Аналіз газодинамічних процесів вихлопної системи ДВС. Вихлопні системи двигунів внутрішнього згоряння. Розрахункові дослідження ефективності випускних систем

480 руб. | 150 грн. | 7,5 дол. ", MOUSEOFF, FGCOLOR," #FFFFCC ", BGCOLOR," # 393939 ");" onMouseOut \u003d "return nd ();"\u003e Дисертація - 480 руб., доставка 10 хвилин , Цілодобово, без вихідних і свят

Григор'єв Микита Ігорович. Газодинаміка і теплообмін у випускному трубопроводі поршневого ДВС: дисертація ... кандидата технічних наук: 01.04.14 / Григор'єв Микита Ігорович; [Місце захисту: Федеральне державне автономне освітній заклад вищої професійної освіти "Уральський федеральний університет імені першого Президента Росії Б. М. Єльцина" http://lib.urfu.ru/mod/data/view.php?d\u003d51&rid\u003d238321].- Єкатеринбург, 2015.- 154 с .

Вступ

ГЛАВА 1. Стан питання і постановка задач дослідження 13

1.1 Типи вихлопних систем 13

1.2 Експериментальні дослідження ефективності випускних систем. 17

1.3 Розрахункові дослідження ефективності випускних систем 27

1.4 Характеристики теплообмінних процесів в випускний системі поршневого ДВС 31

1.5 Висновки та постановка завдань дослідження 37

ГЛАВА 2. Методика дослідження і опис експериментальної установки 39

2.1 Вибір методики дослідження газодинаміки та теплообмінних характеристик процесу випуску поршневого ДВС 39

2.2 Конструктивне виконання експериментальної установки для дослідження процесу випуску в поршневому ДВС 46

2.3 Вимірювання кута повороту і частоти обертання розподільного вала 50

2.4 Визначення миттєвої витрати 51

2.5 Вимірювання миттєвих локальних коефіцієнтів тепловіддачі 65

2.6 Замір надлишкового тиску потоку в випускному тракті 69

2.7 Система збору даних 69

2.8 Висновки до розділу 2 з

ГЛАВА 3. Газодинаміка і витратні характеристики процесу випуску 72

3.1 Газодинаміка і витратні характеристики процесу випуску в поршневому двигуні внутрішнього згоряння без наддуву 72

3.1.1 При трубопроводі з круглим поперечним перерізом 72

3.1.2 Для трубопроводу з квадратним поперечним перерізом 76

3.1.3 З трубопроводом трикутного поперечного перерізу 80

3.2 Газодинаміка і витратні характеристики процесу випуску поршневого двигуна внутрішнього згоряння з наддувом 84

3.3 Висновок до розділу 3 92

ГЛАВА 4. Миттєва тепловіддача в випускному каналі поршневого двигуна внутрішнього згоряння 94

4.1 Миттєва локальна тепловіддача процесу випуску поршневого двигуна внутрішнього згоряння без наддуву 94

4.1.1 З трубопроводом з круглого поперечного перерізу 94

4.1.2 Для трубопроводу з квадратним поперечним перерізом 96

4.1.3 При трубопроводі з трикутним поперечним перерізом 98

4.2 Миттєва тепловіддача процесу випуску поршневого двигуна внутрішнього згоряння з наддувом 101

4.3 Висновки до розділу 4 107

ГЛАВА 5. Стабілізація перебігу в випускному каналі поршневого двигуна внутрішнього згоряння 108

5.1 Гасіння пульсацій потоку в випускному каналі поршневого ДВС за допомогою постійної і періодичної ежекції 108

5.1.1 Придушення пульсацій потоку в випускному каналі за допомогою постійної ежекції 108

5.1.2 Гасіння пульсацій потоку в випускному каналі шляхом періодичної ежекції 112 5.2 Конструктивна і технологічна виконання випускного тракту з ежекцію 117

висновок 120

Список літератури

Розрахункові дослідження ефективності випускних систем

Вихлопна система поршневого ДВС служить для відводу з циліндрів двигуна відпрацьованих газів і підведення їх до турбіни турбокомпресора (в двигунах з наддувом) з метою перетворення залишилася після робочого процесу енергії в механічну роботу на валу ТК. Вихлопні канали виконують загальним трубопроводом, відлитий із сірого або жаростійкого чавуну, або алюмінію в разі наявності охолодження, або з окремих чавунних патрубків. Для запобігання обслуговуючого персоналу від опіків вихлопної трубопровід може охолоджуватися водою або покриватися теплоізоляційним матеріалом. Теплоізольовані трубопроводи більш кращі для двигунів з газотурбінним наддувом так як в цьому випадку зменшуються втрати енергії випускних газів. Так як при нагріванні і охолодженні довжина випускного трубопроводу змінюється, то перед турбіною встановлюють спеціальні компенсатори. На великих двигунах компенсаторами з'єднують також окремі секції випускних трубопроводів, які з технологічних міркувань роблять складовими.

Відомості про параметри газу перед турбіною турбокомпресора в динаміці протягом кожного робочого циклу ДВС з'явилися ще в 60-х роках. Відомі також деякі результати досліджень залежності миттєвої температури відпрацьованих газів від навантаження для чотиритактного двигуна на невеликій ділянці повороту коленвала, датовані тим же періодом часу. Однак ні в цьому, ні в інших джерелах не присутні такі важливі характеристики як локальна інтенсивність тепловіддачі і швидкість потоку газу в вихлопному каналі. У дизелів з наддувом можуть бути три види організації підведення газу з головки циліндрів до турбіни: система постійного тиску газу перед турбіною, імпульсна система і система наддуву з перетворювачем імпульсів.

В системі постійного тиску гази з усіх циліндрів виходять в загальний випускний колектор великого обсягу, який виконує роль ресивера і в значній мірі згладжує пульсації тиску (рисунок 1). Під час випуску газу з циліндра в випускному патрубку утворюється хвиля тиску великої амплітуди. Недоліком такої системи є сильне зниження працездатності газу при перетікання його з циліндра через колектор в турбіну.

При такій організації випуску газів з циліндра і підведення їх до сопловому апарату турбіни зменшуються втрати енергії, пов'язані з їх раптовим розширенням при витіканні з циліндра в трубопровід і дворазовим перетворенням енергії: кінетичної енергії випливають з циліндра газів в потенційну енергію їх тиску в трубопроводі, а останньою знову в кінетичну енергію в сопловому апараті в турбіні, як це відбувається в випускний системі з постійним тиском газу на вході в турбіну. В результаті цього при імпульсної системі збільшується розташовується робота газів в турбіні і зменшується їх тиск під час випуску, що дозволяє зменшити витрати потужності на здійснення газообміну в циліндрі поршневого двигуна.

Слід зазначити, що при імпульсному наддуванні істотно погіршуються умови перетворення енергії в турбіні внаслідок нестаціонарності потоку, що веде до зниження її ККД. До того ж важко визначення розрахункових параметрів турбіни через змінних тиску і температури газу перед турбіною і за нею, і роздільного підведення газу до її сопловому апарату. Крім того, ускладнюється конструкція як самого двигуна, так і турбіни турбокомпресора через введення роздільних колекторів. Внаслідок цього ряд фірм при масовому виробництві двигунів з газотурбінним наддувом застосовує систему наддуву з постійним тиском перед турбіною.

