Probabil, merită să vorbim mai multe despre sistemele de evacuare ale DV-urilor, în general, de a învăța cum să împărțiți "muștele de la pisici", în acest sens nu este ușor de înțeles zona. Nu este ușor din punctul de vedere al proceselor fizice care apar în toba de eșapament după ce motorul a terminat deja un alt lucrător și, ar părea, a făcut slujba lui.
Apoi vom discuta modelul motoarelor în doi timpi, dar tot raționamentul este valabil pentru patru lovituri și pentru motoarele "non-model" cube.
Permiteți-mi să vă reamintesc că departe de fiecare tract de evacuare a DVS, chiar construit în funcție de diagrama rezonantă, poate oferi o creștere a motorului de alimentare sau motor, precum și reducerea nivelului de zgomot. În general, acestea sunt două cerințe reciproc exclusive, iar sarcina designerului sistemului de evacuare este de obicei redusă la căutarea unui compromis între zgomotul DVS și puterea sa în unul sau altul mod de operare.
Acest lucru se datorează mai multor factori. Luați în considerare motorul "ideal", în care pierderea internă a energiei pentru frecare de noduri glisante este zero. Nu vom lua în considerare pierderile în rulmenți și pierderea, inevitabil atunci când fluxurile interne procese de gaze-dinamice (aspirație și purjare). Ca rezultat, toată energia eliberată în timpul arderii amestecurile de combustibilva fi cheltuit pe:
1) Lucrarea utilă a driverelor modelului (elice, roată etc. Nu este posibil să se ia în considerare eficiența acestor noduri, este un subiect separat).
2) pierderile care decurg dintr-o altă fază ciclică a procesului lucrarea DVS - Evacuare.
Este pierderea de evacuare care merită luată în considerare în detaliu. Subliniez faptul că nu este vorba despre tact de accident vascular cerebral (am fost de acord că motorul "în interiorul însăși este ideal), ci despre pierderile de" ejectare "ale combustiei amestecului de combustibil din motor în atmosferă. Ele sunt determinate în principal, rezistența dinamică a căii de evacuare în sine este totul care se alătură motorului motorului. De la intrarea în orificiile de ieșire ale "amortizorului". Sper că nu trebuie să conving pe nimeni că cu atât este mai mică rezistența canalelor, conform căreia gazele de la motor sunt "plecate", cu atât mai puțin va trebui să cheltuiți eforturile asupra acestuia și cu cât este mai rapid procesul de " Separarea gazelor "va trece.
Evident, este faza de evacuare a sistemului de combustie internă care este principalul în procesul de formare a zgomotului (uitați de zgomotul care apare în timpul aspirației și arsurii combustibilului în cilindru, precum și despre zgomotul mecanic din operație a mecanismului - zgomotul mecanic mex perfect poate fi pur și simplu). Este logic să presupunem că, în această aproximare, eficiența totală a DV-urilor va fi determinată de relația dintre munca utilă și pierderea de evacuare. În consecință, reducerea pierderii de evacuare va crește eficiența motorului.
Unde este pierderea energiei când este cheltuită evacuarea? Firește, acesta este convertit în fluctuații acustice în mediul înconjurător (atmosferă), adică În zgomot (desigur, există și o încălzire a spațiului înconjurător, dar încă ne implicăm). Locul apariției acestui zgomot este o tăietură a unei ferestre de evacuare a motorului, unde există o extindere asemănătoare saloanelor de gaze de eșapament, care inițiază unde acustice. Fizica acestui proces este foarte simplă: La momentul deschiderii ferestrei de evacuare într-un volum mic al cilindrului există o mare parte a reziduurilor gazoase comprimate de produse de combustie a combustibilului, care la intrarea în spațiul înconjurător sunt expandate rapid și brusc, și apare o lovitură de gaze-dinamică, provocând oscilații acustice ulterioare în aer (amintiți-vă de bumbacul care decurge din cerșerea unei sticle de șampanie). Pentru a reduce acest bumbac, este suficient să creșteți timpul de expirare a gazelor comprimate din cilindrul (sticla), limitând secțiunea transversală a ferestrei de eșapament (deschidere fără probleme). Dar această metodă de reducere a zgomotului nu este acceptabilă pentru un motor real, care, după cum știm, puterea depinde direct de revoluții, prin urmare - de la viteza tuturor proceselor curgătoare.
Puteți reduce zgomotul evacuării într-un alt mod: nu limitați zona transversală a ferestrei de eșapament și a timpului de expirare a gazelor de eșapament, dar limitați viteza expansiunii lor în atmosferă. Și această metodă a fost găsită.
Înapoi în anii 30 ai secolului trecut, motocicletele și mașinile sportive au început să echipeze conductele conice de evacuare conice cu un mic unghi de deschidere. Aceste amortizoare au fost numite "megafone". Au redus ușor nivelul zgomotului de evacuare al motorului și, în unele cazuri, a fost, de asemenea, nesemnificativ, pentru a crește puterea motorului datorită îmbunătățirii curățeniei cilindrului de la rămășițele gazelor uzate datorită inerției stâlpului de gaz se deplasează în interiorul conicului țeavă de eșapament.
Calculele și experimentele practice au arătat că unghiul optim al megafonului este aproape de 12-15 grade. În principiu, dacă faceți un megafon cu un astfel de unghi de dezvăluit foarte lung, acesta va stinge în mod eficient zgomotul motorului, aproape fără a reduce capacitatea sa, dar în practică, astfel de structuri nu sunt puse în aplicare datorită deficiențelor și restricțiilor de proiectare evidente.
O altă modalitate de a reduce zgomotul DVS este de a minimiza pulsațiile gazelor de eșapament la ieșirea sistemului de evacuare. Pentru aceasta, evacuarea nu este făcută direct în atmosferă și într-un receptor intermediar de volum suficient (în mod ideal, de cel puțin 20 de ori mai mare decât volumul de lucru al cilindrului), cu eliberarea ulterioară a gazelor printr-o gaură relativ mică, din care poate fi de mai multe ori mai mică decât fereastra zonei de evacuare. Astfel de sisteme netezim natura pulsatorie a mișcării amestecului de gaz la orificiul motorului, transformându-l în aproape de uniformă - progresivă la orificiul de eșapament.
Permiteți-mi să vă reamintesc că discursul în acest moment se referă la sistemele devastatoare care nu măresc rezistența la gaze-dinamică la gazele de eșapament. Prin urmare, nu mă voi referi la tot felul de trucuri ale tipului de rețele metalice din interiorul camerei devastatoare, partiții perforate și țevi, care, desigur, vă permit să reduceți zgomotul motorului, dar în detrimentul puterii sale.
Următorul pas în dezvoltarea amortizoarelor a fost sistemele constând din diferite combinații ale metodelor descrise mai sus. Voi spune imediat, în cea mai mare parte este departe de a fi ideal, pentru că Într-un grad sau alta, rezistența gazo-dinamică a căii de evacuare crește, ceea ce duce în mod unic la o scădere a puterii motorului transmisă propulsiei.
//
Pagină: (1)
2 3 4 ... 6 »
Utilizarea țevilor de evacuare rezonante pe modelele de motor a tuturor clasei vă permite să măriți dramatic rezultatele sportive ale competiției. Cu toate acestea, parametrii geometrici ai țevilor sunt determinate, de regulă, prin metoda de încercare și de eroare, deoarece până acum nu există o înțelegere clară și o interpretare clară a proceselor care apar în aceste dispozitive dinamice gaze. Și în câteva surse de informații cu această ocazie, sunt date concluzii conflictuale care au o interpretare arbitrară.
Pentru un studiu detaliat al proceselor din țevile unei evacuări personalizate, a fost creată o instalație specială. Se compune dintr-un suport pentru motoarele de rulare, un motor adaptor - o țeavă cu fitinguri pentru selectarea presiunii statice și dinamice, a doi senzori piezoelectrici, osciloscop cu două fascicule C1-99, o cameră de evacuare rezonantă din R-15 Motorul cu un "telescop" și un tub de casă cu suprafețe negre și izolație termică suplimentară.
Presiunile din țevile din zona de evacuare au fost determinate după cum urmează: Motorul a fost afișat pe revizuirile rezonante (26000 rpm), datele de la senzorii piezoelectrici atașați la Octuci de senzori piezoelectrici au fost afișați pe osciloscop, frecvența mării de care este sincronizată cu frecvența de rotație a motorului, iar oscilograma a fost înregistrată pe film.
După ce filmul se manifestă într-un dezvoltator contrastant, imaginea a fost transferată la tracțiune pe scara ecranului osciloscopului. Rezultatele pentru țeava din motorul R-15 sunt prezentate în figura 1 și pentru un tub de casă cu izolație termică neagră și suplimentară - în figura 2.
Pe programe:
P Dyn - presiune dinamică, P ST - presiune statică. OSO - Deschiderea ferestrei de eșapament, NMT - Punctul mort inferior, legătura este închiderea ferestrei de eșapament.
Analiza curbelor vă permite să identificați distribuția presiunii la intrarea tubului rezonant în funcție de faza de rotație a arborelui cotit. Creșterea presiunii dinamice din momentul în care fereastra de eșapament este descoperită cu diametrul duzei de ieșire 5 mm are loc pentru R-15 aproximativ 80 °. Și minimul său se află la 50 ° - 60 ° din partea inferioară a punctului mort la curățarea maximă. Presiunea crescută în valul reflectat (de la minim) la momentul închiderii ferestrei de eșapament este de aproximativ 20% din valoarea maximă a întârzierii R. în acțiunea valului de evacuare reflectată - de la 80 la 90 °. Pentru presiune statică, se caracterizează printr-o creștere a 22 ° C "platou" pe graficul de până la 62 ° față de deschiderea ferestrei de eșapament, cu cel puțin 3 ° față de partea inferioară a punctului mort. Evident, în cazul utilizării unei țevi de evacuare similare, fluctuațiile de purjare apar la 3 ° ... 20 ° după partea inferioară a punctului mort și în nici un caz de 30 ° după ce deschiderea ferestrei de eșapament a fost gândită anterior.
Aceste studii ale țevii de casă diferă de datele R-15. Presiunea dinamică crescută până la 65 ° față de deschiderea ferestrei de evacuare este însoțită de un minim situat la 66 ° după partea inferioară a punctului mort. În același timp, creșterea presiunii valului reflectat de la minim este de aproximativ 23%. Încărcarea în acțiunea gazelor de eșapament este mai mică, ceea ce se datorează, probabil, creșterii temperaturii în sistemul izolat termic și este de aproximativ 54 °. Oscilațiile de purjare sunt marcate la 10 ° după partea inferioară a punctului mort.
Comparând grafica, se poate observa că presiunea statică în conducta izolată termică la momentul închiderii ferestrei de eșapament este mai mică decât în \u200b\u200bR-15. Cu toate acestea, presiunea dinamică are un val maxim de un val reflectat de 54 ° după închiderea ferestrei de eșapament și în R-15, acest maxim mutat cu 90 "! Diferențele sunt asociate cu diferența dintre diametrele conductelor de eșapament: pe R-15, după cum sa menționat deja, diametrul este de 5 mm și pe termoizolarea termică - 6,5 mm. În plus, datorită geometriei mai avansate a țevii R-15, coeficientul de restaurare a presiunii statice este mai mult.
Coeficientul de eficiență al țevii de evacuare rezonante depinde în mare măsură de parametrii geometrici ai țevii în sine, secțiunea transversală a țevii de eșapament a motorului, regimul de temperatură și fazele de distribuție a gazelor.
Utilizarea traverselor de control și selectarea regimului de temperatură a țevii de evacuare rezonante va permite transferul presiunii maxime a valului de gaze de eșapament reflectat până la închiderea ferestrei de eșapament și, prin urmare, creșteți brusc eficiența.
480 RUB. | 150 UAH. | $ 7.5 ", Mouseoff, FGCOLOR," #FFFFCC ", Bgcolor," # 393939 "); Onmouseut \u003d "retur nd ();"\u003e Perioada de disertație - 480 RUB., Livrare 10 minute , în jurul ceasului, șapte zile pe săptămână și sărbători
Grigoriev Nikita Igorevich. Dinamica gazelor și schimbul de căldură în conducta de evacuare a motorului pistonului: disertația ... Candidatul științelor tehnice: 01.04.14 / Grigoriev Nikita Igorevich; [Locul de protecție: statul federal autonom instituție educațională Educația profesională superioară "Universitatea Ural Federală numită după primul președinte al Rusiei B. N. Yeltsin" http://lib.urfu.ru/mod/data/view.php?d\u003d51&rid\u003d238321] .- Ekaterinburg, 2015.- 154 Cu .
