаны с действием механизма газораспределения. Воспроизвести такие условия с достаточной точностью можно только с помощью натурной модели.
Поскольку газодинамические характеристики являются функциями геометрических параметров и режимных факторов, то динамическая модель должна соответствовать двигателю определенной размерности и работать в свойственных ему скоростных режимах провертывания коленчатого вала, но уже от постороннего источника энергии. На основе этих данных можно разработать и оценить суммарную эффективность от тех или иных решений, направленных на совершенствование впускного тракта в целом, а также - отдельно по разным факторам (конструктивным или режимным).
Для исследования газодинамики и теплообмена процесса впуска в поршневом двигателе внутреннего сгорания была спроектирована и изготовлена экспериментальная установка. Она разрабатывалась на базе двигателя модели 11113 автомобиля ВАЗ - ОКА . При создании установки использовались детали прототипа, а именно: шатун, поршневой палец, поршень (с доработкой), механизм газораспределения (с доработкой), шкив коленчатого вала. На рисунке 2.1 показан продольный разрез экспериментальной установки, а на рисунке 2.2 - ее поперечный разрез.
Рис. 2.1. Продольный разрез экспериментальной установки:
1 - упругая муфта; 2 - резиновые пальцы; 3 - шатунная шейка; 4 - коренная шейка; 5 - щека; 6 - гайка М16; 7 - противовес; 8 - гайка М18; 9 - коренные подшипники; 10 - опоры; 11 - подшипники шатунные; 12 - шатун; 13 - поршневой палец; 14 - поршень; 15 - гильза цилиндра; 16 - цилиндр; 17 - основание цилиндра; 18 - опоры цилиндра; 19 - кольцо фторопластовое; 20 - опорная плита; 21 - шестигранник; 22 - прокладка; 23 - клапан впускной; 24 - клапан выпускной; 25 - вал распределительный; 26 - шкив распределительного вала; 27 - шкив коленчатого вала; 28 - ремень зубчатый; 29 - ролик; 30 - стойка натяжителя; 31 - болт натяжителя; 32 - масленка; 35 - асинхронный двигатель
Рис. 2.2. Поперечный разрез экспериментальной установки:
3 - шатунная шейка; 4 - коренная шейка; 5 - щека; 7 - противовес; 10 - опоры; 11 - подшипники шатунные; 12 - шатун; 13 - поршневой палец; 14 - поршень; 15 - гильза цилиндра; 16 - цилиндр; 17 - основание цилиндра; 18 - опоры цилиндра; 19 - кольцо фторопластовое; 20 - опорная плита; 21 - шестигранник; 22 - прокладка; 23 - клапан впускной; 25 - вал распределительный; 26 - шкив распределительного вала; 28 - ремень зубчатый; 29 - ролик; 30 - стойка натяжителя; 31 - болт натяжителя; 32 - масленка; 33 - вставка профилированная; 34 - измерительный канал; 35 - асинхронный двигатель
Как видно из этих изображений установка представляет собой натурную модель одноцилиндрового двигателя внутреннего сгорания размерности 7,1/8,2. Крутящий момент с асинхронного двигателя передается через упругую муфту 1 с шестью резиновыми пальцами 2 на коленчатый вал оригинальной конструкции. Применяемая муфта способна в значительной степени компенсировать несоосность соединения валов асинхронного двигателя и коленчатого вала установки, а также уменьшать динамические нагрузки особенно при пуске и остановке устройства. Коленчатый вал в свою очередь состоит из шатунной шейки 3 и двух коренных шеек 4, которые соединяются между собой при помощи щек 5. Шатунная шейка запрессована с натягом в щеки и фиксируется при помощи гайки 6. Для снижения вибрации к щекам крепятся с помощью болтов противовесы 7. Осевому перемещению коленчатого вала препятствует гайка 8. Коленчатый вал вращается в закрытых подшипниках качения 9, закрепленных в опорах 10. На шатунную шейку установлены два закрытых подшипника качения 11, на которых смонтирован шатун 12. Применение двух подшипников в данном случае связано с посадочным размером шатуна. К шатуну при помощи поршневого пальца 13 крепиться поршень 14, который поступательно движется по чугунной гильзе 15, запрессованной в стальной цилиндр 16. Цилиндр смонтирован на основании 17, которое размещается на опорах цилиндра 18. На поршень устанавливается одно широкое фторопластовое кольцо 19, вместо трех штатных стальных. Применение чугунной гильзы и фторопластового кольца обеспечивает резкое снижение трения в парах поршень - гильза и поршневые кольца - гильза. Поэтому экспериментальная установка способна работать непродолжительное время (до 7 мин.) без системы смазки и системы охлаждения на рабочих частотах вращения коленчатого вала.
Все основные неподвижные элементы экспериментальной установки зафиксированы на опорной плите 20, которая при помощи двух шестигранников 21 крепится к лабораторному столу. Для снижения вибрации между шестигранником и опорной плитой установлена резиновая прокладка 22.