Система наддуву з перетворювачем імпульсів є проміжною і поєднує вигоди від пульсацій тиску у випускному колекторі (зменшення роботи виштовхування і поліпшення продувки циліндра) з виграшем від зниження пульсацій тиску перед турбіною, що підвищує ККД останньої.

Малюнок 3 - Система наддуву з перетворювачем імпульсів: 1 - патрубок; 2 - сопла; 3 - камера; 4 - дифузор; 5 - трубопровід

В цьому випадку випускні гази по патрубкам 1 (рисунок 3) підводяться через сопла 2, в один трубопровід, який об'єднує випуски з циліндрів, фази яких не накладаються одна на іншу. У певний момент часу імпульс тиску в одному з трубопроводів досягає максимуму. При цьому максимальної стає і швидкість витікання газу з сопла, з'єднаного з цим трубопроводом, що призводить внаслідок ефекту ежекції до розрідження в іншому трубопроводі і тим самим полегшує продувку циліндрів, приєднаних до нього. Процес виділення з сопел повторюється з великою частотою, тому в камері 3, яка виконує роль змішувача і демпфера, утворюється більш-менш рівномірний потік, кінетична енергія якого в дифузорі 4 (відбувається зниження швидкості) перетвориться в потенційну за рахунок підвищення давленіяе. З трубопроводу 5 гази надходять в турбіну при майже постійному тиску. Складніша конструктивна схема перетворювача імпульсів, що складається зі спеціальних сопел на кінцях випускних патрубків, що об'єднуються загальним дифузором, показана на рисунок 4.

Перебіг в випускному трубопроводі характеризується вираженою нестационарностью, викликаної періодичністю самого процесу випуску, і нестационарностью параметрів газу на кордонах «випускний трубопровід -ціліндр» і перед турбіною. Поворот каналу, злам профілю та періодична зміна його геометричних характеристик на вхідному ділянці клапанної щілини служать причиною відриву прикордонного шару і утворення великих застійних зон, розміри яких змінюються в часі. У застійних зонах утворюється ще одне протягом з великомасштабними пульсуючими вихорами, які взаємодіють з основною течією в трубопроводі і в значній мірі визначають витратні характеристики каналів. Нестационарность потоку проявляється в випускному каналі і при стаціонарних граничних умовах (при фіксованому клапані) в результаті пульсації застійних зон. Розміри нестаціонарних вихорів і частоту їх пульсацій достовірно можна визначити тільки експериментальними методами.

Складність експериментального вивчення структури нестаціонарних вихрових потоків змушує конструкторів і дослідників користуватися при виборі оптимальної геометрії випускного каналу методом порівняння між собою інтегральних витратних і енергетичних характеристик потоку, одержуваних зазвичай при стаціонарних умовах на фізичних моделях, тобто при статичної продувки. Однак обгрунтування достовірності таких досліджень не наводиться.

В роботі представлені експериментальні результати вивчення структури потоку в випускному каналі двигуна та проведено порівняльний аналіз структури і інтегральних характеристик потоків при стаціонарних і нестаціонарних умовах.

Результати випробувань великого числа варіантів випускних каналів свідчать про недостатню ефективність традиційного підходу до профілізації, заснованого на уявленнях про стаціонарному перебігу в колінах труб і коротких патрубків. Нерідкі випадки невідповідності прогнозованих і дійсних залежностей витратних характеристик від геометрії каналу.

Вимірювання кута повороту і частоти обертання розподільного вала

Слід зазначити, що максимальні відмінності значень тр, визначених у центрі каналу і близько його стінки (розкид по радіусу каналу) спостерігаються в контрольних перетинах, близьких до входу в досліджуваний канал і досягають 10,0% від ipi. Таким чином, якщо змушені пульсації потоку газу для 1Х до 150 мм були б з періодом багато меншим, ніж ipi \u003d 115 мс, то протягом варто було б характеризувати, як протягом з високим ступенем нестаціонарності. Це свідчить про те, що перехідний режим течії в каналах енергетичної установки ще не завершився, а на протягом уже впливає чергове збурення. І навпаки, якщо пульсації течії були б з періодом багато більшим, ніж Тр, то протягом варто було б вважати квазістаціонарним (з низьким ступенем нестаціонарності). В цьому випадку до виникнення обурення перехідний гідродинамічний режим встигає завершитися, а протягом вирівнятися. І нарешті, в разі, якби період пульсацій потоку був близьким до значення Тр, то протягом варто було б характеризувати як помірно нестаціонарне з наростаючою ступенем нестаціонарності.

Як приклад можливого використання запропонованих для оцінки характерних часів, розглянуто протягом газу в випускних каналах поршневих ДВС. Спочатку звернемося до малюнка 17, на якому зображено залежність швидкості потоку wx від кута повороту коленвала ф (рисунок 17, а) і від часу т (рисунок 17, б). Дані залежності отримано на фізичної моделі одноциліндрового ДВС розмірності 8,2 / 7,1. З малюнка видно, що уявлення залежності wx \u003d f (ф) є малоінформативним, оскільки недостатньо точно відображає фізичну сутність процесів, що відбуваються в випускному каналі. Однак саме в такій формі дані графіки прийнято представляти в галузі двигунобудування. На наш погляд більш коректно використовувати для аналізу тимчасові залежності wx \u003d / (т).

Проаналізуємо залежність wx \u003d / (т) для п \u003d 1500 хв "1 (рисунок 18). Як видно, при даній частоті обертання коленвала тривалість всього процесу випуску становить 27,1 мс. Перехідний гідродинамічний процес в випускному каналі починається після відкриття випускного клапана. При цьому можна виділити найбільш динамічний ділянку підйому (інтервал часу, протягом якого відбувається різке зростання швидкості потоку), тривалість якого становить 6,3 мс. Після чого зростання швидкості потоку змінюється його спадом. Як було показано раніше (рисунок 15), для даної конфігурації гідравлічної системи час релаксації становить 115-120 мс, т. е. значно більше, ніж тривалість ділянки підйому. Таким чином, слід вважати, що початок випуску (ділянка підйому) відбувається з високим ступенем нестаціонарності. 540 ф, град ПКВ 7 а)

Газ подавався із загальної мережі по трубопроводу, на якому встановлений манометр 1 для контролю тиску в мережі і вентиль 2, для регулювання витрати. Газ надходив в бак-ресивер 3 об'ємом 0,04 м3, в ньому була розміщена вирівнює решітка 4 для гасіння пульсацій тиску. З бака-ресивера 3 газ по трубопроводу подавався в циліндр-Дуттьовий камеру 5, в якій був встановлений хонейкомб 6. Хонейкомб представляв собою тонку решітку, і призначався для гасіння залишкових пульсацій тиску. Циліндр-дутьевая камера 5 була прикріплена до блоку циліндрів 8, при цьому внутрішня порожнину циліндр-дутьевой камери поєднувалася з внутрішньою порожниною головки блоку циліндрів.

Після відкриття випускного клапана 7 газ з імітаційної камери виходив через випускний канал 9 в вимірювальний канал 10.

На малюнку 20 більш детально показана конфігурація випускного тракту експериментальної установки із зазначенням місць встановлення датчиків тиску і зондів термоанемометра.