Introducere
Capitolul 1. Starea emisiunii și stabilirea obiectivelor studiului 13
1.1 Tipuri de sisteme de evacuare 13
1.2 Studii experimentale privind eficacitatea sistemelor de evacuare. 17.
1.3 Studii de soluționare a eficacității sistemelor de absolvire 27
1.4 Caracteristicile proceselor de schimb de căldură în sistemul de evacuare al motorului de combustie internă cu piston 31
1.5 Concluzii și stabilirea sarcinilor 37
Capitolul 2. Metodologia cercetării și descrierea instalării experimentale 39
2.1 Alegerea unei metodologii pentru studiul dinamicii gazelor și caracteristicile de schimb de căldură ale procesului de ieșire a motorului pistonului 39
2.2 Executarea constructivă a instalației experimentale pentru studiul procesului de eliberare în Piston DVS 46
2.3 Măsurarea unghiului de rotație și frecvență a arborelui de distribuție 50
2.4 Definiția fluxului instant 51
2.5 Măsurarea coeficienților locali de transfer de căldură instantanee 65
2.6 Măsurarea fluxului de suprapresiune în calea de absolvire 69
2.7 Sistemul de colectare a datelor 69
2.8 Concluzii la capitolul 2
Capitolul 3. Gaz Dynamics I. consumabile Procesul de eliberare 72
3.1 Procesul de eliberare a dinamicii și consumabilelor în motorul cu piston combustie interna Fără suprapunere 72.
3.1.1 Cu o conductă cu o secțiune transversală circulară 72
3.1.2 pentru conducte cu secțiunea transversală pătrată 76
3.1.3 cu conducte triunghiulare secțiune transversală 80
3.2 Dinamica gazelor și caracteristicile cheltuielilor ale procesului de eliberare motor cu piston Combustie internă cu supraveghere 84
3.3 Concluzie la capitolul 3 92
Capitolul 4. Transferul instantaneu de căldură în canalul de evacuare al motorului piston al arderii interne 94
4.1 Procesul instant de transfer de căldură locală al unei combustie internă a unui motor cu combustie internă fără supercuitare 94
4.1.1 Cu o conductă cu secțiunea transversală rotundă 94
4.1.2 pentru conducte cu secțiunea transversală pătrată 96
4.1.3 cu o conductă cu o secțiune transversală triunghiulară 98
4.2 Procesul de transfer de căldură instantaneu al ieșirii motorului piston al arderii interne cu reducerea 101
4.3 Concluzii la capitolul 4 107
Capitolul 5. Stabilizarea fluxului în canalul de evacuare al motorului piston al arderii interne 108
5.1 Schimbarea pulsărilor de flux în canalul de evacuare a motorului cu piston utilizând o ejecție constantă și periodică 108
5.1.1 Suprimarea pulsațiilor de flux în priză folosind o ejecție constantă 108
5.1.2 Schimbarea pulsărilor de flux în canalul de evacuare prin ejecție periodică 112 5.2 Design constructiv și tehnologic al tractului de evacuare cu ejecția 117
Concluzie 120.
Bibliografie
Studii estimate privind eficacitatea sistemelor de absolvire
Sistemul de evacuare al motorului cu piston este de a elimina cilindrii motorului gazelor de eșapament și de a le furniza turbinei turbocompresorului (în motoarele de supraveghere) pentru a transforma energia rămasă după fluxul de lucru munca mecanica pe copacul tk. Canalele de evacuare sunt efectuate de o conductă comună, turnate din fontă cenușie sau rezistentă la căldură sau din aluminiu în cazul răcirii sau din duze separate de fontă. Pentru a proteja personalul de service din arsuri, conducta de eșapament poate fi răcită cu apă sau acoperită cu material izolator termic. Conductele termoizolante sunt mai preferate pentru motoarele cu suprapuneri cu turbină cu gaz. Deoarece în acest caz, pierderea energiei gazelor de eșapament este redusă. Deoarece atunci când este încălzit și răcit lungimea modificărilor conductei de evacuare, atunci compensatoarele speciale sunt instalate în fața turbinei. Pe motoare mari Compensatoarele combină, de asemenea, secțiuni individuale ale conductelor de evacuare, care, conform motivelor tehnologice, fac compozit.
Informații despre parametrii gazului înainte de turbina turbochargeră dinamica în timpul fiecărui ciclu de lucru DVS au apărut în anii '60. Unele rezultate ale studiilor privind dependența temperaturii instantanee a gazelor de eșapament din sarcina pentru motorul în patru timpi pe o suprafață mică a rotației arborelui cotit datat cu aceeași perioadă de timp sunt, de asemenea, cunoscute. Cu toate acestea, nici în acest sens, nici în alte surse există astfel de caracteristici importante Ca intensitate locală de transfer de căldură și debitul gazului în canalul de evacuare. Dieselurile cu un superior poate fi de trei tipuri de organizare a alimentării cu gaz din capul cilindrului până la turbină: un sistem de presiune permanentă a gazului în fața turbinei, un sistem de puls și un sistem de supraîncărcare cu un convertor de impulsuri.
În sistemul de presiune constantă, gazele din toate cilindrii intră într-un colector mare de evacuare dintr-un volum mare, care servește ca receptor și înșurubează în mare măsură pulsațiile de presiune (Figura 1). În timpul eliberării gazului din cilindru în conducta de eșapament, se formează un val de presiune ridicat de amplitudine. Dezavantajul unui astfel de sistem este o scădere puternică a performanței gazului în timp ce curge din cilindru prin colector la turbină.
Cu o astfel de organizație a eliberării gazelor din cilindru și alimentarea acestora la aparatul de duze a turbinei scade pierderea de energie asociată cu extinderea lor bruscă în timpul expirării cilindrului în conductă și conversia de două ori Energia: energia cinetică care rezultă din cilindrul de gaze în energia potențială a presiunii lor în conductă și ultima din nou în energia cinetică a aparatului duzei din turbină, așa cum se întâmplă în sistemul de absolvire cu presiune de presiune constantă intrarea în turbină. Ca urmare a acestui rezultat, în timpul sistemului pulsat, funcționarea de unică folosință a gazelor din turbină crește și presiunea acestora scade în timpul eliberării, ceea ce reduce costul puterii de a efectua schimb de gaz în cilindrul motorului pistonului.
Trebuie remarcat faptul că, cu un superior pulsat, condițiile de conversie a energiei în turbină sunt semnificativ deteriorate datorită nonstarității fluxului, ceea ce duce la o scădere a eficienței acestuia. În plus, definiția parametrilor calculați ai turbinei este împiedicată datorită variabilelor de presiune și temperaturii gazului înainte de turbină și în spatele acesteia și alimentarea de separare a gazului la aparatul său de duze. În plus, designul atât motorului în sine, cât și turbinei turbocompresorului este complicat datorită introducerii colectorilor separați. Ca rezultat, o serie de firme cu productie in masa Motoarele cu turbină cu gaz superior aplică un sistem de creștere a presiunii constante înainte de turbină.
Supravegherea convertorului de impuls este intermediară și combină beneficiile pulsațiilor de presiune din colectorul de evacuare (reducând funcționarea sărăciei și îmbunătățirea curățării cilindrului) cu un câștigător de la reducerea valurilor de presiune în fața turbinei, ceea ce crește eficiența acestora din urmă.
Figura 3 - Sistem superior cu convertor de impuls: 1 - duza; 2 - duze; 3 - cameră; 4 - Difuzor; 5 - Conductă
În acest caz, gazele de eșapament de pe țevile 1 (Figura 3) sunt rezumate prin duze 2, într-o singură conductă, care combină eliberările din cilindri, ale căror faze nu sunt suprapuse de una la alta. La un moment dat, pulsul de presiune dintr-una din conducte atinge un maxim. În acest caz, rata maximă de expirare a gazelor de la duza conectată la această conductă devine maximă, ceea ce duce la efectul de ejecție la rezoluție într-o altă conductă și, prin urmare, facilitează curățarea cilindrilor atașați la acesta. Procesul de expirare a duzei se repetă cu o frecvență ridicată, prin urmare, în camera 3, care îndeplinește rolul unui mixer și un amortizor, se formează un flux mai mic sau mai puțin uniform, energia cinetică a cărei în difuzorul 4 ( Reducerea vitezei) este transformată într-un potențial datorită creșterii presiunii. Din conducta 5 gaze intră în turbină la o presiune aproape constantă. O diagramă structurală mai complexă a convertorului de impuls constând din duze speciale la capetele conductelor de eșapament, combinate de un difuzor comun, este prezentată în figura 4.
Fluxul din conducta de eșapament este caracterizat prin nonstationaritatea pronunțată cauzată de frecvența procesului în sine și de nonstataritatea parametrilor de gaz la frontierele cilindrului de evacuare și turbinei. Rotația canalului, defalcarea profilului și schimbarea periodică a acestuia caracteristicile geometrice La porțiunea de intrare a fantei supapei, este cauza separării stratului limită și a formării unor zone vastă stagnante, ale căror dimensiuni sunt schimbate în timp. În zonele de stagnare, un debit rambursabil cu voturi pulsatoare la scară largă, care interacționează cu fluxul principal în conductă și determină în mare măsură caracteristicile de curgere ale canalelor. Nonstaritatea fluxului se manifestă în canalul de evacuare și în condiții de limită staționară (cu o supapă fixă) ca rezultat al valurilor de congestionare. Dimensiunile vrăjitoarelor non-staționare și frecvența valurilor lor pot determina în mod semnificativ numai prin metode experimentale.
Complexitatea studiului experimental al structurii fluxurilor de vortex non-staționare forțează designerii și cercetătorii să utilizeze atunci când aleg geometria optimă a canalului de evacuare prin compararea consumabilelor integrale și a caracteristicilor energetice ale fluxului, obținute în mod obișnuit în condiții staționare pe modelele fizice, adică, cu purjare statică. Cu toate acestea, nu se acordă fiabilitatea fiabilității acestor studii.
Lucrarea prezintă rezultatele experimentale ale studierii structurii fluxului în canalul de evacuare al motorului și efectuate analiza comparativa Structuri și caracteristici integrale ale fluxurilor în condiții staționare și nontationare.
Rezultatele testelor unui număr mare de variante de ieșire indică eficacitatea insuficientă a abordării obișnuite a profilului bazate pe făptașii fluxului staționar în genunchii țevilor și conductelor scurte. Există adesea cazuri de incoerență a celor proiectate și reale ale caracteristicilor cheltuielilor din geometria canalului.
Măsurarea unghiului de rotație și frecvența rotației arborelui cu came
Trebuie remarcat faptul că diferențele maxime dintre valorile TPS definite în centrul canalului și în apropierea peretelui (variația razei canalului) sunt observate în secțiunile de comandă, aproape de intrarea la canalul sub studiați și ajungeți la 10,0% din IPI. Astfel, dacă valurile forțate ale fluxului de gaze timp de 1x la 150 mm ar fi mult mai puțin cu o perioadă de o perioadă de IPI \u003d 115 ms, curentul trebuie să fie caracterizat ca un curs cu un grad înalt de non-staționare. Acest lucru sugerează că regimul de flux de tranziție în canalele instalației de energie nu a fost încă finalizat, iar următoarea indignare a afectat deja. Iar, dimpotrivă, dacă pulsările fluxului ar fi mult mai mult cu o perioadă de TR, curentul ar trebui considerat un quasistationar (cu un grad scăzut de nontationar). În acest caz, înainte de apariția perturbației, modul hidrodinamic tranzitoriu are timp pentru a finaliza și cursul de aliniat. Și, în final, dacă debitul de curgere a fost aproape de valoarea TR, curentul trebuie să fie caracterizat ca moderat non-staționar, cu un grad din ce în ce mai mic de nontationar.