Механизм газораспределения экспериментальной установки заимствован у автомобиля ВАЗ 11113: использована головка блока в сборе с некоторыми доработками. Система состоит из впускного клапана 23 и выпускного клапана 24, которые управляются при помощи распределительного вала 25 со шкивом 26. Шкив распределительного вала соединен со шкивом коленчатого вала 27 с помощью зубчатого ремня 28. На коленчатом валу установки размещены два шкива для упрощения системы натяжения ремня привода распределительного вала. Натяжение ремня регулируется роликом 29, который устанавливается на стойке 30, и болтом натяжителя 31. Для смазки подшипников распределительного вала были установлены масленки 32, масло, из которых самотеком поступает к подшипникам скольжения распределительного вала.
Подобные документы
Особенности процесса впуска действительного цикла. Влияние различных факторов на наполнение двигателей. Давление и температура в конце впуска. Коэффициент остаточных газов и факторы, определяющие его величину. Впуск при ускорении движения поршня.
лекция , добавлен 30.05.2014
Размеры проходных сечений в горловинах, кулачков для впускных клапанов. Профилирование безударного кулачка, приводящего в движение один впускной клапан. Скорость толкателя по углу поворота кулачка. Расчет пружины клапана и распределительного вала.
курсовая работа , добавлен 28.03.2014
Общие сведения о двигателе внутреннего сгорания, его устройство и особенности работы, преимущества и недостатки. Рабочий процесс двигателя, способы воспламенения топлива. Поиск направлений совершенствования конструкции двигателя внутреннего сгорания.
реферат , добавлен 21.06.2012
Расчет процессов наполнения, сжатия, сгорания и расширения, определение индикаторных, эффективных и геометрических параметров авиационного поршневого двигателя. Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма и расчет на прочность коленчатого вала.
курсовая работа , добавлен 17.01.2011
Изучение особенностей процесса наполнения, сжатия, сгорания и расширения, которые непосредственно влияют на рабочий процесс двигателя внутреннего сгорания. Анализ индикаторных и эффективных показателей. Построение индикаторных диаграмм рабочего процесса.
курсовая работа , добавлен 30.10.2013
Методика вычисления коэффициента и степени неравномерности подачи поршневого насоса с заданными параметрами, составление соответствующего графика. Условия всасывания поршневого насоса. Гидравлический расчет установки, ее основные параметры и функции.
контрольная работа , добавлен 07.03.2015
Разработка проекта 4-х цилиндрового V-образного поршневого компрессора. Тепловой расчет компрессорной установки холодильной машины и определение его газового тракта. Построение индикаторной и силовой диаграммы агрегата. Прочностной расчет деталей поршня.
курсовая работа , добавлен 25.01.2013
Общая характеристика схемы аксиально-поршневого насоса с наклонным блоком цилиндров и диском. Анализ основных этапов расчета и проектирования аксиально-поршневого насоса с наклонным блоком. Рассмотрение конструкции универсального регулятора скорости.
курсовая работа , добавлен 10.01.2014
Проектирование приспособления для сверлильно-фрезерной операции. Метод получения заготовки. Конструкция, принцип и условия работы аксиально-поршневого насоса. Расчет погрешности измерительного инструмента. Технологическая схема сборки силового механизма.
дипломная работа , добавлен 26.05.2014
Рассмотрение термодинамических циклов двигателей внутреннего сгорания с подводом теплоты при постоянном объёме и давлении. Тепловой расчет двигателя Д-240. Вычисление процессов впуска, сжатия, сгорания, расширения. Эффективные показатели работы ДВС.
В данной статье рассматриваются вопросы оценки влияния резонатора на наполнение двигателя. В ка-честве примера предложен резонатор – по объему равный объему цилиндра двигателя. Геометрия впуск-ного тракта вместе с резонатором была импортирована в программу FlowVision. Математическое моде-лирование было проведено с учетом всех свойств движущегося газа. Для оценки расхода через впускную систему, оценки скорости потока в системе и относительного давления воздуха в клапанной щели было проведено компьютерное моделирование, которое показало эффективность применения дополнительной емкости. Была проведена оценка изменения расхода через клапанную щель, скорости движения потока, давления и плотности потока для стандартной, модернизированной и впускной системы с рессивером. При этом увеличивается масса поступающего воздуха, снижается скорость движения потока и увеличи-вается плотность воздуха, поступающего в цилиндр, что благоприятно отражается на выходных показа-телях ДВС.
впускной тракт
резонатор
наполнение цилиндра
математическое моделирование
модернизированный канал.
1. Жолобов Л. А., Дыдыкин А. М. Математическое моделирование процессов газообмена ДВС: Монография. Н.Н.: НГСХА, 2007.
2. Дыдыкин А. М., Жолобов Л. А. Газодинамические исследования ДВС методами численного моделирования // Тракторы и сельскохозяйственные машины. 2008. № 4. С. 29-31.
3. Прицкер Д. М., Турьян В. А. Аэромеханика. М.: Оборонгиз, 1960.
4. Хайлов М. А. Расчетное уравнение колебания давления во всасывающем трубопроводе двигателя внутреннего сгорания // Тр. ЦИАМ. 1984. № 152. С.64.
5. Сонкин В. И. Исследование течения воздуха через клапанную щель // Тр. НАМИ. 1974. Вып.149. С.21-38.