У зв'язку обмеженою кількістю інформації по динаміці процесу випуску в якості вихідної геометричної бази був обраний класичний прямий випускний канал з круглим поперечним перерізом: до голівки блоку циліндрів 2 була прикріплена на шпильках досвідчена випускна труба 4, довжина труби становила 400 мм, а діаметром 30 мм. У трубі був просвердлений три отвори на відстанях L \\, Ьг і Ь'відповідно 20,140 і 340 мм для установки датчиків тиску 5 і датчиків термоанемометра 6 (рисунок 20).

Малюнок 20 - Конфігурація випускного каналу експериментальної установки і місця установки датчиків: 1 - циліндр - дутьевая камера; 2 - головка блоку циліндрів; 3 - випускний клапан; 4 - досвідчена випускна труба; 5 - датчики тиску; 6 - датчики термоанемометра для вимірювання швидкості потоку; L - довжина випускної труби; Ц_3- відстані до місць установки датчиків термоанемометра від випускного вікна

Система вимірювань установки дозволяла визначати: поточний кут повороту і частоту обертання коленвала, миттєву витрату, миттєвий коефіцієнт тепловіддачі, надлишковий тиск потоку. Методики визначення цих параметрів описані нижче. 2.3 Вимірювання кута повороту і частоти обертання розподільного

Для визначення частоти обертання і поточного кута повороту розподільного валу, а також моменту знаходження поршня у верхній і нижній мертвих точках був застосований тахометричних датчик, схема установки, якого представлена \u200b\u200bна малюнку 21, так як перераховані вище параметри необхідно однозначно визначати при дослідженні динамічних процесів в ДВС . 4

Тахометричних датчик складався з зубчастого диска 7, який мав тільки два зуба розташованих один навпроти одного. Диск 1 був встановлений з на вал електродвигуна 4 так, щоб один з зубів диска відповідав положенню поршня у верхній мертвій точці, а інший відповідно нижній мертвій точці і кріпився до валу допомогою муфти 3. Вал електродвигуна і розподільний вал поршневого двигуна були з'єднані ремінною передачею.

При проходженні одного з зубів поблизу від індуктивного датчика 4, закріпленого на штативі 5, на виході з індуктивного датчика утворюється імпульс напруги. За допомогою цих імпульсів можна визначити поточний стан розподільного вала і відповідно визначити положення поршня. Щоб сигнали, відповідні НМТ і ВМТ, відрізнялися, один від одного зуби були виконані відмінною один від одного конфігурації, за рахунок чого сигнали на виході з індуктивного датчика мали різну амплітуду. Сигнал, що отримується на виході з індуктивного датчика, показаний на малюнку 22: імпульс напруги меншої амплітуди відповідає положенню поршня в ВМТ, а імпульс більш високої амплітуди відповідно до положення в НМТ.

Газодинаміка і витратні характеристики процесу випуску поршневого двигуна внутрішнього згоряння з наддувом

У класичній літературі з теорії робочих процесів і конструювання ДВС турбокомпресор в основному розглядається в якості найбільш ефективний спосіб форсування двигуна, за рахунок збільшення кількості повітря, що надходить в циліндри двигуна.

Необхідно відзначити, що в літературних джерелах вкрай рідко розглядається вплив турбокомпресора на газодинамічні і теплофізичні характеристики потоку газів випускному трубопроводі. В основному в літературі турбіну турбокомпресора розглядають з спрощеннями, як елемент системи газообміну, який надає гідравлічний опір на потік газів на виході з циліндрів. Однак, очевидно, що турбіна турбокомпресора грає важливу роль у формуванні потоку відпрацьованих газів і має суттєвий вплив на гідродинамічні та теплофізичні характеристики потоку. В даному розділі розглянуті результати дослідження впливу турбіни турбокомпресора на гідродинамічні та теплофізичні характеристики потоку газу в випускному трубопроводі поршневого двигуна.

Дослідження проводилися на експериментальній установці, яка була описана раніше, у другому розділі, головною зміною є установка турбокомпресора типу ТКР-6 з радіально - осьової турбіною (малюнки 47 і 48).

У зв'язку з впливом тиску відпрацьованих газів у випускному трубопроводі на робочий процес турбіни, закономірності зміни даного показника широко вивчені. стиснутий

Установка турбіни турбокомпресора в випускний трубопровід впливає на величину тиску і швидкості потоку в випускному трубопроводі, що наочно видно з графіків залежності тиску і швидкості потоку в випускному трубопроводі з турбокомпресором від кута повороту коленвала (малюнки 49 і 50). Порівнюючи дані залежності з аналогічними залежностями для випускного трубопроводу без турбокомпресора при аналогічних умовах видно, що установка турбіни турбокомпресора в випускний трубопровід призводить до виникнення великої кількості пульсацій на всьому протязі всього такту випуску, викликаних дією лопаток елементів (соплового апарату і робочого колеса) турбіни. Малюнок 48 - Загальний вигляд установки з турбокомпресором

Ще однією характерною особливістю даних залежностей є значне підвищення амплітуди коливань тиску і значне зниження амплітуди коливання швидкості в порівнянні з виконанням випускної системи без турбокомпресора. Наприклад, на при частоті обертання коленвала 1500 хв "1 і первісному надмірному тиску в циліндрі 100 кПа максимальне значення тиску газу в трубопроводі з турбокомпресором в 2 рази вище, а швидкість в 4,5 рази нижче, ніж в трубопроводі без турбокомпресора. Збільшення тиску і зниження швидкості в випускному трубопроводі, викликано опором, створюваним турбіною. Варто відзначити, що максимальне значення тиску в трубопроводі з турбокомпресором зміщене щодо максимального значення тиску в трубопроводі без турбокомпресора на величину до 50 градусів повороту коленвала. so

Залежно локальних (1Х \u003d 140 мм) надлишкового тиску рх і швидкості потоку wx в випускному трубопроводі круглого перетину поршневого ДВС з турбокомпресором від кута повороту коленвала р при надмірному тиску випуску р '\u003d 100 кПа для різних частот обертання коленвала:

Було встановлено, що у випускному трубопроводі з турбокомпресором максимальні значення швидкості потоку, нижче, ніж в трубопроводі без нього. Варто відзначити також, що при цьому відбувається зміщення моменту досягнення максимального значення швидкості потоку в бік збільшення кута повороту коленвала, що характерно для всіх режимів роботи установки. У випадку з турбокомпресором пульсації швидкості найбільш виражені при низьких частотах обертання коленвала, що так само характерно і в разі без турбокомпресора.

Аналогічні особливості характерні і для залежності рх \u003d / (р).

Необхідно відзначити, що після закриття випускного клапана швидкість газу в трубопроводі на всіх режимах не знижується до нуля. Установка турбіни турбокомпресора в випускному трубопроводі призводить до згладжування пульсацій швидкості потоку на всіх режимах роботи (особливо при початковому надмірному тиску 100 кПа), як під час такту випуску, так і після його закінчення.

Варто відзначити також, що в трубопроводі з турбокомпресором інтенсивність загасання коливань тиску потоку після закриття випускного клапана вище, ніж без турбокомпресора

Варто припустити, що до описаних вище змін газодинамічних характеристик потоку при установці в випускний трубопровід турбіни турбокомпресора, призводить перебудова потоку в випускному каналі, що неминуче повинно привести до змін теплофізичних характеристик процесі випуску.

В цілому залежності зміни тиску трубопроводі в ДВС з наддувом добре узгоджуються з отриманими раніше.