Ca exemplu de utilizare posibilă a timpilor caracteristice propuse pentru evaluarea timpilor caracteristici, este luată în considerare fluxul de gaz în canalele de evacuare ale inginerilor de pistoane. Mai întâi, consultați figura 17, la care dependența debitului WX din unghiul de rotație a arborelui cotit F (Figura 17, A) și în timpul T (Figura 17, B). Aceste dependențe au fost obținute pe modelul fizic al dimensiunii DVS de același cilindru 8.2 / 7.1. Se poate observa din figura că reprezentarea dependenței WX \u003d F (F) este puțin informativă, deoarece nu reflectă exact esența fizică procesele care apar în canalul de absolvire. Cu toate acestea, tocmai în această formă sunt luate aceste grafice pentru a se supune în domeniul câmpului motorului. În opinia noastră, este mai corectă utilizarea dependențelor temporale WX \u003d / (t) pentru a analiza.
Analizăm dependența WX \u003d / (t) pentru n \u003d 1500 min "1 (Figura 18). După cum se poate observa, la această viteză a arborelui cotit, durata întregului proces de eliberare este de 27,1 ms. Transitional procesul hidrodinamic În priză începe după deschiderea supapei de evacuare. În acest caz, este posibil să se selecteze zona cea mai dinamică a ridicării (intervalul de timp, în timpul căreia apare o creștere accentuată a debitului), a cărei durată este de 6,3 ms. După aceasta, creșterea debitului este înlocuită de declinul său. După cum se arată mai devreme (Figura 15), pentru această configurație sistem hidraulic Timpul de relaxare este de 115-120 ms, adică semnificativ mai mare decât durata secțiunii de ridicare. Astfel, trebuie să se presupună că începutul eliberării (secțiunea de ridicare) are loc cu un grad înalt de nontationar. 540 ф, grindină de pkv 7 a)
Gazul a fost furnizat din rețeaua totală de pe conducta, pe care a fost instalat manometrul 1 pentru a controla presiunea asupra rețelei și a supapei 2, pentru a controla fluxul. Gazul curgea în receptorul rezervorului 3 cu un volum de 0,04 m3, conține o grilă de aliniere 4 pentru a stinge pulsațiile de presiune. Din rezervorul-receptor 3, conducta de gaz a fost furnizată în camera de suflare a cilindrului 5, în care a fost instalat Honeycomb 6. HoniaComb a fost o grilă subțire și a fost destinată să curețe suporturile de presiune reziduală. Camera 5 a fost atașată la blocul de cilindru 8, în timp ce cavitatea interioară a camerei celulelor cilindrice a fost combinată cu cavitatea interioară a capului blocului cilindrului.
După deschiderea supapei de evacuare 7, gazul din camera de simulare a trecut prin canalul de evacuare 9 la canalul de măsurare 10.
Figura 20 prezintă în detaliu configurația calea de evacuare a instalației experimentale, indicând locațiile senzorilor de presiune și sondele de termotemometru.
Datorită numărului limitat de informații privind dinamica procesului de eliberare, a fost aleasă un canal clasic de ieșire direct cu o secțiune transversală rotundă: capul blocului de cilindru 2 a fost atașat la știfturile unei țevi de evacuare experimentale 4, lungimea țevii a fost de 400 mm și un diametru de 30 mm. În țeavă, trei găuri au fost forate la distanțe L \\, LG și B, respectiv 20,140 și 340 mm pentru instalarea senzorilor de presiune 5 și senzori termo-chaser 6 (Figura 20).
Figura 20 - Configurarea canalului de evacuare a instalării experimentale și localizarea senzorului: 1 - camera de suflare a cilindrului; 2 - capul blocului cilindrului; 3 - supapa de evacuare; 4 - un tub experimental de absolvire; 5 - senzori de presiune; 6 - senzori de termotemometru pentru măsurarea debitului; L este lungimea țevii de ieșire; C_3 Diames în locațiile senzorilor termo-chaser din fereastra de evacuare
Sistemul de măsurare a instalației a făcut posibilă determinarea: colțul curent al rotației și viteza de rotație a arborelui cotit, debitul instantaneu, coeficientul de transfer de căldură instantaneu, presiunea în exces. Metodele de definire a acestor parametri sunt descriși mai jos. 2.3 Măsurarea colțului de rotație și frecvența rotației distribuției
Pentru a determina viteza de rotație și unghiul curent de rotație a arborelui cu came, precum și momentul găsirii pistonului în punctele mortale superioare și inferioare, a fost aplicat un senzor tahometric, schema de instalare, care este prezentată în Figura 21, Deoarece parametrii enumerați mai sus trebuie să fie determinate fără ambiguitate în studiul proceselor dinamice din ICC. patru.
Senzorul tahometric a constat dintr-un disc dințată 7, care avea doar doi dinți situați unul față de celălalt. Discul 1 a fost instalat cu un motor electric 4, astfel încât unul dintre discurile discului corespundea poziției pistonului în punctul mort superior și, respectiv, celalalt punct mort și a fost atașat la arborele folosind Cuplarea 3. Arborele motorului și arborele motorului cu piston au fost conectate prin transmisia curelei.
Când treceți unul dintre dinții din apropierea senzorului inductiv 4, fixat pe trepied 5, ieșirea senzorului inductiv este formată un impuls de tensiune. Folosind aceste impulsuri, puteți determina poziția curentă a arborelui cu came și, în consecință, determinați poziția pistonului. Pentru ca semnalele corespunzătoare NMT și NMT, dinții au fost efectuați unul de celălalt, configurația este diferită una de cealaltă, datorită căreia semnalele de la ieșirea senzorului inductiv aveau amplitudini diferite. Semnalul obținut la ieșirea din senzorul inductiv este prezentat în figura 22: Pulsul de tensiune al unei amplitudini mai mici corespunde poziției pistonului în NTC și pulsului unei amplitudini mai mari, respectiv poziția în NMT.
Procesul dinamicii și consumabilelor de gaze a motorului de combustie internă cu piston cu o suprapunere
În literatura clasică pe teoria fluxului de lucru și a ingineriei, turbocompresorul este considerat în principal cea mai eficientă metodă de forță a motorului, datorită creșterii cantității de aer care intră în cilindrii motorului.
Trebuie remarcat faptul că în surse literare, influența turbocompresorului asupra caracteristicilor gazo-dinamice și termofizice ale fluxului de gaz a conductei de evacuare este extrem de rară. În principal în literatură, turbina turbinelor turbine este luată în considerare cu simplificări, ca element al unui sistem de schimb de gaze, care are rezistență hidraulică la fluxul de gaze la ieșirea cilindrilor. Cu toate acestea, este evident că turbina turbocompresorului joacă un rol important în formarea fluxului de gaze de eșapament și are un impact semnificativ asupra caracteristicilor hidrodinamice și termofizice ale fluxului. Această secțiune discută rezultatele studiului efectului turbinei turbocompresorului asupra caracteristicilor hidrodinamice și termofizice ale fluxului de gaz din conducta de evacuare a motorului pistonului.
Studiile au fost efectuate pe o instalare experimentală, care a fost descrisă anterior, în capitolul al doilea, schimbarea principală este instalarea unui turbocompresor TKR-6 cu o turbină radială axială (Figurile 47 și 48).
Datorită influenței presiunii gazelor de eșapament în conducta de eșapament la fluxul de lucru al turbinei, modelele de modificări ale acestui indicator sunt studiate pe scară largă. Comprimat
Instalarea turbinei turbinei din conducta de evacuare are un efect puternic asupra presiunii și a debitului din conducta de eșapament, care este văzută în mod clar din plugul presiunii și debitul în conducta de evacuare cu turbocompresorul din colțul arborelui cotit (Figurile 49 și 50). Comparând aceste dependențe cu dependențe similare pentru conducta de eșapament fără turbocompresor în condiții similare, se poate observa că instalarea unei turbine de turbocompresor în conducta de eșapament duce la apariția unui număr mare de valuri pe întreaga ieșire a ieșirii cauzate prin acțiunea elementelor de lamă (aparate de duze și rotor) a turbinei. Figura 48 - Tip general de instalare cu turbocompresor
O altă caracteristică caracteristică a acestor dependențe este o creștere semnificativă a amplitudinii fluctuațiilor de presiune și o reducere semnificativă a amplitudinii fluctuațiilor vitezei în comparație cu execuția sistemului de evacuare fără un turbocompresor. De exemplu, la frecvența de rotație a arborelui cotit de 1500 de minute, presiunea maximă a gazului în conducta cu un turbocompresor este de 2 ori mai mare, iar viteza este de 4,5 ori mai mică decât în \u200b\u200bconducta fără turbocompresor. Presiune crescută și reducerea presiunii și reducerea presiunii Viteza în conducta de absolvire este cauzată de rezistența creată de turbină. Este demn de remarcat faptul că valoarea maximă de presiune din conducta turbocompresorului este deplasată în raport cu valoarea maximă de presiune din conducta fără turbocompresor cu până la 50 de grade de rotație a arborelui cotit. Asa de
Dependențele presiunii excesive locale (1x \u003d 140 mm) a PC-ului și debitul WX în conducta de evacuare a secțiunii circulare a motorului cu piston cu un turbocompresor din unghiul de rotație a arborelui cotit P O suprapresiune a eliberării p t \u003d 100 kPa pentru viteze diferite arborelui cotit:
S-a constatat că în conducta de evacuare cu un turbocompresor, valorile maxime ale debitului sunt mai mici decât în \u200b\u200bconducta fără ea. Este demn de remarcat faptul că, în același timp, momentul obținerii valorii maxime ale debitului către o creștere a colțului răsucitei arborelui cotit este caracteristică tuturor modurilor de instalare. În cazul turbocompresorului, viteza de viteză este cea mai pronunțată la viteze reduse de rotație a arborelui cotit, care este, de asemenea, caracteristică și în cazul fără turbocompresor.
Caracteristici similare sunt caracteristice și pentru dependență px \u003d / (p).
Trebuie remarcat faptul că după închiderea supapei de evacuare, viteza gazului din conducta în toate modurile nu este redusă la zero. Instalarea turbinei turbocompresorului din conducta de eșapament duce la netezirea pulsărilor debitului pe toate modurile de funcționare (în special cu suprapresiunea inițială de 100 kPa), atât în \u200b\u200btimpul tactului de ieșire, cât și după capătul său.
Este demn de remarcat faptul că în conducta cu turbocompresor, intensitatea atenuării fluctuațiilor presiunii debitului după ce supapa de evacuare este închisă mai mare decât fără turbocompresor
Trebuie să se presupună că modificările descrise mai sus modificările caracteristicilor gazo-dinamice ale debitului atunci când turbocompresorul este instalat în conducta de evacuare, fluxul de curgere în canalul de evacuare, care în mod inevitabil ar trebui să ducă la modificări ale caracteristicilor termofizice ale procesul de eliberare.
În general, dependența schimbării de presiune în conducta în DV cu superiorul este în concordanță cu obținute anterior.
Figura 53 prezintă graficele dependenței debitului de masă G prin conducta de eșapament de la viteza de rotație a arborelui cotit P la valori diferite ale presiunii excesive a P și a configurațiilor sistemului de evacuare (cu un turbocompresor și fără). Aceste grafice au fost obținute utilizând tehnica descrisă în.
Din graficele prezentate în Figura 53 se poate observa că pentru toate valorile inițiale de presiune în exces fluxul de masă G Gaze în conducta de evacuare este la fel ca dacă există un TC și fără ea.
În unele moduri de funcționare a instalației, diferența dintre caracteristicile cheltuielilor depășește ușor o eroare sistematică, care este de aproximativ 8-10% pentru a determina debitul de masă. 0,0145 g. KG / S.
Pentru conducte cu secțiune transversală pătrată
Sistemul de evacuare cu funcții de ejecție după cum urmează. Gazele de evacuare în sistemul de evacuare provin din cilindrul motorului în canalul din capul cilindrului 7, de unde trece la colectorul de evacuare 2. În galeria de evacuare 2, este instalat un tub de ejecție 4 în care aerul este furnizat printr-un aer ELECTROPNEUMOCLAP 5. O astfel de execuție vă permite să creați o zonă de descărcare imediat în spatele capului cilindrului canalului.