6. Самарский А. А., Попов Ю. П. Разностные методы решения задач газовой динамики. М.: Наука,1980. С.352.
7. Рудой Б. П. Прикладная нестационарная газодинамика: Учебное пособие. Уфа: Уфимский авиационный институт,1988. С.184.
8. Маливанов М. В., Хмелев Р. Н. К вопросу разработки математического и программного обеспечения расчета газодинамических процессов в ДВС: Материалы IX Международной научно-практической конференции. Владимир, 2003. С. 213-216.
Величина крутящего момента двигателя пропорционально поступившей массе воздуха, отнесенной к частоте вращения. Повышение наполнения цилиндра бензинового ДВС путем модернизации впускного тракта приведет к увеличению давления конца впуска, улучшенному смесеобразованию, росту технико-экономических показателей работы двигателя и снижению токсичности отработавших газов.
Основные требования, предъявляемые к впускному тракту, заключаются в обеспечении минимального сопротивления на впуске и равномерном распределении горючей смеси по цилиндрам двигателя.
Обеспечение минимального сопротивления на впуске может быть достигнуто путем устранения шероховатости внутренних стенок трубопроводов, а также резких изменений направления потока и устранения внезапных сужений и расширений тракта.
Значительное влияние на наполнение цилиндра обеспечивают различные виды наддува. Самый простой вид наддува заключается в использовании динамики поступающего воздуха. Большой объём ресивера частично создает резонансные эффекты в определённом диапазоне частот вращения, которые приводят к улучшению наполнения. Однако они имеют, как следствие, динамические недостатки, например, отклонения в составе смеси при быстром изменении нагрузки. Почти идеальное протекание крутящего момента обеспечивает переключение впускной трубы, при котором, например, в зависимости от нагрузки двигателя, частоты вращения и положения дроссельной заслонки возможны вариации:
Длины пульсационной трубы;
Переключение между пульсационными трубами различной длины или диаметра;
- выборочное отключение отдельной трубы одного цилиндра при наличии большого их количества;
- переключение объёма ресивера.
При резонансном наддуве группы цилиндров с одинаковым интервалом вспышек присоединяют короткими трубами к резонансным ресиверам, которые через резонансные трубы соединяются с атмосферой или же со сборным ресивером, действующим в качестве резонатора Гёльмгольца. Он представляет собой сосуд сферической формы с открытой горловиной. Воздух в горловине является колеблющейся массой, а объем воздуха в сосуде играет роль упругого элемента. Разумеется, такое разделение справедливо лишь приближенно, так как некоторая часть воздуха в полости обладает инерционным сопротивлением. Однако при достаточно большой величине отношения площади отверстия к площади сечения полости точность такого приближения вполне удовлетворительна. Основная часть кинетической энергии колебаний оказывается сосредоточенной в горловине резонатора, где колебательная скорость частиц воздуха имеет наибольшую величину.
Резонатор впуска устанавливается между дроссельной заслонкой и цилиндром. Он начинает действовать, когда дроссель прикрыт достаточно, чтобы его гидравлическое сопротивление стало сопоставимым с сопротивлением канала резонатора. При движении поршня вниз горючая смесь поступает в цилиндр двигателя не только из-под дросселя, но и из ёмкости. При уменьшении разрежения резонатор начинает всасывать в себя горючую смесь. Сюда же пойдет часть, и довольно большая, обратного выброса.
В статье анализируется движение потока во впускном канале 4-х тактного бензинового ДВС при номинальной частоте вращения коленчатого вала на примере двигателя ВАЗ-2108 при частоте вращения коленчатого вала n=5600мин-1.
Данная исследовательская задача решалась математическим путём с использованием программного комплекса для моделирования газо-гидравлических процессов. Моделирование проведено с использованием программного комплекса FlowVision. Для этой цели получена и импортирована геометрия (под геометрией понимаются внутренние объемы двигателя - впускные и выпускные трубопроводы, надпоршневой объем цилиндра) при помощи различных стандартных форматов файлов. Это позволяет использовать САПР SolidWorks для создания расчетной области.
Под областью расчета понимается объем, в котором определены уравнения математической модели, и граница объема, на которой определены граничные условия, затем сохранить полученную геометрию в поддерживаемом FlowVision формате и использовать ее при создании нового расчетного варианта.
В данной задаче использовался формат ASCII, binary, в расширении stl, тип StereoLithographyformat с угловым допуском 4.0 градуса и отклонением 0,025 метра для повышения точности получаемых результатов моделирования.
После получения трехмерной модели расчетной области задается математическая модель (совокупность законов изменения физических параметров газа для данной задачи).
В данном случае принято существенно дозвуковое течение газа при малых числах Рейнольдса, которое описывается моделью турбулентного течения полностью сжимаемого газа с использованием стандартной k-e модели турбулентности. Данная математическая модель описывается системой, состоящей из семи уравнений: два уравнения Навье - Стокса, уравнения неразрывности, энергии, состояния идеального газа, массопереноса и уравнения для кинетической энергии турбулентных пульсаций .
(2)
Уравнение энергии (полная энтальпия)
Уравнение состояния идеального газа:
Турбулентные составляющие связаны с остальными переменными через величину турбулентной вязкости , которая вычисляется в соответствии со стандартной k-ε моделью турбулентности.