На малюнку 53 зображені графіки залежності масової витрати G через випускний трубопровід від частоти обертання коленвала п при різних значеннях надлишкового тиску р 'і конфігурацій випускної системи (з турбокомпресором і без нього). Дані графіки були отримані за допомогою методики описаної в.

З графіків, зображених на малюнку 53 видно, що для всіх значень початкового надлишкового тиску масова витрата G газу в випускному трубопроводі приблизно однаковий як при наявності ТК, так і без нього.

На деяких режимах роботи установки відміну витратних характеристик незначно перевищують систематичну похибку, яка для визначення масової витрати потоку становить приблизно 8-10%. 0,0145 G. кг / с

Для трубопроводу з квадратним поперечним перерізом

Система вихлопу з ежекцію функціонує наступним чином. Відпрацьовані гази в систему вихлопу надходять з циліндра двигуна в канал в головці циліндра 7, звідки проходять в випускний колектор 2. У випускному колекторі 2 встановлена \u200b\u200bежекційних трубка 4, в яку повітря подається через електропневмоклапан 5. Таке виконання дозволяє створити область розрядження відразу за каналом в голівці циліндра.

Для того щоб ежекційних трубка не створювала значного гідравлічного опору в колекторі випускному, її діаметр не повинен перевищувати 1/10 діаметру цього колектора. Це також необхідно для того, щоб в випускному колекторі не створювалася критичний режим, і не виникало явище замикання ежектора. Положення осі ежекционной трубки щодо осі випускного колектора (ексцентриситет) вибирається в залежності від конкретної конфігурації системи вихлопу і режиму роботи двигуна. При цьому критерієм ефективності служить ступінь очищення циліндра від відпрацьованих газів.

Пошукові досліди показували, що розрядження (статичний тиск), що створюється в випускному колекторі 2 за допомогою ежекционной трубки 4, має становити не менше 5 кПа. В іншому випадку буде виникати недостатнє вирівнювання пульсуючого потоку. Це може викликати утворення зворотних струмів в каналі, що призведе до зниження ефективності продувки циліндра, і відповідно зниження потужності двигуна. Електронний блок керування двигуном 6 повинен організувати роботу Електропневмоклапан 5 в залежності від частоти обертання коленвала двигуна. Для посилення ефекту ежекції на вихідний кінець ежекционной трубки 4 може бути встановлено дозвуковое сопло.

Виявилося, що максимальні значення швидкості потоку в випускному каналі при постійній ежекції значно вище, ніж без неї (до 35%). Крім того, після закриття випускного клапана в випускному каналі з постійною ежекцію швидкість виходить потоку падає повільніше в порівнянні з традиційним каналом, що свідчить про триваючу очистці каналу від відпрацьованих газів.

На малюнку 63 представлені залежності місцевого об'ємної витрати Vx через випускні канали різного виконання від частоти обертання колінчастого вала п. Вони свідчать про те, що в усьому дослідженому діапазоні частоти обертання колінчастого вала при постійній ежекції зростає об'ємна витрата газу через систему вихлопу, що має привести до кращого очищення циліндрів від відпрацьованих газів і підвищення потужності двигуна.

Таким чином, проведене дослідження показало, що використання у вихлопній системі поршневого ДВС ефекту постійної ежекції покращує газоочистку циліндра в порівнянні з традиційними системами за рахунок стабілізації перебігу у вихлопній системі.

Основним принциповою відмінністю даного способу від методу гасіння пульсацій потоку в випускному каналі поршневого ДВС за допомогою ефекту постійної ежекції є те, що повітря через Ежекційна трубку подається в випускний канал тільки під час такту випуску. Це може бути здійснено за допомогою настройки електронного блоку управління двигуном, або застосування спеціального блоку управління, схема якого показана на малюнку 66.

Дана розроблена автором схема (рисунок 64) застосовується в разі неможливості забезпечення управління процесом ежекції за допомогою блоку управління двигуном. Принцип роботи такої схеми полягає в наступному, на маховик двигуна або на шків розподільного вала повинні бути встановлені спеціальні магніти, положення яких би відповідало моментів відкриття і закриття випускних клапанів двигуна. Магніти повинні бути встановлені різними полюсами щодо біполярного датчика Холла 7, який в свою чергу повинен перебувати в безпосередній близькості від магнітів. Проходячи повз датчиком магніт, встановлений відповідно моменту відкриття випускних клапанів, викликає невеликий електроімпульс, який посилюється за рахунок блоку посилення сигналу 5, і подається на електропневмоклапан, висновки якого з'єднані з висновками 2 і 4 блоки управління, після чого він відкривається і починається подача повітря . відбувається, коли другий магніт проходить поруч з датчиком 7, після чого електропневмоклапан закривається.

Звернемося до експериментальних даних, які були отримані в діапазоні частот обертання колінчастого вала п від 600 до 3000 хв "1 при різних постійних надлишкових тисках рь на випуск (від 0,5 до 200 кПа). У дослідах стиснене повітря з температурою 22-24 С в Ежекційна трубку надходив із заводської магістралі. Розрядження (статичний тиск) за ежекционной трубкою в системі вихлопу становило 5 кПа.

На малюнку 65 показані графіки залежностей місцевого тиску рх (У \u003d 140 мм) і швидкості потоку wx в випускному трубопроводі круглого поперечного перерізу поршневого ДВС з періодичної ежекцію від кута повороту колінчастого вала р при надмірному тиску випуску р '\u003d 100 кПа для різних частотах обертання колінчастого вала .

З даних графіків видно, що протягом усього такту випуску відбувається коливання абсолютного тиску у випускному тракті, максимальні значення коливань тиску досягають 15 кПа, а мінімальні досягають розрядження 9 кПа. Тоді, як в класичному випускному тракті круглого поперечного перерізу ці показники відповідно рівні 13,5 кПа і 5 кПа. Варто відзначити те, що максимальне значення тиску спостерігається при частоті обертання колінчастого вала 1500 хв "1, на інших режимах роботи двигуна коливання тиску не досягають таких величин. Нагадаємо. Що в вихідної трубі круглого поперечного перерізу спостерігався монотонний зростання амплітуди коливань тиску в залежності від збільшення частоти обертання колінчастого вала.

З графіків залежності місцевої швидкості потоку газу w від кута повороту колінчастого вала видно, що значення місцевої швидкості під час такту випуску в каналі з використанням ефекту періодичної ежекції вище, ніж в класичному каналі круглого поперечного перерізу на всіх режимах роботи двигуна. Це свідчить про кращому очищенню випускного каналу.

На малюнку 66 розглянуті графіки порівняння залежностей об'ємної витрати газу від частоти обертання коленвала в трубопроводі круглого поперечного перерізу без ежекції і трубопроводі круглого поперечного перерізу з періодичної ежекцію при різних надлишкових тисках на вході в випускний канал.

сторінка: (1) 2 3 4 ... 6 »Я вже писав про резонансні глушники -" дудках "і" маффлерах / муфлера "(моделістами використовується кілька термінів, похідних від англійського" muffler "- глушник, Сурдинка і т.д). Почитати про це можна в моїй статті "А замість серця - полум'яний мотор".

Напевно, варто поговорити докладніше про вихлопних системах ДВС в цілому, щоб навчитися розділяти "мух від котлет" в цій не простій для розуміння області. Чи не простий з точки зору фізичних процесів, що відбуваються в глушнику після того, як двигун вже завершив черговий робочий такт, і, здавалося б, зробив свою справу.
Далі мова піде про модельних двотактних двигунах, але все міркування вірні і для четирехтактніков, і для двигунів »не модельних" кубатур.