Pentru ca tubul de ejectare să nu creeze o rezistență hidraulică semnificativă în colectorul de evacuare, diametrul său nu trebuie să depășească diametrul acestui colector de 1/10. De asemenea, este necesar să se creeze un mod critic în colectorul de evacuare și apare blocarea ejectorului. Poziția axei tubului de ejecție față de axa colectorului de evacuare (excentricitatea) este selectată în funcție de configurația specifică a sistemului de evacuare și a modului de funcționare a motorului. În acest caz, criteriul de eficacitate este gradul de purificare a cilindrului din gazele de eșapament.
Experimentele de căutare au arătat că descărcarea (presiunea statică) creată în colectorul de evacuare 2 utilizând tubul de ejecție 4 trebuie să fie de cel puțin 5 kPa. În caz contrar, va apărea nivelarea insuficientă a fluxului de pulsatoriu. Acest lucru poate cauza formarea curenților de alimentare în canal, ceea ce va duce la o scădere a eficienței curățării cilindrului și, în consecință, reducerea puterii motorului. Unitatea electronică de comandă a motorului 6 trebuie să organizeze funcționarea electropneumoclapului 5, în funcție de viteza de rotație a arborelui cotit al motorului. Pentru a spori efectul de ejectare la capătul de ieșire al tubului de ejecție 4, poate fi instalată o duză subsonică.
Sa dovedit că valorile maxime ale debitului în canalul de evacuare cu ejectare constantă este semnificativ mai mare decât fără ea (până la 35%). În plus, după închiderea supapei de evacuare a canalului de evacuare cu o ejectare constantă, viteza debitului de ieșire scade mai lentă comparativ cu canalul tradițional, ceea ce indică curățarea continuă a canalului din gazele de eșapament.
Figura 63 prezintă dependențele fluxului local VX prin canalele de ieșire de execuție diferită de viteza de rotație arbore cotit P. Acestea indică faptul că, în întreaga gamă a frecvenței de rotație a arborelui cotit, cu o ejectare constantă, debitul de volum prin creșterea sistemului de evacuare, care ar trebui să conducă la o mai bună curățare a cilindrilor din gazele de eșapament și creșterea puterii motorului.
Astfel, studiul a arătat că utilizarea unei etaje constante în sistemul de evacuare din sistemul de evacuare îmbunătățește purificarea gazului cilindrului în comparație cu sistemele tradiționale prin stabilizarea fluxului în sistemul de evacuare.
Principala diferență fundamentală a acestei metode pe metoda de stingere a debitului în canalul de evacuare a motorului cu piston utilizând efectul ejecției constante este că aerul prin tubul de evacuare este furnizat numai canalului de evacuare numai în timpul tactului de eliberare. Acest lucru poate fi fezabil prin setarea unității electronice de control al motorului sau prin utilizarea unei unități de control speciale, a cărei diagramă este prezentată în Figura 66.
Acest sistem elaborat de autor (Figura 64) este aplicat dacă este imposibil să se asigure controlul procesului de ejecție utilizând unitatea de comandă a motorului. Principiul funcționării unei astfel de scheme constă în următoarele, magneții speciali trebuie instalați pe volantul motorului, trebuie instalate magneți speciali, poziția care ar corespunde momentelor de deschidere și închidere a supapelor de evacuare a motorului. Magneții trebuie instalați în poli diferiți față de senzorul bipolar al holului, care la rândul său ar trebui să fie în imediata vecinătate a magneților. Trecând lângă magnetul senzorului, stabilit de punctul de deschidere a supapelor de evacuare, determină un puls electric mic, care este îmbunătățit de unitatea de amplificare a semnalului 5 și este alimentat de electropneumoclap, ale căror concluziile sunt conectate la Ieșirile 2 și 4 ale unității de comandă, după care se deschide și începe alimentarea cu aer. Se întâmplă când cel de-al doilea magnet rulează lângă senzorul 7, după care electropneumoclapul se închide.
Ne întoarcem la date experimentale care au fost obținute în gama de frecvențe de rotație ale arborelui cotit P de la 600 la 3000 de minute. 1 cu pini de suprapresiune permanentă pe eliberare (de la 0,5 la 200 kPa). În experimente, aer comprimat cu o temperatură de temperatură 22-24 cu tubul de ejecție primit de la autostrada fabrică. Deflecție (presiune statică) pentru tubul de ejecție din sistemul de evacuare a fost de 5 kPa.
Figura 65 prezintă graficele dependenței de presiune locale Px (y \u003d 140 mm) și debitul WX în conducta de eșapament a secțiunii transversale rotunde a motorului pistonului cu o ejectare periodică din unghiul de rotație a arborelui cotit Presiunea excesivă a № \u003d 100 kPa pentru diferite frecvențe de rotație ale arborelui cotit.
Din aceste grafice, se poate observa că pe întregul tact al eliberării există o oscilație a presiunii absolute în calea de absolvire, valorile maxime ale oscilațiilor de presiune ajung la 15 kPa, iar minimul ajunge la descărcarea de 9 kPa. Apoi, ca și în calea clasică de absolvire a secțiunii circulare, acești indicatori sunt, respectiv, de 13,5 kPa și 5 kPa. Este demn de remarcat faptul că valoarea maximă de presiune este observată la viteza arborelui cotit de 1500 min. "1, pe celelalte moduri de funcționare a motorului de oscilație de presiune nu atingeți astfel de valori. Recall. Că în conducta inițială a Secțiunea transversală rotundă, a fost observată creșterea monotonă a amplitudinii fluctuațiilor de presiune în funcție de creșterea frecvenței de rotație a arborelui cotit.
Din diagramele debitului local de gaz a fluxului de gaz din colțul rotației arborelui cotit, se poate observa că vitezele locale în timpul tactului de eliberare din canal utilizând efectul ejecției periodice sunt mai mari decât în \u200b\u200bcanalul clasic al secțiune transversală circulară pe toate modurile motorului. Aceasta indică cea mai bună curățare a canalului de absolvire.
Figura 66, graficele de comparare a dependențelor debitului volumetric al gazului de la viteza de rotație a arborelui cotit în secțiunea transversală fără ejecție și secțiunea transversală rotundă cu o ejecție periodică la diferite suprapresiuni la canalul de intrare de intrare sunt luate în considerare .
Trimiteți-vă munca bună în baza de cunoștințe este simplă. Utilizați formularul de mai jos
Elevii, studenți absolvenți, tineri oameni de știință care folosesc baza de cunoștințe în studiile și munca lor vă vor fi foarte recunoscători.
Postat de http://www.allbest.ru/
Postat de http://www.allbest.ru/
Agenția Federală pentru Educație
Gou VPO "Universitatea Tehnică de Stat Ural - UPI numită după primul președinte al Rusiei B.N. Yeltsin "
Pentru drepturile manuscrise
Teza.
pentru gradul de candidat al științelor tehnice
Dinamica gazelor și transferul local de căldură în sistemul de admisie a motorului pistonului
Dulgheri Leonid Valerevich.
Consilier științific:
doctor fizico-matematic audiența,
profesor Zhilkin B.P.
Yekaterinburg 2009.
sistem de admisie a motorului cu motor cu piston
Teza constă în administrare, cinci capitole, concluzii, o listă de referințe, inclusiv 112 nume. Acesta este prezentat pe 159 de pagini de apelare pe calculator în programul MS Word și este echipat cu desene text 87 și 1 tabel.
Cuvinte cheie: dinamica gazului, motorul de piston, sistemul de admisie, profilarea transversală, consumabilele, transferul local de căldură, coeficientul instantaneu local de transfer de căldură.
Obiectul studiului a fost fluxul de aer non-staționar în sistemul de admisie al motorului piston al arderii interne.
Scopul lucrării este de a stabili modelele de schimbări ale caracteristicilor gazo-dinamice și termice ale procesului de admisie în motorul de combustie internă cu piston din factorii geometrici și de regim.
Se arată că prin plasarea inserțiilor profilate, este posibilă compararea cu un canal tradițional al rundei constante, de a obține o serie de avantaje: o creștere a fluxului de volum de aer care intră în cilindru; Creșterea aburii dependenței V privind numărul de rotație a arborelui cotit n în intervalul de funcționare al frecvenței de rotație la inserția "triunghiulară" a cheltuielilor caracteristice în întreaga gamă de numere de rotație ale arborelui, ca precum și suprimarea pulsărilor de flux de aer de înaltă frecvență în canalul de admisie.
Diferențe semnificative în modelele de schimbare a coeficienților de transfer de căldură din viteza W sub fluxul staționar și pulsatoriu de aer în aport sistemul de KBS.. Apropierea datelor experimentale a fost obținută ecuații pentru calcularea coeficientului local de transfer de căldură în tractul de admisie al FEA, atât pentru debitul staționar, cât și pentru un flux dinamic de pulsare.
Introducere
1. Starea problemei și stabilirea obiectivelor studiului
2. Descrierea metodelor de instalare și măsurare experimentală
2.2 Măsurarea vitezei de rotație și a colțului rotației arborelui cotit
2.3 Măsurarea consumului instantaneu al aerului de aspirație
2.4 Sistem de măsurare a coeficienților instantanee de transfer de căldură
2.5 Sistem de colectare a datelor
3. Procesul de introducere a dinamicii și consumabilelor în motorul de combustie internă la diferite configurații ale sistemului de admisie
3.1 Dinamica gazului procesului de admisie fără a ține seama de efectul elementului de filtrare
3.2 Influența elementului de filtrare asupra dinamicii gazului procesului de admisie în diferite configurații ale sistemului de admisie
3.3 Consumabile și analiza spectrală a procesului de admisie cu diferite configurații ale sistemului de admisie cu diferite elemente de filtrare
4. Transferul de căldură în canalul de admisie al motorului piston al arderii interne
4.1 Calibrarea sistemului de măsurare pentru a determina coeficientul local de transfer de căldură
4.2 Coeficientul local de transfer de căldură în canalul de admisie al motorului de combustie internă la modul de inactivitate
4.3 Coeficientul local de transfer de căldură locală în canalul de admisie al motorului de combustie internă
4.4 Influența configurației sistemului de admisie al motorului de combustie internă asupra coeficientului instantaneu local de transfer de căldură
5. Întrebări aplicație practică Rezultatele muncii
5.1 Design constructiv și tehnologic
5.2 Economisirea energiei și a resurselor
Concluzie
Bibliografie
Lista de denumiri de bază și abrevieri
Toate simbolurile sunt explicate când sunt utilizate pentru prima dată în text. Următoarea este doar o listă a celor mai consumabile denumiri:
d -diameter de țevi, mm;
d e este un diametru echivalent (hidraulic), mm;
F - suprafața, M 2;
i - puterea actuală și;
G debit de aer, kg / s;
L - lungime, m;
l este o dimensiune liniară caracteristică, m;
n este viteza de rotație a arborelui cotit, min -1;
p - Presiune atmosferică, PA;
R - rezistență, ohm;
T - temperatura absolută, la;
t - temperatura pe scala Celsius, o C;
U - tensiune, în;
V - Debitul aerului, M 3 / s;
w - debit de aer, m / s;
Un coeficient de aer în exces;
g - unghiul, grindina;
Unghiul de rotație a arborelui cotit, grindină., P.K.V.;
Coeficientul de conductivitate termică, W / (m K);
Coeficient vâscozitatea cinematică, m 2 / s;
Densitate, kg / m 3;
Timp, s;
Coeficientul de rezistență;
Reduceri de bază:
p.K.V. - rotația arborelui cotit;
DVS - motor cu combustie internă;
NMT - Punctul superior mort;
NMT - Punctul mort inferior
ADC - convertor analog-digital;
BPF - Transformare rapidă Fourier.
Numere:
RE \u003d numărul lui WD / - RANGELD;
NU \u003d D / - Numărul de nusselt.
Introducere
Principala sarcină în dezvoltarea și îmbunătățirea motoarelor cu combustie internă a pistonului este îmbunătățirea umplerii cilindrului cu o încărcătură proaspătă (sau cu alte cuvinte, o creștere a coeficientului de umplere al motorului). În prezent, dezvoltarea DVS a atins un astfel de nivel încât îmbunătățirea oricărui indicator tehnic și economic cel puțin pe partea a zecea parte a procentului cu costuri minime și costuri temporare este o realizare reală pentru cercetători sau ingineri. Prin urmare, pentru a atinge obiectivul, cercetătorii oferă și utilizează o varietate de metode printre cele mai frecvente pot fi distinse prin următoarele: Dynamic (inerțiale) de reducere, turbocompresoare sau suflante de aer, canal de admisie a lungimii variabile, ajustarea mecanismului și fazelor de distribuție a gazelor, optimizarea configurației sistemului de admisie. Utilizarea acestor metode permite îmbunătățirea umplerii cilindrului cu o încărcătură proaspătă, ceea ce la rândul său crește puterea motorului și indicatorii săi tehnici și economici.