Уравнения для k и ε
турбулентная вязкость:
константы, параметры и источники:
(9)
(10)
σk =1; σε =1,3; Сμ =0,09; Сε1 =1,44; Сε2 =1,92
Рабочим веществом в процессе впуска является воздух, в данном случае рассматриваемый как идеальный газ. Начальные значения параметров задаются для всей расчетной области: температура, концентрация, давление и скорость. Для давления и температуры начальные параметры равны опорным. Скорость внутри расчетной области по направлениям X, Y, Z равна нулю. Переменные температура и давление во FlowVision представляются относительными значениями, абсолютные значения которых вычисляются по формуле :
fa = f + fref, (11)
где fa - абсолютное значение переменной, f - рассчитываемое относительное значение переменной, fref - опорная величина.
Граничные условия задаются для каждой из расчетных поверхностей. Под граничными условиями следует понимать совокупность уравнений и законов, характерных для поверхностей расчетной геометрии. Граничные условия необходимы для определения взаимодействия расчетной области и математической модели. На странице для каждой поверхности указывается конкретный тип граничного условия. На входные окна впускного канала устанавливается тип граничного условия - свободный вход. На остальные элементы - стенка- граница, не пропускающая и не передающая расчетные параметры далее расчетной области. Кроме всех вышеперечисленных граничных условий, необходимо учитывать граничные условия на подвижных элементах, включенных в выбранную математическую модель.
К подвижным деталям относятся впускной и выпускной клапана, поршень. На границах подвижных элементов определяем тип граничного условия стенка.
Для каждого из подвижных тел задается закон движения. Изменение скорости поршня определяется формулой . Для определения законов движения клапанов были сняты кривые подъема клапана через 0,50 с точностью 0,001 мм. Затем рассчитывались скорость и ускорения движения клапана. Полученные данные преобразованы в динамические библиотеки (время - скорость).
Следующий этап в процессе моделирования - генерирование расчетной сетки. FlowVision использует локально адаптивную расчетную сетку. Вначале создается начальная расчетная сетка, а затем указываются критерии измельчения сетки, в соответствии с которыми FlowVision разбивает ячейки начальной сетки до нужной степени. Адаптация выполнена как по объему проточной части каналов, так и по стенкам цилиндра. В местах с возможной максимальной скоростью создаются адаптации с дополнительным измельчением расчетной сетки. По объему измельчение проведено до 2 уровня в камере сгорания и до 5 уровня в клапанных щелях, по стенкам цилиндра адаптация выполнена до 1 уровня. Это необходимо для увеличения шага интегрирования по времени при неявном методе расчета. Связано это с тем, что шаг по времени определяется как отношение размера ячейки к максимальной скорости в ней.
Перед началом постановки на расчет созданного варианта необходимо задать параметры численного моделирования. При этом задается время продолжения расчета равное одному полному циклу работы ДВС - 7200 п.к.в., число итераций и частота сохранения данных варианта расчета. Для последующей обработки сохраняются определенные этапы расчета. Задается шаг по времени и опции процесса расчета. В данной задаче требуется задание шага по времени - способ выбора: неявная схема с максимальным шагом 5е-004с, явное число CFL - 1. Это означает, что шаг по времени определяет сама программа в зависимости от сходимости уравнений давления.
В постпроцессоре настраиваются и задаются интересующие нас параметры визуализации полученных результатов. Моделирование позволяет получать требуемые слои визуализации после завершения основного расчета, основываясь на сохраняемых с определенной периодичностью этапах расчета. Кроме того, постпроцессор позволяет передавать полученные числовые значения параметров исследуемого процесса в виде информационного файла во внешние редакторы электронных таблиц и получать зависимость от времени таких параметров, как скорость, расход, давление и т.д.
На рис.1 представлена установка ресивера на впускной канал ДВС. Объем ресивера равен объему одного цилиндра двигателя. Ресивер установлен максимально близко к впускному каналу.
|
|
|
Рис. 1. Модернизированная с ресивером расчетная область в CADSolidWorks |
Собственная частота резонатора Гельмгольца равна:
(12)
где F - частота, Гц; C0 - скорость звука в воздухе (340 м/с); S - сечение отверстия, м2; L - длина трубы, м; V - объем резонатора, м3.
Для нашего примера имеем следующие значения:
d=0,032 м, S=0,00080384 м2, V=0,000422267 м3, L=0,04 м.
После расчета F=374 Гц, что соответствует частоте вращения коленчатого вала n=5600мин-1.
После постановки на расчет созданного варианта и после задания параметров численного моделирования получены следующие данные: расхода, скорости, плотности, давления, температуры газового потока во впускном канале ДВС по углу поворота коленчатого вала.
Из представленного графика (рис. 2) по расходу потока в клапанной щели видно, что максимальной расходной характеристикой обладает модернизированный канал с ресивером. Значение расхода выше на 200 гр/сек. Повышение наблюдается на протяжении 60 г.п.к.в.