Нагадаю, що далеко не кожен вихлопної тракт ДВС, навіть побудований за резонансної схемою, може дати приріст потужності або крутного моменту двигуна, так само як і зменшити рівень його шуму. За великим рахунком, це два взаємовиключних вимоги, і завдання конструктора вихлопної системи зазвичай зводиться до пошуку компромісу між гучністю ДВС, і його потужністю в тому чи іншому режимі роботи.
Це обумовлено декількома факторами. Розглянемо "ідеальний" двигун, у якого внутрішні втрати енергії на тертя ковзання вузлів дорівнюють нулю. Також не будемо враховувати втрати в підшипниках кочення і втрати, неминучі при протіканні внутрішніх газодинамічних процесів (Всмоктування і продування). У підсумку, вся енергія, що вивільняється при згорянні паливної суміші, Буде витрачатися на:
1) корисну роботу рушія моделі (пропелер, колесо і т.д. Розглядати ККД цих вузлів не будемо, це окрема тема).
2) втрати, що виникають при ще однієї циклової фазі процесу роботи ДВС - вихлопі.

Саме втрати вихлопу варто розглянути більш детально. Підкреслю, що мова йде не про такті "робочий хід" (ми домовилися, що двигун "всередині себе" ідеальний), а про втрати на "виштовхування" продуктів згоряння паливної суміші з двигуна в атмосферу. Вони визначаються, в основному, динамічним опором самого вихлопного тракту - всього того, що приєднується до картера двигуна. Від вхідного до вихідного отворів "глушника". Сподіваюся, не треба нікого переконувати в тому, що чим менше опір каналів, за якими "відходять" гази з двигуна, тим менше потрібно буде витратити зусиль на це, і тим швидше пройде процес "газовиділення".
Очевидно, що саме фаза вихлопу ДВС є основною в процесі шумообразования (забудемо про шуми, що виникає при всмоктуванні і при горінні палива в циліндрі, так само як і про механічні шуми від роботи механізму - у ідеального ДВС механічних шумів просто не може бути). Логічно припустити, що в такому наближенні загальний ККД ДВС буде визначатися співвідношенням між корисною роботою, і втратами на вихлоп. Відповідно, зменшення втрат на вихлоп буде підвищувати ККД двигуна.

Куди витрачається енергія, що втрачається при вихлопі? Природно, вона перетворюється в акустичні коливання довкілля (Атмосфери), тобто в шум (зрозуміло, має місце і розігрів навколишнього простору, але ми про це поки промовчимо). Місце виникнення цього шуму - зріз вихлопного вікна двигуна, де відбувається стрибкоподібне розширення відпрацьованих газів, яке і ініціює акустичні хвилі. Фізика цього процесу дуже проста: в момент відкриття вихлопного вікна в маленькому обсязі циліндра знаходиться велика порція стислих газоподібних залишків продуктів згоряння палива, яка при виході в навколишній простір швидко і різко розширюється, при цьому і виникає газодинамический удар, що провокує подальші затухаючі акустичні коливання в повітрі (згадайте бавовна, що виникає при відкорковуванні пляшки шампанського). Для зменшення цього бавовни досить збільшити час закінчення стислих газів з циліндра (пляшки), обмежуючи перетин вихлопного вікна (плавно відкриваючи пробку). Але такий спосіб зниження шуму не прийнятний для реального двигуна, У якого, як ми знаємо, потужність прямо залежить від оборотів, отже - від швидкості всіх процесів, що протікають.
Можна зменшити шум вихлопу іншим способом: не обмежувати площу перетину вихлопного вікна і часу закінчення вихлопних газів, Але обмежити швидкість їх розширення вже в атмосфері. І такий спосіб був знайдений.

Ще в 30-х роках минулого століття спортивні мотоцикли та автомобілі почали оснащувати своєрідними конусними вихлопними трубами з маленьким кутом розкриву. Ці глушники отримали назву "мегафонів". Вони незначно знижували рівень вихлопного шуму ДВС, і в ряді випадків дозволяли, також незначно, збільшити потужність двигуна за рахунок поліпшення очищення циліндра від залишків відпрацьованих газів за рахунок інерційності газового стовпа, що рухається всередині конусної вихлопної труби.

Розрахунки і практичні досліди показали, що оптимальний кут розкриття мегафона близький до 12-15 градусів. В принципі, якщо зробити мегафон з таким кутом розкриву дуже великої довжини, він буде досить ефективно гасити шум двигуна, майже не знижуючи його потужності, але на практиці такі конструкції не реалізовуються через очевидних конструктивних недоліків і обмежень.

Ще один спосіб зниження шуму ДВС полягає в мінімізації пульсацій відпрацьованих газів на виході вихлопної системи. Для цього вихлоп проводиться не безпосередньо в атмосферу, а в проміжний ресивер достатнього обсягу (в ідеалі - не менше ніж в 20 разів перевищує робочий об'єм циліндра), з подальшим випуском газів через відносно маленький отвір, площа якого може бути в кілька разів менше площі вихлопного вікна. Такі системи згладжують пульсуючий характер руху газової суміші на виході з двигуна, перетворюючи його в близький до рівномірно-поступальному на виході глушника.

Нагадаю, що мова в даний момент йде про глушать системах, не збільшують газодинамічне опір вихлопних газів. Тому не буду торкатися всіляких хитрощів типу металевих сіток всередині глушить камери, перфорованих перегородок і труб, які, зрозуміло, дозволяють зменшити шум двигуна, але на шкоду його потужності.

Наступним кроком у розвитку глушників були системи, що складаються з різних комбінацій описаних вище способів глушіння шуму. Скажу відразу, в більшості своїй вони далекі від ідеалу, тому що в тій чи іншій мірі збільшують газодинамічне опір вихлопного тракту, що однозначно призводить до зниження потужності двигуна, що передається на рушій.

//
сторінка: (1) 2 3 4 ... 6 »

Паралельно розвитку глушать вихлопних систем, розвивалися і системи, умовно звані «глушниками», але призначені не стільки для зниження рівня шуму працюючого двигуна, скільки для зміни його потужних характеристик (потужності двигуна, або його крутного моменту). При цьому завдання глушіння шуму відійшла на другий план, подібні пристрої не знижують, і не можуть значно знизити вихлопної шум двигуна, а часто і посилюють його.

Робота таких пристроїв грунтується на резонансних процесах всередині самих «глушників», що володіють, як будь-який порожнисте тіло властивостями резонатора Геймгольц. За рахунок внутрішніх резонансів вихлопної системи вирішується відразу дві паралельні завдання: поліпшується очищення циліндра від залишків згорілої в попередньому такті горючої суміші, і збільшується наповнення циліндра свіжою порцією горючої суміші для наступного такту стиснення.
Поліпшення очищення циліндра обумовлено тим, що газовий стовп в випускному колекторі, який набрав якусь швидкість в процесі випуску газів в попередньому такті, за рахунок інерції, подібно до поршня в насосі, продовжує відсмоктувати з циліндра залишки газів навіть після того, як тиск в циліндрі зрівнялося з тиском в випускному колекторі. При цьому виникає ще один, непрямий ефект: за рахунок цієї додаткової незначною відкачування тиск в циліндрі знижується, що сприятливо позначається на черговому такті продувки - в циліндр потрапляє дещо більше свіжої горючої суміші, ніж могло б потрапити, якби тиск в циліндрі було дорівнює атмосферному .