Cu toate acestea, utilizarea majorității metodelor luate în considerare necesită investiții semnificative semnificative și o modernizare semnificativă a proiectării sistemului de admisie și a motorului în ansamblu. Prin urmare, una dintre cele mai frecvente, dar nu cele mai simple, până în prezent, metodele de creștere a factorului de umplere este de a optimiza configurația calea de intrare a motorului. În acest caz, studiul și îmbunătățirea canalului de admisie al motorului este cel mai adesea realizat prin metoda de modelare matematică sau de purjele statice ale sistemului de admisie. Cu toate acestea, aceste metode nu pot obține rezultate corecte la nivelul modern al dezvoltării motorului, deoarece, după cum se știe, procesul real în căile de aer cu gaze ale motoarelor este o expirare tridimensională cu jet de cerneală prin intermediul slotului supapei într-o umplutură parțial spațiul cilindrului de volum variabil. O analiză a literaturii a arătat că informațiile privind procesul de admisie în modul dinamic real sunt practic absente.
Astfel, datele fiabile și corecte ale gazului-dinamic și de căldură pentru procesul de admisie pot fi obținute exclusiv în studiile privind modelele dinamice ale DVS sau motoare reale. Numai astfel de date cu experiență pot furniza informațiile necesare pentru a îmbunătăți motorul la nivelul actual.
Scopul lucrării este de a stabili modelele de schimbare a caracteristicilor gazo-dinamice și termice ale procesului de umplere a cilindrului cu o încărcătură proaspătă de motor cu combustie internă cu piston din factorii geometrici și de regim.
Noutatea științifică a principalelor dispoziții ale lucrării este că autorul pentru prima dată:
Caracteristicile de frecvență a amplitudinii ale efectelor de pulsare apărute în fluxul din galeria de admisie (conducta) a motorului pistonului;
O metodă pentru creșterea fluxului de aer (în medie cu 24%) care intră în cilindru utilizând inserții profilate în galeria de admisie, ceea ce va duce la o creștere a puterii motorului;
Se stabilesc modelele de modificări ale coeficientului instantaneu local de transfer de căldură din tubul de admisie al motorului cu piston;
Se arată că utilizarea inserțiilor profilate reduce încălzirea încărcăturii proaspete la admisie cu o medie de 30%, care va îmbunătăți umplutura cilindrului;
Generalizată sub formă de ecuații empirice, datele experimentale obținute privind transferul local de căldură al fluxului pulsatoriu al aerului în galeria de admisie.
Precizia rezultatelor se bazează pe fiabilitatea datelor experimentale obținute prin combinarea metodologiilor de cercetare independente și confirmată de reproductibilitatea rezultatelor experimentale, acordul lor bun la nivelul experimentelor de testare cu acești autori, precum și utilizarea unui a Complexul de metode moderne de cercetare, selectarea echipamentelor de măsurare, testarea și direcționarea sistematică.
Semnificație practică. Datele experimentale obținute creează baza pentru dezvoltarea metodelor de inginerie pentru calcularea și proiectarea sistemelor de cerneală de cerneală și, de asemenea, să extindă reprezentările teoretice despre dinamica gazelor și transferul de căldură la aer în timpul aportului în motorul cu piston. Rezultatele individuale ale lucrărilor au fost făcute la punerea în aplicare a instalației motorului Diesel Ural LLC în proiectarea și modernizarea motoarelor 6DM-21L și 8DM-21L.
Metode de determinare a debitului debitului de aer pulsatoriu în conducta de admisie a motorului și intensitatea transferului de căldură instantanee în el;
Date experimentale privind dinamica gazelor și un coeficient instantaneu local de transfer de căldură în canalul de admisie al canalului de intrare în procesul de admisie;
Rezultatele generalizării datelor privind coeficientul local al transferului de căldură a aerului în canalul de admisie al DV-urilor sub formă de ecuații empirice;
Aprobarea muncii. Principalele rezultate ale studiilor prezentate în teza raportate și au fost prezentate la "Conferințele de raportare ale tinerilor oameni de știință", Yekaterinburg, Ugtu-UPI (2006 - 2008); Departamentul de seminarii științifice "Inginerie teoretică" și "turbine și motoare", Yekaterinburg, Ugtu-upi (2006 - 2008); Conferința științifică și tehnică "Îmbunătățirea eficienței centralelor electrice de mașini cu roți și urmăriri", Chelyabinsk: Școala de Partidul Comunist al Automobile Miliștii din Chelyabinsk (Institutul Militar) (2008); Conferința științifică și tehnică "Dezvoltarea ingineriei în Rusia", St. Petersburg (2009); La consiliul științific și tehnic sub Ural Diesel Motor Plant LLC, Yekaterinburg (2009); La Consiliul Științific și Tehnic pentru tehnologia OJSC NII Autotractant, Chelyabinsk (2009).
Lucrările de disertație a fost efectuată la departamentele "inginerie teoretică de căldură și" turbine și motoare ".
1. Revizuirea stării actuale a studiului sistemelor de admisie a Piston Inlet
Până în prezent, există un număr mare de literatură, în care sunt luate în considerare performanța constructivă a diferitelor sisteme de motoare cu piston de combustie internă, în special elementele individuale ale sistemelor de admisie ale sistemelor de cerneală. Cu toate acestea, nu există practic nici o fundamentare a soluțiilor de proiectare propuse prin analizarea dinamicii gazelor și transferul de căldură al procesului de admisie. Și numai în monografiile individuale oferă date experimentale sau statistice privind rezultatele exploatare, confirmând fezabilitatea uneia sau a unei alte performanțe constructive. În acest sens, se poate argumenta că, până de curând, a fost acordată o atenție suficientă studiului și optimizării sistemelor de admisie a motoarelor cu piston.
În ultimele decenii, în legătură cu înăsprirea cerințelor economice și de mediu pentru motoarele cu combustie internă, cercetătorii și inginerii încep să plătească mai multă atenție îmbunătățirii sistemelor de admisie a motoarelor pe benzină și diesel, crezând că performanța lor este în mare măsură dependentă de Perfecțiunea proceselor care apar în căile de aer.
1.1 Elemente de bază ale sistemelor de intrare a pistonului
Sistemul de admisie al motorului cu piston, în general, constă dintr-un filtru de aer, un galerie de admisie (sau un tub de admisie), capete cilindrice care conțin canale de admisie și de ieșire, precum și mecanismul supapei. De exemplu, în figura 1.1, se arată o diagramă a sistemului de admisie a motorului diesel YMZ-238.
Smochin. 1.1. Schema sistemului de admisie al motorului diesel YMZ-238: 1 - Galeria de admisie (tub); 2 - Garnitură de cauciuc; 3.5 - Conectarea duzelor; 4 - Garnitură estimată; 6 - furtun; 7 - Filtru de aer
Alegerea parametrilor structurali optimi și caracteristicile aerodinamice ale sistemului de admisie predetermină fluxul de lucru eficient și nivelul ridicat de indicatoare de ieșire ale motoarelor cu combustie internă.
Luați în considerare pe scurt fiecare element compozit al sistemului de admisie și al funcțiilor sale principale.
Capul cilindrului este unul dintre elementele cele mai complexe și importante din motorul cu combustie internă. Din selectarea corectă a formei și mărimii elementelor principale (în primul rând, perfecțiunea proceselor de umplere și de amestecare depinde în mare măsură de dimensiunea supapelor de admisie și de evacuare).
Capetele cilindrului sunt realizate în principal cu două sau patru supape pe cilindru. Avantajele designului cu două flăcări sunt simplitatea tehnologiei de fabricație și a schemei de proiectare, în masa și valoarea structurală mai mică, numărul de piese în mișcare în mecanismul de antrenare, costurile de întreținere și reparații.
Avantajele structurilor cu patru flacinate constă în utilizarea mai bună a zonei limitate de circuitul cilindrului, pentru zonele de trecere ale gorlovinei supapei, într-un proces de schimb de gaz mai eficient, într-o tensiune termică mai mică a capului datorită unei uniforme Starea termică, în posibilitatea plasării centrale a duzei sau a lumanarilor, ceea ce crește uniformitatea detaliilor stării termice grupul Piston..
Există și alte modele de capete cilindrice, de exemplu, cu trei supape de admisie și una sau două absolvire pe cilindru. Cu toate acestea, astfel de scheme sunt aplicate relativ rare, în principal în motoarele extrem de afiliate (curse).
Influența numărului de supape pe dinamica gazelor și transferul de căldură în calea de intrare este, în general, practic studiată.
Cele mai importante elemente ale capului cilindrului din punct de vedere al influenței lor asupra dinamicii gazelor și a procesului de intrare a schimbului de căldură în motor sunt tipurile de canale de admisie.
Una dintre modalitățile de optimizare a procesului de umplere este profilarea canalelor de admisie în capul cilindrului. Există o mare varietate de forme de profilare pentru a asigura mișcarea direcțională a încărcăturii proaspete în cilindrul motorului și îmbunătățirea procesului de amestecare, acestea sunt descrise în cele mai detaliate.
În funcție de tipul de proces de amestecare, canalele de admisie sunt efectuate de un singur funcțional (dezgustat), oferind numai umplere cu cilindri cu aer sau cu două funcții (tangențiale, șurub sau alt tip) utilizate pentru încărcarea de aer și răsucire a aerului Cilindru și camera de combustie.
Să ne întoarcem la întrebarea caracteristicilor designului colectorilor de admisie a motoarelor pe benzină și diesel. O analiză a literaturii arată că colectorul de admisie (sau tubul de cerneală) nu are puțină atenție și este adesea luată în considerare numai ca o conductă pentru alimentarea cu aer sau amestec de combustibil în motor.
Filtru de aer Este o parte integrantă a sistemului de admisie a motorului Piston. Trebuie remarcat faptul că în literatură, se acordă mai multă atenție proiectării, materialelor și rezistenței elementelor de filtrare și, în același timp, efectul elementului de filtrare asupra indicatorilor de gaze-dinamic și termic, precum și cheltuielile Caracteristicile sistemului de combustie internă a pistonului, este practic considerată.
1.2 Dinamica gazelor de flux în canalele de admisie și metodele de studiere a procesului de admisie în motorul cu piston
Pentru o înțelegere mai precisă a esenței fizice a rezultatelor obținute de alți autori, acestea sunt prezentate simultan cu metodele teoretice și experimentale utilizate, deoarece metoda și rezultatul sunt într-o singură comunicare organică.
Metodele pentru studiul sistemelor de admisie ale KHOS pot fi împărțite în două grupe mari. Primul grup include analiza teoretică a proceselor din sistemul de admisie, inclusiv simularea numerică. Pentru cel de-al doilea grup, vom atrage toate modalitățile de a studia experimental procesul de admisie.
Alegerea metodelor de cercetare, estimări și ajustare a sistemelor de admisie este determinată de obiectivele stabilite, precum și de posibilitățile materiale existente, experimentale și calculate.
Până în prezent, nu există metode analitice care să permită să fie destul de precis pentru estimarea nivelului de intensitate a gazului în camera de combustie, precum și rezolvarea problemelor private asociate cu o descriere a mișcării în calea de admisie și de expirarea gazelor de la decalajul supapei în procesul real nesalabile. Acest lucru se datorează dificultăților de descriere a fluxului tridimensional al gazelor pe canalele curbiliniare, cu obstacole bruscă, o structură complexă de flux spațial, cu o priză de gaz cu jet prin slotul supapei și un spațiu parțial plin de cilindru de volum variabil, interacțiunea de fluxuri între ei, cu pereții cilindrului și fundul mobil al pistonului. Determinarea analitică a câmpului optim al vitezei în tubul de admisie, în slotul supapei inelului și distribuția fluxurilor din cilindru este complicată de lipsa unor metode precise pentru evaluarea pierderilor aerodinamice care rezultă dintr-o încărcătură proaspătă în sistemul de admisie și la gaz în cilindru și curge în jurul suprafețelor sale interne. Se știe că în canal există zone instabile de tranziție a debitului de la laminar la modul de flux turbulent, regiunea separării stratului de graniță. Structura fluxului este caracterizată de variabile de timp și de locul lui Reynolds, nivelul de non-staționară, intensitatea și amploarea turbulențelor.