С момента открытия впускного клапана (348 г.п.к.в.) скорость потока (рис. 3) начинает расти с 0 до 170м/с (у модернизированного впускного канала 210 м/с, с ресивером -190м/с) в интервале до 440-450 г.п.к.в. В канале с ресивером значение скорости выше, чем в стандартном примерно на 20 м/с начиная с 430-440 г.п.к.в. Числовое значение скорости в канале с ресивером значительно более ровное, чем у модернизированного впускного канала, на протяжении открытия впускного клапана. Далее наблюдается значительное снижение скорости потока, вплоть до закрытия впускного клапана.
|
|
|
|
Рис. 2. Расход газового потока в клапанной щели для каналов стандартного, модернизированного и с ресивером при n=5600 мин-1: 1 - стандартный, 2 - модернизированный, 3 - модернизированный с ресивером |
Рис. 3. Скорость движения потока в клапанной щели для каналов стандартного, модернизированного и с ресивером при n=5600 мин-1: 1 - стандартный, 2 - модернизированный, 3 - модернизированный с ресивером |
Из графиков относительного давления (рис. 4) (за ноль принято атмосферное давление, Р=101000 Па) следует, что значение давления в модернизированном канале выше, чем в стандартном, на 20 КПа при 460-480 г.п.к.в. (связано с большим значением скорости потока). Начиная с 520 г.п.к.в значение давления выравнивается, чего нельзя сказать о канале с ресивером. Значение давления выше, чем в стандартном, на 25 КПа, начиная с 420-440 г.п.к.в вплоть до закрытия впускного клапана.
|
|
|
|
Рис. 4. Давление потока в стандартном, модернизированном и канале с ресивером при n=5600 мин-1(1 - стандартный канал, 2 - модернизированный канал, 3 - модернизированный канал с ресивером) |
Рис. 5. Плотность потока в стандартном, модернизированном и канале с ресивером при n=5600 мин-1(1 - стандартный канал, 2 - модернизированный канал, 3 - модернизированный канал с ресивером) |
Плотность потока в районе клапанной щели представлена на рис. 5.
В модернизированном канале с ресивером, значение плотности ниже на 0,2 кг/м3 начиная с 440 г.п.к.в. в сравнении со стандартным каналом. Это связано с большими давлениями и скоростями газового потока.
Из анализа графиков можно сделать следующий вывод: канал улучшенной формы обеспечивает лучшее наполнение цилиндра свежим зарядом благодаря снижению гидравлического сопротивления впускного канала. При росте скорости поршня в момент открытия впускного клапана форма канала не оказывает значительного влияния на скорость, плотность и давление внутри впускного канала, объясняется это тем, что в этот период показатели процесса впуска в основном зависят от скорости движения поршня и площади проходного сечения клапанной щели (в данном расчете изменена только форма впускного канала), но все меняется кардинальным образом в момент замедления движения поршня. Заряд в стандартном канале менее инертен и значительнее «растягивается» по длине канала, что в совокупности дает меньшее наполнение цилиндра в момент снижения скорости движения поршня. Вплоть до закрытия клапана процесс протекает под знаменателем уже полученной скорости потока (поршень придает начальную скорость потоку надклапанного объема, при снижении скорости поршня значительную роль на наполнение оказывает инерционная составляющая газового потока, обусловленная снижением сопротивления движению потока), модернизированный канал значительно меньше препятствует прохождению заряда. Это подтверждается более высокими показателями скорости, давления.
Во впускном канале с ресивером, за счет дополнительной подпитки заряда и резонансных явлений, в цилиндр ДВС поступает значительно большая масса газовой смеси, что обеспечивает более высокие технические показатели работы ДВС. Прирост давления конца впуска окажет значительное влияние на увеличение технико-экономических и экологических показателей работы ДВС.
Рецензенты:
Гоц Александр Николаевич, д.т.н., профессор кафедры тепловых двигателей и энергетических установок Владимирского государственного университета Министерства образования и науки, г. Владимир.
Кульчицкий Алексей Рэмович, д.т.н., профессор, заместитель главного конструктора ООО ВМТЗ, г. Владимир.
Библиографическая ссылка
Жолобов Л. А., Суворов Е. А., Васильев И. С. ВЛИЯНИЕ ДОПОЛНИТЕЛЬНОЙ ЕМКОСТИ ВО ВПУСКНОЙ СИСТЕМЕ НА НАПОЛНЕНИЕ ДВС // Современные проблемы науки и образования. – 2013. – № 1.;URL: http://science-education.ru/ru/article/view?id=8270 (дата обращения: 25.11.2019). Предлагаем вашему вниманию журналы, издающиеся в издательстве «Академия Естествознания»
УДК 621.436
ВЛИЯНИЕ АЭРОДИНАМИЧЕСКОГО СОПРОТИВЛЕНИЯ ВПУСКНЫХ И ВЫХЛОПНЫХ СИСТЕМ АВТОМОБИЛЬНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ НА ПРОЦЕССЫ ГАЗООБМЕНА
Л.В. Плотников, Б.П. Жилкин, Ю.М. Бродов, Н.И. Григорьев
В работе представлены результаты экспериментального исследования влияния аэродинамического сопротивления впускных и выхлопных систем поршневых двигателей на процессы газообмена. Опыты проводились на натурных моделях одноцилиндрового ДВС. Описаны установки и методика проведения экспериментов. Представлены зависимости изменения мгновенной скорости и давления потока в газовоздушных трактах двигателя от угла поворота коленчатого вала. Данные получены при различных коэффициентах сопротивления впускных и выпускных систем и разных частотах вращения коленчатого вала. На основе полученных данных были сделаны выводы о динамических особенностях процессов газообмена в двигателе при различных условиях. Показано, что применение глушителя шума сглаживает пульсации потока и изменяет расходные характеристики.