Крім того, зворотна хвиля тиску вихлопних газів, відбита від конфузора (задній конус вихлопної системи) або бленди (газодинамическая діафрагма), встановленої в порожнині глушника, повертаючись назад до вихлопного вікна циліндра в момент його закриття, додатково «утрамбовує» свіжу горючу суміш в циліндрі, ще більше збільшуючи його наповнення.

Тут потрібно дуже чітко розуміти, що мова йде не про зворотно-поступальному русі газів у вихлопній системі, а про хвильовий коливальному процесі всередині самого газу. Газ рухається тільки в одному напрямку - від вихлопного вікна циліндра в бік випускного отвору на виході вихлопної система, спочатку - різкими поштовхами, частота яких дорівнює оборотам КВ, потім поступово амплітуда цих поштовхів зменшується, в межі переходячи в рівномірний ламінарний рух. А «туди-сюди» гуляють хвилі тиску, природа яких дуже нагадує акустичні хвилі в повітрі. І швидкість руху цих коливань тиску близька до швидкості звуку в газі, з урахуванням його властивостей - перш за все щільності і температури. Зрозуміло, ця швидкість дещо відрізняється від відомої величини швидкості звуку в повітрі, в нормальних умовах рівній приблизно 330 м / сек.

Строго кажучи, процеси, що протікають в вихлопних системах ДСВ не цілком коректно називати чисто акустичними. Швидше, вони підпадають під дію законів, що застосовуються для опису ударних хвиль, нехай і слабких. А це вже не стандартна газо- і термодинаміка, чітко вкладається в рамки ізотермічних і адіабатичних процесів, описуваних законами і рівняннями Бойля, Маріотта, Клапейрона, і іже з ними.
На цю думку мене наштовхнули кілька випадків, очевидцем яких я сам був. Суть їх у наступному: резонансні дудки швидкісних і гоночних моторів (авіа, судо, і авто), що працюють на позамежних режимах, при яких двигуни часом розкручуються до 40.000-45.000 об / хв, а то і вище, починають «плисти» - вони буквально на очах змінюють форму, «скукожіваются», ніби зроблені не з алюмінію, а з пластиліну, і навіть банально прогорають! І відбувається це саме на резонансному піку «дудки». Але ж відомо, що температура вихлопних газів на виході з вихлопного вікна не перевищує 600-650 ° C, в той час, як температура плавлення чистого алюмінію трохи вище - порядку 660 ° С, а у його сплавів і того більше. При цьому (головне!), Частіше плавиться і деформується НЕ вихлопна трубка-мегафон, що примикає безпосередньо до вихлопного вікна, де, здавалося б, найвища температура, і найгірші температурні умови, а область зворотного конуса-конфузора, до якої вихлопної газ доходить вже з набагато меншою температурою, яка зменшується внаслідок його розширення всередині вихлопної системи (згадайте основні закони газодинаміки), та до того ж, ця частина глушника зазвичай обдувається потоком, що набігає повітря, тобто додатково охолоджується.

Довгий час мені не вдавалося зрозуміти і пояснити цей феномен. Все встало на свої місця після того, як мені в руки випадково потрапила книжка, в якій описувалися процеси ударних хвиль. Є такий спеціальний розділ газодинаміки, курс якого читають лише на спецкафедрах деяких ВНЗ, які готують фахівців-вибухотехніків. Щось подібне відбувається (і вивчається) в авіації, де півстоліття тому, на зорі надзвукових польотів, так само зіткнулися з деякими незрозумілими в той час фактами руйнування конструкції планера літака в момент надзвукового переходу.

УДК 621.436

ВПЛИВ аеродинамічного опору впускних і вихлопних систем АВТОМОБІЛЬНИХ ДВИГУНІВ НА ПРОЦЕСИ газообміну

Л.В. Плотніков, Б.П. Жилкін, Ю.М. Бродів, Н.І. Григор'єв

В роботі представлені результати експериментального дослідження впливу аеродинамічного опору впускних і вихлопних систем поршневих двигунів на процеси газообміну. Досліди проводилися на натурних моделях одноциліндрового ДВС. Описано установки і методика проведення експериментів. Представлені залежності зміни миттєвої швидкості і тиску потоку в газоповітряних трактах двигуна від кута повороту колінчастого вала. Дані отримані при різних коефіцієнтах опору впускних і випускних систем і різних частотах обертання колінчастого вала. На основі отриманих даних були зроблені висновки про динамічні особливості процесів газообміну в двигуні при різних умовах. Показано, що застосування глушника шуму згладжує пульсації потоку і змінює витратні характеристики.

Ключові слова: поршневий двигун, процеси газообміну, динаміка процесу, пульсації швидкості і тиску потоку, глушник шуму.

Вступ

До впускним і випускним системам поршневих двигунів внутрішнього згоряння пред'являється ряд вимог, серед яких основними є максимальне зниження аеродинамічного шуму і мінімальний аеродинамічний опір. Обидва цих показника визначаються у взаємозв'язку конструкції фільтруючого елемента, глушників впуску та випуску, каталітичних нейтралізаторів, наявності наддуву (компресора і / або турбокомпресора), а також конфігурації впускних і випускних трубопроводів і характером перебігу в них. При цьому практично відсутні дані про вплив додаткових елементів впускних і випускних систем (фільтрів, глушників, турбокомпресора) на газодинаміку потоку в них.

У цій статті представлені результати дослідження впливу аеродинамічного опору впускних і вихлопних систем на процеси газообміну стосовно поршневому двигуну розмірності 8,2 / 7,1.

експериментальні установки

і система збору даних

Дослідження впливу аеродинамічного опору газоповітряних систем на процеси газообміну в поршневих ДВС проводилися на натурної моделі одноциліндрового двигуна розмірності 8,2 / 7,1, що приводиться в обертання асинхронним двигуном, Частота обертання колінчастого вала якого регулювалася в діапазоні п \u003d 600-3000 мін1 з точністю ± 0,1%. Більш докладно експериментальна установка описана в.

На рис. 1 і 2 показані конфігурації і геометричні розміри впускного і випускного тракту експериментальної установки, а також місця установки датчиків для вимірювання миттєвих

значень середньої швидкості і тиску потоку повітря.

Для вимірювань миттєвих значень тиску в потоці (статичного) в каналі рх використовувався датчик тиску £ -10 фірми WIKA, швидкодія якого - менше 1 мс. Максимальна відносна середньоквадратична похибка вимірювання тиску становила ± 0,25%.

Для визначення миттєвої середньої по перетину каналу швидкості потоку повітря wх застосовувалися термоанемометри постійної температури оригінальної конструкції, чутливим елементом яких була нихромовая нитка діаметром 5 мкм і довжиною 5 мм. Максимальна відносна середньоквадратична похибка вимірювання швидкості wх становила ± 2,9%.

Вимірювання частоти обертання колінчастого вала здійснювалося за допомогою тахометричного лічильника, що складається з зубчастого диска, закріпленого на колінчастому валі, і індуктивного датчика. Датчик формував імпульс напруги з частотою, пропорційною швидкості обертання валу. За цим імпульсам реєструвалася частота обертання, визначалося положення колінчастого вала (кут ф) і момент проходження поршнем ВМТ і НМТ.