Multe lucrări multidirecționale sunt dedicate modelării numerice a mișcării încărcăturii de aer pe intrare. Ele produc modelarea fluxului de admisie a viotexului de admisie a orificiului admisiei pornirii ventilului de admisie, calculul fluxului tridimensional în canalele de admisie ale capului cilindrului, modelarea fluxului în fereastra de admisie și a motorului Cilindru, o analiză a efectului fluxurilor directe și de învârtire asupra procesului de amestecare și a studiilor calculate ale efectului răsucire a încărcăturii în cilindrul diesel, amploarea emisiilor de oxizi de azot și indicatoarele ciclului indicator. Cu toate acestea, numai în unele lucrări, simularea numerică este confirmată de datele experimentale. Și exclusiv pe studii teoretice este dificil de a judeca acuratețea și gradul de aplicabilitate al datelor. De asemenea, trebuie subliniat faptul că aproape toate metodele numerice vizează studierea proceselor din proiectarea deja existentă a orificiului de intrare al sistemului de admisie al intensității DV-urilor pentru a-și elimina deficiențele și a nu dezvolta noi soluții de proiectare eficiente.
În paralel, se aplică metodele clasice analitice pentru calcularea fluxului de lucru în motor și procese separate de schimb de gaze în acesta. Cu toate acestea, în calculele fluxului de gaze din supapele și canalele de admisie și de evacuare, ecuațiile fluxului staționar unic dimensional sunt utilizate în principal, luând curentul cvasi-staționar. Prin urmare, metodele de calcul în cauză sunt estimate exclusiv (aproximativ) și, prin urmare, necesită rafinament experimental în laborator sau pe un motor real în timpul testelor de bancă. Metodele de calculare a schimbului de gaze și principalii indicatori dinamici ai procesului de admisie într-o formulare mai dificilă se dezvoltă în lucrări. Cu toate acestea, ele oferă, de asemenea, doar informații generale despre procesele discutate, nu formează o reprezentare suficient de completă a cursurilor de schimb gazo-dinamic și de căldură, deoarece se bazează pe date statistice obținute în modelarea matematică și / sau purjele statice ale tractului de admisie al cerneala și pe metodele de simulare numerică.
Cele mai exacte și mai fiabile date privind procesul de admisie din motorul cu piston pot fi obținute în studiul pe motoarele cu funcționare reală.
La primele studii ale încărcării în cilindrul motorului din modul de testare a arborelui, experimentele clasice ale Ricardo și numerarul pot fi atribuite. Riccardo a instalat un rotor în camera de combustie și a înregistrat viteza de rotație atunci când este bifată arborele motorului. Anemometrul a fixat valoarea medie a vitezei gazului pentru un singur ciclu. Ricardo a introdus conceptul de "raportul de vortex", corespunzător raportului frecvenței rotorului, a măsurat rotația vârtejului și a arborelui cotit. Cass-ul a instalat placa în camera de combustie deschisă și a înregistrat efectul asupra fluxului de aer. Există și alte modalități de utilizare a plăcilor asociate cu senzorii de tenidați sau inductivi. Cu toate acestea, instalarea plăcilor deformează fluxul rotativ, care este dezavantajul acestor metode.
Cercetarea modernă a dinamicii gazelor direct pe motoare necesită unelte speciale Măsurători care sunt capabile să lucreze în condiții adverse (zgomot, vibrații, elemente de rotație, temperatură ridicată și presiune atunci când arderea combustibilului și în canalele de evacuare). În acest caz, procesele din DV-uri sunt de mare viteză și periodice, astfel încât echipamentul de măsurare și senzorii trebuie să aibă o viteză foarte mare. Toate acestea complică foarte mult studiul procesului de admisie.
Trebuie remarcat faptul că, în prezent, metodele de cercetare naturală asupra motoarelor sunt utilizate pe scară largă, atât pentru a studia fluxul de aer în sistemul de admisie, cât și pentru cilindrul motorului și pentru analiza efectului formării de vortex pe intrarea toxicității pentru toxicitate de gaze de eșapament.
Cu toate acestea, studiile naturale, unde, în același timp, un număr mare de factori diverși, nu permit penetrarea detaliilor mecanismului unui fenomen separat, nu permiteți utilizarea echipamentelor de înaltă precizie, complexe. Toate acestea sunt prerogativele studiilor de laborator utilizând metode complexe.
Rezultatele studiului dinamicii gazelor din procesul de admisie, obținute în studiul pe motoare, sunt destul de detaliate în monografie.
Dintre acestea, cel mai mare interes este oscilograma modificărilor în debitul de aer în secțiunea de intrare a canalului de admisie al motorului C10.5 / 12 (D 37) din instalația de tractor Vladimir, care este prezentată în Figura 1.2.
Smochin. 1.2. Parametrii de curgere în secțiunea de intrare a canalului: 1 - 30 S -1, 2 - 25 S -1, 3 - 20 S -1
Măsurarea debitului de aer în acest studiu a fost efectuată utilizând un termomemometru care funcționează în modul DC.
Iar aici este oportun să se acorde atenție la felul de termoemometrie, care, datorită unui număr de avantaje, a primit o astfel de gaze-dinamică pe scară largă a diferitelor procese în cercetare. În prezent, există diferite scheme de termomanmometre în funcție de sarcini și de domeniul cercetării. Cea mai detaliată teorie a termoenemometriei este luată în considerare în. De asemenea, trebuie remarcat o mare varietate de modele de senzori de termotemometru, care indică utilizarea pe scară largă a acestei metode în toate domeniile industriei, inclusiv ingineria.
Luați în considerare problema aplicabilității metodei termoenemometrice pentru studierea procesului de admisie în motorul cu piston. Astfel, dimensiunile mici ale elementului sensibile al senzorului de termotemometru nu fac modificări semnificative în natura fluxului de aer; Sensibilitatea ridicată a anemometrelor vă permite să înregistrați fluctuații cu amplitudini mici și frecvențe înalte; Simplitatea schemei hardware face posibilă înregistrarea cu ușurință a semnalului electric de la ieșirea termomemetrului, urmată de prelucrarea acestuia pe un computer personal. În termomemometrie, acesta este utilizat în modurile de dimensionare a senzorilor unu, doi sau trei componente. Un fir sau un filme de metale refractare cu o grosime de 0,5-20 pm și o lungime de 1-12 mm sunt de obicei utilizate ca un element sensibil al senzorului de termotemometru, care este fixat pe picioarele de crom sau din piele de crom. Acesta din urmă trece printr-un tub de porțelan cu două, trei sau patru grate, care este pus pe etanșarea carcasei metalică din descoperire, carcasa metalică, în capul blocului pentru studiul spațiului intra-cilindru sau în conducte pentru a determina componentele medii și ripple ale vitezei de gaze.
Și acum înapoi la oscilograma prezentată în Figura 1.2. Graficul atrage atenția asupra faptului că prezintă o modificare a debitului de aer din unghiul de rotație a arborelui cotit (p.K.V.) numai pentru tact de admisie (200 grade. P.k.v.), în timp ce informațiile de odihnă pe alte ceasuri ca ea au fost "tăiate". Această oscilogramă este obținută pentru frecvența de rotație a arborelui cotit de la 600 la 1800 min -1, în timp ce în motoare moderne Gama de viteze de operare este mult mai mare: 600-3000 min -1. Atenția este atrasă de faptul că debitul din tractare înainte de deschiderea supapei nu este zero. La rândul său, după închiderea supapei de admisie, viteza nu este resetată, probabil pentru că în calea există un debit de piston de înaltă frecvență, care în unele motoare este utilizat pentru a crea o dinamică (sau inertige).
Prin urmare, este important să înțelegem procesul în ansamblu, datele privind schimbarea debitului de aer în tractul de admisie pentru întregul flux de lucru al motorului (720 grade, PKV) și în întreaga gamă de funcționare a frecvenței de rotație a arborelui cotit. Aceste date sunt necesare pentru îmbunătățirea procesului de admisie, căutarea unor modalități de creștere a amplorii unei încărcături proaspete introduse în cilindrii motorului și crearea sistemelor dinamice supercuitare.
Să luăm în considerare pe scurt caracteristicile dinamice supraalimentate în DV-urile Pistonului, care se desfășoară căi diferite. Nu numai fazele de distribuție a gazelor, ci și designul căilor de admisie și de absolvire afectează procesul de admisie. Mișcarea pistonului atunci când tact de admisie duce la o supapă deschisă de admisie la formarea valului de backpressură. La o conductă deschisă de admisie, acest val de presiune are loc cu o masă de aer ambiental fix, reflectată de ea și se deplasează înapoi la conducta de admisie. Airfold de fluctuație al coloanei de aer din conducta de admisie poate fi utilizat pentru a crește umplutura de cilindri cu încărcătură proaspătă și, prin urmare, obținând o cantitate mare de cuplu.
Cu o formă diferită de superchard dinamic - superior inerțial, fiecare canal de admisie al cilindrului are propriul tub de rezonare separat, acustica de lungime corespunzătoare conectată la camera de colectare. În astfel de tuburi rezonante, valul de compresie care vine de la cilindri se poate răspândi independent unul de celălalt. Când este de acord cu lungimea și diametrul tuburilor individuale de rezonare cu fazele fazei de distribuție a gazului a valului de compresie, reflectate la capătul tubului rezonator, revine prin deschidere supapă de admisie Cilindrul, astfel, oferă cea mai bună umplere.
Reducerea rezonantă se bazează pe faptul că în fluxul de aer din conducta de admisie la o anumită viteză de rotație a arborelui cotit există o oscilații rezonante cauzate de mișcarea reciprocă a pistonului. Acest lucru, cu aspectul corect al sistemului de admisie, duce la o creștere suplimentară a presiunii și la un efect adeziv suplimentar.
În același timp, metodele de creștere dinamice menționate funcționează într-o gamă îngustă de moduri, necesită o setare complexă și permanentă, deoarece caracteristicile acustice ale motorului sunt schimbate.
De asemenea, datele dinamicii gazelor pentru întregul flux de lucru al motorului pot fi utile pentru a optimiza procesul de umplere și căutările pentru creșterea fluxului de aer prin motor și, în consecință, puterea sa. În același timp, intensitatea și amploarea turbulenței fluxului de aer, care sunt generate în canalul de admisie, precum și numărul de voturi formate în timpul procesului de admisie.
Fluxul rapid de încărcare și turbulențele la scară largă în debitul de aer oferă o bună amestecare a aerului și a combustibilului și, astfel, arderea completă cu o concentrație scăzută de substanțe nocive în gazele de eșapament.
Unul dintre calea de a crea voturile în procesul de admisie este utilizarea unei clapete care împărtășește calea de admisie în două canale, dintre care unul se poate suprapune, controlând mișcarea încărcării amestecului. Există un număr mare de versiuni de design care să conțină componenta tangențială a mișcării fluxului pentru a organiza voturi direcționale în conducta de admisie și cilindrul motorului
. Scopul tuturor acestor soluții este de a crea și gestiona voturi verticale în cilindrul motorului.
Există și alte modalități de control al încărcării proaspete de umplere. Designul unui canal de admisie spirală este utilizat în motor cu o etapă diferită de rotiri, locuri plate pe peretele interior și marginile ascuțite la ieșirea canalului. Un alt dispozitiv pentru reglarea formării vortexului în cilindrul motorului este un arc spiralat instalat în canalul de admisie și fixat rigid de un capăt înainte de supapă.
Astfel, este posibil să se observe tendința cercetătorilor pentru a crea vârtejuri mari de diferite direcții de distribuție pe intrare. În acest caz, fluxul de aer trebuie să conțină în principal turbulențe la scară largă. Aceasta duce la o îmbunătățire a amestecului și la arderea ulterioară a combustibilului, atât în \u200b\u200bbenzină, cât și în motoare diesel. Și, ca rezultat, consumul specific de combustibil și emisiile de substanțe nocive cu gaze uzate sunt reduse.