Ключевые слова: поршневой двигатель, процессы газообмена, динамика процесса, пульсации скорости и давления потока, глушитель шума.
Введение
К впускным и выпускным системам поршневых двигателей внутреннего сгорания предъявляется ряд требований , среди которых основными являются максимальное снижение аэродинамического шума и минимальное аэродинамическое сопротивление. Оба этих показателя определяются во взаимосвязи конструкции фильтрующего элемента, глушителей впуска и выпуска, каталитических нейтрализаторов, наличия наддува (компрессора и/или турбокомпрессора), а также конфигурации впускных и выпускных трубопроводов и характером течения в них. При этом практически отсутствуют данные о влиянии дополнительных элементов впускных и выпускных систем (фильтров, глушителей, турбокомпрессора) на газодинамику потока в них.
В настоящей статье представлены результаты исследования влияния аэродинамического сопротивления впускных и выхлопных систем на процессы газообмена применительно к поршневому двигателю размерности 8,2/7,1.
Экспериментальные установки
и система сбора данных
Исследования влияния аэродинамического сопротивления газовоздушных систем на процессы газообмена в поршневых ДВС проводились на натурной модели одноцилиндрового двигателя размерности 8,2/7,1, приводимой во вращение асинхронным двигателем, частота вращения коленчатого вала которого регулировалась в диапазоне п = 600-3000 мин1 с точностью ± 0,1 %. Более подробно экспериментальная установка описана в .
На рис. 1 и 2 показаны конфигурации и геометрические размеры впускного и выпускного тракта экспериментальной установки, а также места установки датчиков для измерения мгновенных
значений средней скорости и давления потока воздуха.
Для измерений мгновенных значений давления в потоке (статического) в канале рх использовался датчик давления £-10 фирмы WIKA, быстродействие которого - менее 1 мс. Максимальная относительная среднеквадратичная погрешность измерения давления составляла ± 0,25 %.
Для определения мгновенной средней по сечению канала скорости потока воздуха wх применялись термоанемометры постоянной температуры оригинальной конструкции , чувствительным элементом которых являлась нихромовая нить диаметром 5 мкм и длиной 5 мм. Максимальная относительная среднеквадратичная погрешность измерения скорости wх составляла ± 2,9 %.
Измерение частоты вращения коленчатого вала осуществлялось с помощью тахометрического счетчика, состоящего из зубчатого диска, закрепленного на коленчатом вале, и индуктивного датчика. Датчик формировал импульс напряжения с частотой, пропорциональной скорости вращения вала. По этим импульсам регистрировалась частота вращения, определялось положение коленчатого вала (угол ф) и момент прохождения поршнем ВМТ и НМТ.
Сигналы со всех датчиков поступали в аналого-цифровой преобразователь и передавались в персональный компьютер для дальнейшей обработки.
Перед проведением экспериментов проводилась статическая и динамическая тарировка измерительной системы в целом, которая показала быстродействие, необходимое для исследования динамики газодинамических процессов во впускных и выхлопных системах поршневых двигателей. Суммарная среднеквадратичная погрешность экспериментов по влиянию аэродинамического сопротивления газовоздушных систем ДВС на процессы газообмена составляла ±3,4 %.
Рис. 1. Конфигурация и геометрические размеры впускного тракта экспериментальной установки: 1 - головка цилиндров; 2 -впускная труба; 3 - измерительная труба; 4 - датчики термоанемометра для измерения скорости потока воздуха; 5 - датчики давления
Рис. 2. Конфигурация и геометрические размеры выпускного тракта экспериментальной установки: 1 - головка цилиндров; 2 - рабочий участок - выпускная труба; 3 - датчики давления; 4 - датчики термоанемометра
Влияние дополнительных элементов на газодинамику процессов впуска и выпуска изучалось при различных коэффициентах сопротивления систем. Сопротивления создавались с помощью различных фильтров впуска и выпуска. Так, в качестве одного из них использовался стандартный воздушный автомобильный фильтр с коэффициентом сопротивления 7,5. В качестве другого фильтрующего элемента был выбран тканевый фильтр с коэффициентом сопротивления 32. Коэффициент сопротивления определялся экспериментально посредством статической продувки в лабораторных условиях. Также проводились исследования без фильтров.
Влияние аэродинамического сопротивления на процесс впуска
На рис. 3 и 4 показаны зависимости скорости потока воздуха и давления рх во впускном кана-
ле от угла поворота коленчатого вала ф при разных его частотах вращения и при использовании различных фильтров впуска.