Сигнали з усіх датчиків поступали в аналого-цифровий перетворювач і передавалися в персональний комп'ютер для подальшої обробки.

Перед проведенням експериментів проводилася статична і динамічна тарировка вимірювальної системи в цілому, яка показала швидкодію, необхідне для дослідження динаміки газодинамічних процесів у впускних і вихлопних системах поршневих двигунів. Сумарна середньоквадратична похибка експериментів по впливу аеродинамічного опору газоповітряних систем ДВС на процеси газообміну становила ± 3,4%.

Мал. 1. Конфігурація і геометричні розміри впускного тракту експериментальної установки: 1 - головка циліндрів; 2 -впускная труба; 3 - вимірювальна труба; 4 - датчики термоанемометра для вимірювання швидкості потоку повітря; 5 - датчики тиску

Мал. 2. Конфігурація та геометричні розміри випускного тракту експериментальної установки: 1 - головка циліндрів; 2 - робочий ділянку - випускна труба; 3 - датчики тиску; 4 - датчики термоанемометра

Вплив додаткових елементів на газодинаміку процесів впуску та випуску вивчалося при різних коефіцієнтах опору систем. Опору створювалися за допомогою різних фільтрів впуску та випуску. Так, в якості одного з них використовувався стандартний повітряний автомобільний фільтр з коефіцієнтом опору 7,5. Як інший фільтруючого елемента був обраний тканинний фільтр з коефіцієнтом опору 32. Коефіцієнт опору визначався експериментально за допомогою статичної продувки в лабораторних умовах. Також проводилися дослідження без фільтрів.

Вплив аеродинамічного опору на процес впуску

На рис. 3 і 4 показані залежності швидкості потоку повітря і тиску рх у впускному кана-

ле від кута повороту колінчастого вала ф при різних його частотах обертання і при використанні різних фільтрів впуску.

Встановлено, що в обох випадках (з глушником і без) пульсації тиску і швидкості потоку повітря найбільш виражені при високих частотах обертання колінчастого вала. При цьому у впускному каналі з глушником шуму значення максимальної швидкості потоку повітря, як і слід було очікувати, менше, ніж в каналі без нього. найбільш

м\u003e х, м / с 100

Відкриття 1 III 1 1 III 7 1 £ * ^ 3 111 про

ЕГпцскного клапанп 1 111 II ти. [Зокритір. . 3

§ Р * ■ -1 * £ л Р- до

// 11 "И '\\ 11 I III 1

540 (р. Грае. П.к.й. 720 ВМТ НМТ

1 + 1 Відкриття -гбпцскного-! Клапан А л 1 Г 1 1 1 Закрито ^

1 ДЧ \\. бпцскноео клапана "X 1 + 1

| | А J __ 1 \\ __ MJ \\ у Т -1 1 \\ К / \\ 1 ^ V / \\ / \\ "Ж) у /. \\ / Л / Л" Пч -про- 1 \\ __ V / -

1 1 1 1 1 1 1 | 1 1 ■ ■ 1 1

540 (р. ГраО. П.к.Ь. 720 ВМТ НМТ

Мал. 3. Залежність швидкості повітря wх у впускному каналі від кута повороту колінчастого вала ф при різних частотах обертання колінчастого вала і різних фільтруючих елементах: а - п \u003d 1500 хв-1; б - 3000 хв-1. 1 - без фільтру; 2 - стандартний повітряний фільтр; 3 - тканинний фільтр

Мал. 4. Залежність тиску рх у впускному каналі від кута повороту колінчастого вала ф при різних частотах обертання колінчастого вала і різних фільтруючих елементах: а - п \u003d 1500 хв-1; б - 3000 хв-1. 1 - без фільтру; 2 - стандартний повітряний фільтр; 3 - тканинний фільтр

яскраво це проявилося при високих частотах обертання колінчастого вала.

Після закриття впускного клапана тиск і швидкість потоку повітря в каналі при будь-яких умовах не стають рівними нулю, а спостерігаються деякі їх флуктуації (див. Рис. 3 і 4), що характерно і для процесу випуску (див. Нижче). При цьому установка глушника шуму впуску призводить до зменшення пульсацій тиску і швидкості потоку повітря при всіх умовах як протягом процесу впуску, так і після закриття впускного клапана.

вплив аеродинамічного

опору на процес випуску

На рис. 5 і 6 показані залежності швидкості потоку повітря wx і тиску рх в випускному каналі від кута повороту колінчастого вала ф при різних його частотах обертання і при використанні різних фільтрів випуску.

Дослідження проводилися для різних частот обертання колінчастого вала (від 600 до 3000 хв-1) при різних надлишкових тисках на випуску рь (від 0,5 до 2,0 бар) без глушника шуму і при його наявності.

Встановлено, що в обох випадках (з глушником і без) пульсації швидкості потоку повітря найбільш яскраво проявилися при низьких частотах обертання колінчастого вала. При цьому в випускному каналі з глушником шуму значення максимальної швидкості потоку повітря залишаються при-

мірно такими ж, як і без нього. Після закриття випускного клапана швидкість потоку повітря в каналі при будь-яких умовах не стає рівною нулю, а спостерігаються деякі флуктуації швидкості (див. Рис. 5), що характерно і для процесу впуску (див. Вище). При цьому установка глушника шуму на випуску призводить до істотного збільшення пульсацій швидкості потоку повітря при будь-яких умовах (особливо при рь \u003d 2,0 бар) як під час процесу випуску, так і після закриття випускного клапана.

Слід зазначити протилежний вплив аеродинамічного опору на характеристики процесу впуску в ДВС, де при використанні повітряного фільтра пульсації ефекти в процесі впуску і після закриття впускного клапана були присутні, але загасали явно швидше, ніж без нього. При цьому наявність фільтра в системі впуску призводило до зниження максимальної швидкості потоку повітря і ослаблення динаміки процесу, що добре узгоджується з раніше отриманими результатами в роботі.

Збільшення аеродинамічного опору вихлопної системи призводить до деякого збільшення максимальних тисків у процесі випуску, а також зміщення піків за ВМТ. При цьому можна відзначити, що установка глушника шуму випуску призводить до зменшення пульсацій тиску потоку повітря при всіх умовах як протягом процесу випуску, так і після закриття випускного клапана.