În același timp, în literatură nu există informații despre încercările de a controla formarea de vortex utilizând profilarea transversală - o schimbare a formei secțiunii transversale a canalului și se știe că afectează puternic natura fluxului.
După cele de mai sus, se poate concluziona că, în această etapă, în literatura de specialitate există o lipsă semnificativă de informații fiabile și complete privind dinamica gazului de intrare, și anume: modificarea vitezei debitului de aer din colțul arborelui cotit pentru întregul flux de lucru al motorului în intervalul de funcționare al arborelui de frecvență de rotație a arborelui cotit; Efectul filtrului asupra dinamicii gazului procesului de admisie; Scara turbulenței are loc în timpul aportului; Influența nontationarității hidrodinamice asupra consumabilelor în tractul de admisie al DV-urilor etc.
Sarcina urgentă este de a căuta metodele de creștere a fluxului de aer prin intermediul cilindrilor motorului cu rafinament minimal al motorului.
După cum sa menționat deja mai sus, datele de intrare cele mai complete și fiabile pot fi obținute din studiile privind motoarele reale. Cu toate acestea, această direcție de cercetare este foarte complexă și costisitoare, iar pentru o serie de aspecte este aproape imposibilă, prin urmare, metodele combinate de studiere a proceselor în ICC au fost dezvoltate de experimentatori. Luați în considerare pe scară largă de la ei.
Dezvoltarea unui set de parametri și metode de calculare și studii experimentale se datorează numărului mare de descrieri analitice cuprinzătoare ale proiectării sistemului de admisie al motorului cu piston, dinamica procesului și mișcarea încărcării în canalele de admisie și cilindru.
Rezultatele acceptabile pot fi obținute atunci când un studiu comun al procesului de admisie pe un computer personal utilizând metode numerice de modelare și experimental prin purges statice. Conform acestei tehnici, au fost făcute multe studii diferite. În cadrul acestei lucrări, sunt prezentate posibilitățile de modelare numerică a fluxurilor de rotire în sistemul de admisie al sistemului de cerneală, urmate de rezultatele rezultatelor utilizând purjarea în modul static pe instalarea inspectorului sau calculată model matematic Pe baza datelor experimentale obținute în moduri statice sau în timpul funcționării modificărilor individuale ale motoarelor. Subliniem că baza aproape a tuturor acestor studii este luată date experimentale obținute prin ajutorul suflării statice a sistemului de admisie al sistemului de cerneală.
Luați în considerare o modalitate clasică de a studia procesul de admisie utilizând un anemometru de verandă. Cu buze fixe, produce o curățare a canalului de testare cu diverse consumuri de aer. Pentru curățarea, se utilizează capete de cilindru real, turnate din metal sau modelele lor (din lemn pliabil, gips, de la rășini epoxidice etc.) asamblate cu supape care ghidează liniile de bush și ședele. Cu toate acestea, ca teste comparative descrise, această metodă oferă informații privind efectul formei căii, dar rotorul nu răspunde la acțiunea întregului flux de aer în secțiune transversală, ceea ce poate duce la o eroare semnificativă la estimarea intensitatea încărcării în cilindru, care este confirmată matematic și experimentală.
O altă metodă răspândită de studiere a procesului de umplere este o metodă care utilizează o rețea ascunsă. Această metodă diferă de cea precedentă prin faptul că debitul de aer rotativ absorbit este trimis la rănirea pe lama grila ascunsă. În acest caz, fluxul rotativ este furat și se formează un moment de jet pe lamele, care este înregistrat de senzorul capacitiv în magnitudinea unghiului de spin de torcion. Fluxul ascuns, trecând prin grilă, curge printr-o secțiune deschisă la capătul manșonului în atmosferă. Această metodă vă permite să evaluați în mod cuprinzător canalul de admisie a indicatorilor de energie și prin amploarea pierderilor aerodinamice.
Chiar și în ciuda faptului că metodele de cercetare pe modelele statice oferă doar ideea cea mai generală a caracteristicilor gaze-dinamice și de schimb de căldură ale procesului de admisie, ele rămân relevante datorită simplității lor. Cercetătorii folosesc din ce în ce mai mult aceste metode numai pentru evaluarea preliminară a perspectivelor sistemelor de admisie sau a conversiilor deja existente. Cu toate acestea, pentru o înțelegere completă, detaliată a fizicii fenomenelor în timpul procesului de admisie a acestor metode, nu este suficient de suficientă.
Una dintre cele mai exacte și eficiente modalități de a studia procesul de admisie din motor sunt experimenente pe instalații speciale, dinamice. Potrivit ipotezei că caracteristicile și caracteristicile de schimb valutar și de căldură ale încărcării în sistemul de admisie sunt funcții ale parametrilor geometrici și factori de regim pentru studiu, este foarte util să se utilizeze un model dinamic - instalarea experimentală, care cel mai adesea reprezintă Un model de motor cu un singur dimensiuni pe diverse moduri de mare vitezăAcționând prin testarea arborelui cotit de la o sursă de energie străină și echipată cu senzori tipuri diferite . În acest caz, puteți estima eficiența totală față de anumite soluții sau eficiența acestora este elementul. ÎN general Un astfel de experiment este redus pentru a determina caracteristicile de curgere în diferite elemente ale sistemului de admisie (valorile instantanee ale temperaturii, presiunii și vitezei) variază în colțul rotației arborelui cotit.
Astfel, cea mai optimă modalitate de a studia procesul de admisie, care oferă date complete și fiabile este crearea unui model dinamic unic-cilindră de motor cu piston, condus la rotație dintr-o sursă de energie străină. În acest caz, această metodă permite investigarea atât a unui schimbător de gaze-dinamic cât și de căldură al procesului de umplere din motorul cu combustie internă cu piston. Utilizarea metodelor termoenemometrice va face posibilă obținerea unor date fiabile fără un efect semnificativ asupra proceselor care apar în sistemul de admisie al modelului motorului experimental.
1.3 Caracteristicile proceselor de schimb de căldură în sistemul de admisie al motorului cu piston
Studiul schimbului de căldură în motorul de combustie internă a pistonului a început, de fapt, de la crearea primelor mașini de lucru - J. Lenoara, N. Otto și R. Diesel. Și, desigur, la etapa inițială, a fost acordată o atenție deosebită studiului schimbului de căldură în cilindrul motorului. Primele lucrări clasice în această direcție pot fi atribuite.
Cu toate acestea, numai lucrările efectuate de V.I. Grinevik, a devenit o fundație solidă, care sa dovedit a fi posibilă construirea teoriei schimbului de căldură pentru motoarele cu piston. Monografia în cauză este dedicată în primul rând calculării termice a proceselor intra-cilindri în OI. În același timp, poate găsi, de asemenea, informații despre indicatorii schimburi de căldură în procesul de intrare de interes pentru noi, și anume, există date statistice privind amploarea încălzirii încărcăturii proaspete, precum și formulele empirice pentru a calcula parametrii la începutul și sfârșitul tactului de admisie.
Mai mult, cercetătorii au început să rezolve sarcini mai private. În special, V. Nusselt a primit și a publicat o formulă pentru coeficientul de transfer de căldură într-un cilindru de motor cu piston. N.R. Valoarea sa în monografia sa a clarificat formula lui Nusselt și a demonstrat destul de clar că, în fiecare caz (tip de motor, metoda de formare a amestecării, rata de viteză, nivelul de boom) Coeficienții locali de transfer de căldură ar trebui clarificați de rezultatele experimentelor directe.
O altă direcție în studiul motoarelor cu piston este studiul schimbului de căldură în fluxul de gaze de eșapament, în special, obținând date privind transferul de căldură în timpul unui flux de gaz turbulent în conducta de eșapament. Un număr mare de literatură este dedicat rezolvării acestor sarcini. Această direcție este destul de bine studiată atât în \u200b\u200bcondiții de epurare statică, cât și sub nontationaritatea hidrodinamică. Acest lucru se datorează în primul rând faptului că, prin îmbunătățirea sistemului de evacuare, este posibilă creșterea semnificativă a indicatorilor tehnici și economici ai motorului de combustie internă a pistonului. În cursul dezvoltării acestei zone au fost efectuate multe lucrări teoretice, inclusiv soluții analitice și modelare matematică, precum și multe studii experimentale. Ca urmare a unui astfel de studiu cuprinzător al procesului de eliberare, s-au propus un număr mare de indicatori care caracterizează procesul de eliberare pentru care poate fi evaluată calitatea proiectării sistemului de evacuare.
Studiul schimbului de căldură al procesului de admisie este încă acordat o atenție insuficientă. Acest lucru poate fi explicat prin faptul că studiile din domeniul optimizării schimbului de căldură în cilindru și tractul de evacuare au fost inițial mai eficiente în ceea ce privește îmbunătățirea competitivității motorului cu piston. Cu toate acestea, în prezent, dezvoltarea industriei motoare a atins un astfel de nivel, o creștere a indicatorului motorului cel puțin câteva zeci procente este considerată a fi o realizare serioasă pentru cercetători și ingineri. Prin urmare, luând în considerare faptul că instrucțiunile de îmbunătățire a acestor sisteme sunt în principal epuizate, în prezent, din ce în ce mai mulți specialiști caută noi oportunități de îmbunătățire a fluxurilor de lucru ale motoarelor cu piston. Și una dintre aceste direcții este studiul schimbului de căldură în timpul admisiei din admisie.
În literatura de specialitate privind schimbul de căldură în procesul de admisie, munca se poate distinge cu privire la studiul influenței intensității fluxului de vigoare a încărcăturii de la intrarea în starea termică a pieselor motorului (cap de cilindru, admisie și supapa de evacuare, suprafețele cilindrilor). Aceste lucrări sunt de mare caracter teoretic; Pe baza soluționării ecuațiilor nonlinear Navier-Stokes și modelarea Fourier-Ostrogradsky, precum și modelarea matematică utilizând aceste ecuații. Luând în considerare un număr mare de ipoteze, rezultatele pot fi luate ca bază pentru studii experimentale și / sau pot fi estimate în calculele ingineriei. De asemenea, aceste lucrări conțin studii experimentale pentru a determina fluxurile de căldură locale non-staționare într-o cameră de ardere diesel într-o gamă largă de intensitate a aerului de intrare a intensității.
Lucrările de schimb de căldură menționate mai sus în procesul de admisie cel mai adesea nu afectează influența dinamicii gazelor asupra intensității locale a transferului de căldură, care determină dimensiunea încălzirii tensiunii de încărcare proaspătă și a temperaturii în galeria de admisie (conductă). Dar, așa cum este bine cunoscut, amploarea încălzirii de încărcare proaspătă are un efect semnificativ asupra consumului de masă de încărcare proaspătă prin intermediul cilindrilor motorului și, în consecință, puterea sa. De asemenea, o scădere a intensității dinamice a transferului de căldură în calea de admisie a motorului pistonului poate reduce tensiunea la temperatură și astfel va crește resursa acestui element. Prin urmare, studiul și rezolvarea acestor sarcini reprezintă o sarcină urgentă pentru dezvoltarea clădirii motorului.
Trebuie indicat faptul că în prezent pentru calculele de inginerie utilizează date statice de purjare, care nu este corectă, deoarece non-stationaritatea (pulsația de curgere) afectează puternic transferul de căldură în canale. Studiile experimentale și teoretice indică o diferență semnificativă în coeficientul de transfer de căldură în condiții nontationare dintr-un caz staționar. Poate ajunge la o valoare de 3-4 ori. Principalul motiv pentru această diferență este restructurarea specifică a structurii fluxului turbulent, așa cum se arată în.
Se stabilește că, ca urmare a efectului asupra fluxului de nonstationaritate dinamică (accelerația curentului), ea are loc în structura cinematică, ceea ce duce la o scădere a intensității proceselor de schimb de căldură. De asemenea, sa constatat că accelerația debitului conduce la o creștere de 2-3 la-alarmă a tensiunilor tangente de bronzare și ulterior la fel de mult ca scăderea coeficienților locali de transfer de căldură.