Установлено, что в обоих случаях (с глушителем и без) пульсации давления и скорости потока воздуха наиболее выражены при высоких частотах вращения коленчатого вала. При этом во впускном канале с глушителем шума значения максимальной скорости потока воздуха, как и следовало ожидать, меньше, чем в канале без него. Наиболее
м>х, м/с 100
Открытие 1 III 1 1 III 7 1 £*^3 111 о
ЕГпцскного клапанп 1 111 II ти. [Зокрытир. . 3
§ Р* ■-1 * £ л Р- к
// 11“ Ы‘\ 11 I III 1
540 (р. граЭ. п.к.й. 720 ВМТ НМТ
1 1 Открытие -гбпцскного-! клапано А л 1 Г 1 1 1 Закрыт^
1 дч\. бпцскноэо клапана "X 1 1
| |А J __ 1 \__MJ \у Т -1 1 \ К /\ 1 ^ V/ \ / \ " Ж) у/. \ /Л /Л "Пч -о- 1\__ V/ -
1 1 1 1 1 1 1 | 1 1 ■ ■ 1 1
540 (р. граО. п.к.Ь. 720 ВМТ нмт
Рис. 3. Зависимость скорости воздуха wх во впускном канале от угла поворота коленчатого вала ф при разных частотах вращения коленчатого вала и разных фильтрующих элементах: а - п = 1500 мин-1; б - 3000 мин-1. 1 - без фильтра; 2 - стандартный воздушный фильтр; 3 - тканевый фильтр
Рис. 4. Зависимость давления рх во впускном канале от угла поворота коленчатого вала ф при разных частотах вращения коленчатого вала и разных фильтрующих элементах: а - п = 1500 мин-1; б - 3000 мин-1. 1 - без фильтра; 2 - стандартный воздушный фильтр; 3 - тканевый фильтр
ярко это проявилось при высоких частотах вращения коленчатого вала.
После закрытия впускного клапана давление и скорость потока воздуха в канале при всех условиях не становятся равными нулю, а наблюдаются некоторые их флуктуации (см. рис. 3 и 4), что характерно и для процесса выпуска (см. ниже). При этом установка глушителя шума впуска приводит к уменьшению пульсаций давления и скорости потока воздуха при всех условиях как в течение процесса впуска, так и после закрытия впускного клапана.
Влияние аэродинамического
сопротивления на процесс выпуска
На рис. 5 и 6 показаны зависимости скорости потока воздуха wx и давления рх в выпускном канале от угла поворота коленчатого вала ф при разных его частотах вращения и при использовании различных фильтров выпуска.
Исследования проводились для различных частот вращения коленчатого вала (от 600 до 3000 мин1) при разных избыточных давлениях на выпуске рь (от 0,5 до 2,0 бар) без глушителя шума и при его наличии.
Установлено, что в обоих случаях (с глушителем и без) пульсации скорости потока воздуха наиболее ярко проявились при низких частотах вращения коленчатого вала. При этом в выпускном канале с глушителем шума значения максимальной скорости потока воздуха остаются при-
мерно такими же, как и без него. После закрытия выпускного клапана скорость потока воздуха в канале при всех условиях не становится равной нулю, а наблюдаются некоторые флуктуации скорости (см. рис. 5), что характерно и для процесса впуска (см. выше). При этом установка глушителя шума на выпуске приводит к существенному увеличению пульсаций скорости потока воздуха при всех условиях (особенно при рь = 2,0 бар) как в течение процесса выпуска, так и после закрытия выпускного клапана.
Следует отметить противоположное влияние аэродинамического сопротивления на характеристики процесса впуска в ДВС, где при использовании воздушного фильтра пульсационные эффекты в процессе впуска и после закрытия впускного клапана присутствовали, но затухали явно быстрее, чем без него. При этом наличие фильтра в системе впуска приводило к снижению максимальной скорости потока воздуха и ослаблению динамики процесса, что хорошо согласуется с ранее полученными результатами в работе .
Увеличение аэродинамического сопротивления выхлопной системы приводит к некоторому увеличению максимальных давлений в процессе выпуска, а также смещению пиков за ВМТ. При этом можно отметить, что установка глушителя шума выпуска приводит к уменьшению пульсаций давления потока воздуха при всех условиях как в течение процесса выпуска, так и после закрытия выпускного клапана.