Astfel, pentru calcularea dimensiunii încălzirii încărcăturii proaspete și determinarea tensiunilor de temperatură din galeria de admisie (conducta), sunt necesare date privind transferul de căldură locală instantanee în acest canal, deoarece rezultatele purjelor statice pot duce la erori grave ( Mai mult de 50%) la determinarea coeficientului de transfer de căldură în tractul de admisie, care este inacceptabil chiar și pentru calculele de inginerie.
1.4 Concluzii și stabilirea obiectivelor studiului
Pe baza celor de mai sus, pot fi trase următoarele concluzii. Caracteristicile tehnologice Motorul de combustie internă este în mare măsură determinat de calitatea aerodinamică a căii de admisie ca elemente întregi și individuale: galeria de admisie (conducta de admisie), canalul din capul cilindrului, plăcile gâtului și supapelor, camerele de combustie în partea de jos a piston.
Cu toate acestea, este în prezent accentul pe optimizarea designului canalului în capul cilindrului și sistemele complexe de umplere a cilindrilor, cu o încărcătură proaspătă, în timp ce se poate presupune că numai prin profilul galeriei de admisie poate fi afectată de gaze-dinamic, căldură Consumabile de schimb și motoare.
În prezent, există o mare varietate de mijloace și metode de măsurare pentru un studiu dinamic al procesului de intrare a intrărilor, iar complexitatea metodologică principală constă în ei alegerea corectă si foloseste.
Pe baza analizei de mai sus a datelor din literatură, pot fi formulate următoarele sarcini de disertație.
1. Să stabilească efectul configurației galeriei de admisie și prezența elementului de filtrare asupra dinamicii gazelor și consumabilele motorului pistonului de combustie internă, precum și să dezvăluie factorii hidrodinamici ai schimbului de căldură al fluxului pulsator pereții canalului canalului de admisie.
2. Elaborarea unei metode pentru creșterea fluxului de aer printr-un sistem de admisie al motorului cu piston.
3. Găsiți principalele modele de modificări ale transferului de căldură locală instantanee în calea de admisie a motorului cu piston în condiții de nontationaritate hidrodinamică în canalul cilindric clasic și, de asemenea, afla efectul configurației sistemului de admisie (inserții profilate și filtre de aer) Pe acest proces.
4. Pentru a rezuma datele experimentale privind un coeficient instantaneu local de transfer de căldură în galeria de admisie a intrărilor de admisie a pistonului.
Pentru a rezolva sarcinile pentru a dezvolta tehnicile necesare și pentru a crea o configurație experimentală sub forma unui model de scule al motorului cu piston, echipat cu un sistem de control și măsurare cu colectare automată și prelucrare a datelor.
2. Descrierea metodelor de instalare și măsurare experimentală
2.1 Instalarea experimentală pentru studiul admisiei de admisie
Caracteristicile caracteristice ale proceselor de admisie studiate sunt dinamismul și frecvența lor datorită unei game largi de viteză de rotație a motorului și a armonicității acestor periodice asociate mișcării pistonului neuniform și modificărilor în configurația căii de admisie în zona zonei supapei. Ultimii doi factori sunt interconectați cu acțiunea mecanismului de distribuție a gazelor. Reproduceți astfel de condiții cu o precizie suficientă poate decât cu ajutorul unui model de câmp.
Deoarece caracteristicile dinamice ale gazelor sunt funcții ale parametrilor geometrici și a factorilor de regim, modelul dinamic trebuie să se potrivească cu motorul unei anumite dimensiuni și să funcționeze în moduri caracteristice de mare viteză ale testului arborelui cotit, dar deja dintr-o sursă străină de energie. Pe baza acestor date, este posibilă dezvoltarea și evaluarea eficienței totale față de anumite soluții care vizează îmbunătățirea căii de admisie în ansamblu, precum și separat de diferiți factori (constructivi sau regimului).
Pentru studiul dinamicii gazelor și procesului de transfer de căldură în motorul cu piston de combustie internă, o instalație experimentală a fost proiectată și fabricată. A fost dezvoltată pe baza modelului motorului 11113 VAZ - OKA. La crearea instalării, au fost utilizate detaliile prototipului, și anume: tija de legătură, degetul cu piston, pistonul (cu rafinament), mecanismul de distribuție a gazului (cu rafinament), scripețe arborelui cotit. Figura 2.1 prezintă o secțiune longitudinală a instalației experimentale, iar în figura 2.2 este secțiunea sa transversală.
Smochin. 2.1. Lady tăiat instalația experimentală:
1 - Cuplaj elastic; 2 - degetele de cauciuc; 3 - cervical; 4 - Cervix nativ; 5 - obraz; 6 - piulița M16; 7 - contragreutate; 8 - nuci M18; 9 - Rulmenți indigeni; 10 - Sprijină; 11 - Rulmenți de legătură; 12 - Rod; 13 - degetul cu piston; 14 - piston; 15 - manșon cilindru; 16 - cilindru; 17 - baza cilindrului; 18 - suporturi cilindrice; 19 - inelul fluoroplast; 20 - plăcuța de referință; 21 - Hexagon; 22 - Garnitură; 23 - supapa de admisie; 24 - Supapa de absolvire; 25 - arbore de distribuție; 26 - scripete arborelui cu came; 27 - scripete arborelui cotit; 28 - Cureaua dințată; 29 - Roller; 30 - stand de tensionare; 31 - Șurub de tensionare; 32 - Maslenka; 35 - Motor asincron
Smochin. 2.2. Secțiunea transversală a instalării experimentale:
3 - cervical; 4 - Cervix nativ; 5 - obraz; 7 - contragreutate; 10 - Sprijină; 11 - Rulmenți de legătură; 12 - Rod; 13 - degetul cu piston; 14 - piston; 15 - manșon cilindru; 16 - cilindru; 17 - baza cilindrului; 18 - suporturi cilindrice; 19 - inelul fluoroplast; 20 - plăcuța de referință; 21 - Hexagon; 22 - Garnitură; 23 - supapa de admisie; 25 - arbore de distribuție; 26 - scripete arborelui cu came; 28 - Cureaua dințată; 29 - Roller; 30 - stand de tensionare; 31 - Șurub de tensionare; 32 - Maslenka; 33 - Introduceți profilat; 34 - Canal de măsurare; 35 - Motor asincron
După cum se poate observa din aceste imagini, instalarea este un model natural al motorului cu combustie internă cu un singur cilindru de dimensiune 7.1 / 8.2. Un cuplu dintr-un motor asincron este transmis printr-o cuplare elastică 1 cu șase degete de cauciuc 2 pe arborele cotit al designului original. Ambreiajul utilizat este capabil să compenseze în mod semnificativ inconsectabilitatea compusului arborilor motorului asincron și arborelui cotit al instalației, precum și la reducerea încărcăturilor dinamice, în special la pornirea și oprirea dispozitivului. Arborele cotit, la rândul său, constă dintr-o tijă de conectare cervixă 3 și două gâturi indigene 4, care sunt conectate unul cu celălalt cu obraji 5. Cervixul tijei este presat cu tensiune în obraz și fixat cu piulițe 6. Pentru a reduce vibrațiile la obraji sunt fixate cu șuruburi anti-test 7. Mișcarea axială a arborelui cotit împiedică piulița 8. Arborele cotit se rotește în rulmenții de rulare închisă 9 fixați în suporturi 10. Două rulment de rulare închise 11 sunt instalate pe un gât de legătură, pe care Tija de conectare 12 este montată. Utilizarea a două rulmenți în acest caz este asociată cu dimensiunea de aterizare a tijei de conectare. La tija de legătură cu un deget de piston 13, pistonul 14 este montat pe manșonul de fier de turnat 15, presat în cilindrul de oțel 16. Cilindrul este montat pe baza 17, care este plasat pe suporturile cilindrului 18. Unul larg Inelul fluoroplastic 19 este instalat pe piston, în loc de trei oțel standard. Utilizarea manșonului de porc și a inelului fluoroplastic oferă o scădere accentuată a frecării în perechi de mâneci de piston și inele cu piston - manșon. Prin urmare, instalația experimentală este capabilă să funcționeze scurt (până la 7 minute) fără un sistem de lubrifiere și sistem de răcire pe frecvențele de operare ale rotației arborelui cotit.
Toate elementele fixe majore ale instalației experimentale sunt fixate pe placa de bază 20, care, cu două hexagoane, 21 este atașată la masa de laborator. Pentru a reduce vibrația dintre hexagon și placa de susținere există o garnitură de cauciuc 22.
Mecanismul instalației experimentale de sincronizare este împrumutat din mașina VAZ 11113: un cap de bloc este utilizat ansamblu cu unele modificări. Sistemul constă dintr-o supapă de admisie 23 și supapă de evacuare 24, care sunt controlate utilizând un arbore cu came 25 cu scripete 26. Robinetul arborelui cu came este conectat la scripetele arborelui cotit 27 folosind curea dințată 28. La arborele cotit al arborelui de instalare există două scripete pentru simplificarea sistemului de tensionare a centurii de transmisie a arborelui cu came. Tensiunea curelei este controlată de rola 29, care este instalată pe suportul 30, iar șurubul de tensionare 31. Maslinerii 32 au fost instalate pentru lubrifierea lagărelor arborelui cu came, a uleiului, a căror gravitație ajunge la rulmenții de alunecare a arborelui cu came.
Documente similare
Caracteristicile aportului ciclului valid. Influența diferiților factori asupra umplerii motoarelor. Presiune și temperatură la capătul aportului. Coeficientul de gaz rezidual și factorii care determină amploarea sa. Admis la accelerarea mișcării pistonului.
prelegere, a adăugat 30.05.2014
Dimensiunile secțiunilor de curgere în gâturi, cams pentru supapele de admisie. Profilarea unui camă nereușită care conduce o supapă de admisie. Viteza de împingere la colțul pumnului. Calcularea arcurilor supapei și a arborelui cu came.
lucrări de curs, a fost adăugată 03/28/2014
Informații generale despre motorul de combustie internă, dispozitivul și caracteristicile de lucru, avantajele și dezavantajele. Fluxul de lucru al motorului, metodele de aprindere a combustibilului. Căutați instrucțiuni pentru a îmbunătăți designul unui motor cu combustie internă.
rezumat, a adăugat 06/21/2012
Calcularea proceselor de umplere, comprimare, combustie și extindere, determinare a indicatorului, a parametrilor eficienți și geometrici ai motorului pistonului aviației. Calculul dinamic al mecanismului de conectare a craniului și al calculului asupra rezistenței arborelui cotit.
lucrări de curs, a fost adăugată 01/17/2011
Studierea caracteristicilor procesului de umplere, comprimare, combustie și expansiune, care afectează în mod direct fluxul de lucru al motorului de combustie internă. Analiza indicatorului și a indicatorilor efectivi. Construirea diagramelor indicatoare ale fluxului de lucru.
cursuri, adăugate 30.10.2013
Metoda de calculare a coeficientului și a gradului de inegalitate a alimentării pompei de piston cu parametri specificați, întocmind graficul corespunzător. Condiții de aspirație a pompei cu piston. Calculul instalației hidraulice, principalii săi parametri și funcții.
examinare, a adăugat 03/07/2015
Dezvoltarea unui compresor cu piston în formă de V de 4 cilindri. Calculul termic al instalării compresorului a mașinii de refrigerare și determinarea tractului său de gaz. Construcția unui indicator și a diagramei de putere a unității. Calculul rezistenței detaliilor pistonului.
lucrări de curs, a fost adăugată 01/25/2013
Caracteristicile generale ale circuitului unei pompe axiale cu piston cu un bloc înclinat de cilindri și un disc. Analiza etapelor principale de calculare și proiectare a unei pompe axiale cu un bloc înclinat. Luarea în considerare a designului regulatorului de viteză universală.
cursuri, a fost adăugată 01/10/2014
Proiectarea dispozitivului pentru operațiunile de frezare de foraj. Metoda de obținere a piesei de prelucrat. Construcția, principiul și condițiile de funcționare a unei pompe axiale cu piston. Calcularea erorii instrumentului de măsurare. Schema tehnologică pentru asamblarea mecanismului de putere.
teza, a fost adăugată 05/26/2014
Luarea în considerare a ciclurilor termodinamice ale motoarelor cu combustie internă cu alimentarea cu energie termică sub un volum și o presiune constantă. Calculul motorului termic D-240. Calculul proceselor de admisie, compresie, combustie, expansiune. Performanță eficientă a lucrărilor DVS.