ых. м/с 118 100 46 16
1 1 к. Т «ААі к т 1 Закрытие МпЦскного клапана
Открытие Ьыпискного |<лапана ^ 1 1 А ікТКГ- ~/М" ^ 1
" "" і | у і \/ ~ ^
540 (р, граб, п.к.й. 720 НМТ ВМТ
Рис. 5. Зависимость скорости воздуха wх в выпускном канале от угла поворота коленчатого вала ф при разных частотах вращения коленчатого вала и разных фильтрующих элементах: а - п = 1500 мин-1; б - 3000 мин-1. 1 - без фильтра; 2 - стандартный воздушный фильтр; 3 - тканевый фильтр
Рх. 5ПР 0,150
1 1 1 1 1 1 1 1 1 II 1 1 1 II 1 1 л "А 11 1 1 /\ 1.’, и II 1 1
Открытие | йыпцскного 1 іклапана Л7 1 ч і _ / 7 / " ,Г ы 1 \Ч Закрытие бьтцскного Г /КГкТї алана -
ч-" 1 1 1 1 1 і 1 Л Л _л/ і і ч/ 1 1
540 (р, гроб, п.к.6. 720
Рис. 6. Зависимость давления рх в выпускном канале от угла поворота коленчатого вала ф при разных частотах вращения коленчатого вала и разных фильтрующих элементах: а - п = 1500 мин-1; б - 3000 мин-1. 1 - без фильтра; 2 - стандартный воздушный фильтр; 3 - тканевый фильтр
На основе обработки зависимостей изменения скорости потока за отдельный такт было рассчитано относительное изменение объемного расхода воздуха Q через выпускной канал при размещении глушителя. Установлено, что при низких избыточных давлениях на выпуске (0,1 МПа) расход Q в выпускной системе с глушителем меньше, чем в системе без него. При этом если на частоте вращения коленчатого вала 600 мин-1 эта разница составляла примерно 1,5 % (что лежит в пределах погрешности), то при п = 3000 мин4 эта разница достигала 23 %. Показано, что для высокого избыточного давления, равного 0,2 МПа, наблюдалась противоположная тенденция. Объемный расход воздуха через выпускной канал с глушителем был больше, чем в системе без него. При этом при низких частотах вращения коленчатого вала это превышение составляло 20 %, а при п = 3000 мин1 -лишь 5 %. По мнению авторов, подобный эффект можно объяснить некоторым сглаживанием пульсаций скорости потока воздуха в выпускной системе при наличии глушителя шума.
Заключение
Проведенное исследование показало, что на процесс впуска в поршневом двигателе внутреннего сгорания оказывает существенное влияние аэродинамическое сопротивление впускного тракта:
Возрастание сопротивления фильтрующего элемента сглаживает динамику процесса наполнения, но при этом снижает скорость потока воздуха, что соответственно уменьшает коэффициент наполнения;
Влияние фильтра усиливается с ростом частоты вращения коленчатого вала;
Было установлено пороговое значение коэффициента сопротивления фильтра (примерно 50-55), после которого его величина не оказывает влияния на расход.
При этом было показано, что аэродинамическое сопротивление выхлопной системы также значительно влияет на газодинамические и расходные характеристики процесса выпуска:
Увеличение гидравлического сопротивления выпускной системы в поршневом ДВС приводит к усилению пульсаций скорости потока воздуха в выпускном канале;
При низких избыточных давлениях на выпуске в системе с глушителем шума наблюдается уменьшение объемного расхода через выпускной канал, тогда как при высоких рь - наоборот, происходит его увеличение по сравнению с выпускной системой без глушителя.
Таким образом, полученные результаты могут быть использованы в инженерной практике с целью оптимального выбора характеристик глушителей шума впуска и выпуска, что может оказать положи-
тельное влияние на наполнение цилиндра свежим зарядом (коэффициент наполнения) и качество очистки цилиндра двигателя от отработавших газов (коэффициент остаточных газов) на определенных скоростных режимах работы поршневых ДВС.
Литература
1. Драганов, Б.Х. Конструирование впускных и выпускных каналов двигателей внутреннего сгорания / Б.Х. Драганов, М.Г. Круглов, В. С. Обухова. - Киев: Вища шк. Головное изд-во, 1987. -175 с.
2. Двигатели внутреннего сгорания. В 3 кн. Кн. 1: Теория рабочих процессов: учеб. / В.Н. Лу-канин, К.А. Морозов, А.С. Хачиян и др.; под ред. В.Н. Луканина. - М.: Высш. шк., 1995. - 368 с.
3. Шароглазов, Б.А. Двигатели внутреннего сгорания: теория, моделирование и расчет процессов: учеб. по курсу «Теория рабочих процессов и моделирование процессов в двигателях внутреннего сгорания» /Б.А. Шароглазов, М.Ф. Фарафонтов, В.В. Клементьев; под ред. засл. деят. науки РФ Б.А. Шароглазова. - Челябинск: ЮУрГУ, 2010. -382 с.
4. Современные подходы к созданию дизелей для легковых автомобилей и малолитражных гру-
зовиков /А.Д. Блинов, П.А. Голубев, Ю.Е. Драган и др.; под ред. В. С. Папонова и А. М. Минеева. - М.: НИЦ «Инженер», 2000. - 332 с.
5. Экспериментальное исследование газодинамических процессов в системе впуска поршневого ДВС / Б.П. Жилкин, Л.В. Плотников, С.А. Корж, И.Д. Ларионов // Двигателестроение. - 2009. -№ 1. - С. 24-27.
6. Об изменении газодинамики процесса выпуска в поршневых ДВС при установке глушителя / Л.В. Плотников, Б.П. Жилкин, А.В. Крестовских, Д.Л. Падаляк // Вестник академии военных наук. -2011. - № 2. - С. 267-270.
7. Пат. 81338 RU, МПК G01 Р5/12. Термоанемометр постоянной температуры / С.Н. Плохов, Л.В. Плотников, Б.П. Жилкин. - № 2008135775/22; заявл. 03.09.2008; опубл. 10.03.2009, Бюл. № 7.