их. м / зі 118 100 46 16

1 1 к. Т «ААі до т 1 Закриття МпЦскного клапана

Відкриття Ьипіскного |<лапана ^ 1 1 А ікТКГ- ~/М" ^ 1

"" "І | у і \\ / ~ ^

540 (р, граб, п.к.й. 720 НМТ ВМТ

Мал. 5. Залежність швидкості повітря wх в випускному каналі від кута повороту колінчастого вала ф при різних частотах обертання колінчастого вала і різних фільтруючих елементах: а - п \u003d 1500 хв-1; б - 3000 хв-1. 1 - без фільтру; 2 - стандартний повітряний фільтр; 3 - тканинний фільтр

Рх. 5пр 0,150

1 1 1 1 1 1 1 1 1 II 1 1 + 1 II 1 + 1 л "А 11 1 + 1 / \\ 1. ', і II 1 + 1

відкриття | йипцскного 1 іклапана Л7 1 ч и _ / 7 / ", Г и 1 \\ Ч Закриття бьтцскного Г / КГкТї Алана -

ч- "1 + 1 1 + 1 1 і 1 Л Л _л / й й ч / 1 1

540 (р, труну, п.к.6. 720

Мал. 6. Залежність тиску рх в випускному каналі від кута повороту колінчастого вала ф при різних частотах обертання колінчастого вала і різних фільтруючих елементах: а - п \u003d 1500 хв-1; б - 3000 хв-1. 1 - без фільтру; 2 - стандартний повітряний фільтр; 3 - тканинний фільтр

На основі обробки залежностей зміни швидкості потоку за окремий такт було розраховано відносну зміну об'ємної витрати повітря Q через випускний канал при розміщенні глушника. Встановлено, що при низьких надлишкових тисках на випуску (0,1 МПа) витрата Q в випускний системі з глушником менше, ніж в системі без нього. При цьому якщо на частоті обертання колінчастого вала 600 хв-1 ця різниця становила приблизно 1,5% (що лежить в межах похибки), то при п \u003d 3000 мін4 ця різниця досягала 23%. Показано, що для високого надлишкового тиску, рівного 0,2 МПа, спостерігалася протилежна тенденція. Об'ємна витрата повітря через випускний канал з глушником був більше, ніж в системі без нього. При цьому при низьких частотах обертання колінчастого вала це перевищення становило 20%, а при п \u003d 3000 хв-1 -лише 5%. На думку авторів, подібний ефект можна пояснити деяким згладжуванням пульсацій швидкості потоку повітря в випускний системі при користуванні глушником шуму.

висновок

Проведене дослідження показало, що на процес впуску в поршневому двигуні внутрішнього згоряння істотно впливає аеродинамічний опір впускного тракту:

Зростання опору фільтруючого елемента згладжує динаміку процесу наповнення, але при цьому знижує швидкість потоку повітря, що відповідно зменшує коефіцієнт наповнення;

Вплив фільтра посилюється зі зростанням частоти обертання колінчастого вала;

Було встановлено граничне значення коефіцієнта опору фільтра (приблизно 50-55), після якого його величина не впливає на витрату.

При цьому було показано, що аеродинамічний опір вихлопної системи також значно впливає на газодинамічні і витратні характеристики процесу випуску:

Збільшення гідравлічного опору випускної системи в поршневому ДВС призводить до посилення пульсацій швидкості потоку повітря у випускному каналі;

При низьких надлишкових тисках на випуск в системі з глушником шуму спостерігається зменшення об'ємної витрати через випускний канал, тоді як при високих рь - навпаки, відбувається його збільшення в порівнянні з випускною системою без глушника.

Таким чином, отримані результати можуть бути використані в інженерній практиці з метою оптимального вибору характеристик глушників шуму впуску і випуску, що може надати положи-

тельное вплив на наповнення циліндра свіжим зарядом (коефіцієнт наповнення) і якість очищення циліндра двигуна від відпрацьованих газів (коефіцієнт залишкових газів) на певних швидкісних режимах роботи поршневих ДВС.

література

1. Драганов, Б.Х. Конструювання впускних і випускних каналів двигунів внутрішнього згоряння / Б.Х. Драганов, М.Г. Круглов, В. С. Обухова. - Київ: Вища шк. Головне вид-во, 1987. -175 с.

2. Двигуни внутрішнього згоряння. У 3 кн. Кн. 1: Теорія робочих процесів: навч. / В.Н. Лу-Канін, К.А. Морозов, А.С. Хачіян і ін .; під ред. В.Н. Луканіна. - М .: Вища. шк., 1995. - 368 с.

3. Шароглазов, Б.А. Двигуни внутрішнього згоряння: теорія, моделювання і розрахунок процесів: навч. по курсу «Теорія робочих процесів і моделювання процесів в двигунах внутрішнього згоряння» /Б.А. Шароглазов, М.Ф. Фарафонтов, В.В. Клементе; під ред. засл. деят. науки РФ Б.А. Шароглазова. - Челябінськ: ЮУрГУ, 2010. -382 с.

4. Сучасні підходи до створення дизелів для легкових автомобілів і малолітражних гру-

зовіков /А.Д. Блінов, П.А. Голубєв, Ю.Є. Драган та ін .; під ред. В. С. Папонова і А. М. Мінєєва. - М .: НДЦ «Інженер», 2000. - 332 с.

5. Експериментальне дослідження газодинамічних процесів в системі впуску поршневого ДВС / Б.П. Жилкін, Л.В. Плотніков, С.А. Корж, І.Д. Ларіонов // Двигунобудування. - 2009. -№ 1. - С. 24-27.

6. Про зміну газодинаміки процесу випуску в поршневих ДВС при установці глушника / Л.В. Плотніков, Б.П. Жилкін, А.В. Крестовським, Д.Л. Падаляк // Вісник академії військових наук. -2011. - № 2. - С. 267-270.

7. Пат. 81338 RU, МПК G01 Р5 / 12. Термоанемометр постійної температури / С.М. Плохов, Л.В. Плотніков, Б.П. Жилкін. - № 2008135775/22; заявл. 03.09.2008; опубл. 10.03.2009, Бюл. № 7.

Надіслати свою хорошу роботу в базу знань просто. Використовуйте форму, розташовану нижче

Студенти, аспіранти, молоді вчені, які використовують базу знань в своє навчання і роботи, будуть вам дуже вдячні.

Розміщено на http://www.allbest.ru/

Розміщено на http://www.allbest.ru/

Федеральне агентство з освіти

ГОУ ВПО «Уральський державний технічний університет - УПІ імені першого Президента Росії Б. М. Єльцина »

на правах рукопису

Дисертація

на здобуття наукового ступеня кандидата технічних наук

Газодинаміка і локальна тепловіддача у впускний системі поршневого ДВС

Плотніков Леонід Валерійович

Науковий керівник:

доктор фізико-математіческіхнаук,

професор Жилкін Б.П.

Єкатеринбург 2009

поршневий двигун газодинаміка впускная система

Дисертація складається зі вступу, п'яти розділів, висновків, списку використаних джерел, що включає 112 найменувань. Вона викладена на 159 сторінках комп'ютерного набору в програмі MS Word і забезпечена за текстом 87 малюнками і 1 таблицею.

Ключові слова: газодинаміка, поршневий ДВС, впускная система, поперечне профілювання, витратні характеристики, локальна тепловіддача, миттєвий локальний коефіцієнт тепловіддачі.

Об'єктом дослідження було нестаціонарний повітряний потік у впускний системі поршневого двигуна внутрішнього згоряння.

Мета роботи - встановлення закономірностей зміни газодинамічних і теплових характеристик процесу впуску в поршневому ДВС від геометричних і режимних факторів.

Показано, що шляхом розміщення профільованих вставок можна в порівняння з традиційним каналом постійного круглого перетину придбати ряд переваг: збільшення об'ємної витрати повітря, що надходить в циліндр; зростання крутизни залежності V від числа обертів колінчастого вала n в робочому діапазоні частот обертання при «трикутної» вставці або линеаризацию видаткової характеристики у всьому діапазоні чисел оборотів валу, а також придушення високочастотних пульсацій повітряного потоку у впускному каналі.

Встановлено значні відмінності в закономірностях зміни коефіцієнтів тепловіддачі х від швидкості w при стаціонарному і пульсуючому течіях повітря у впускний системі ДВС. Апроксимацією експериментальних даних були отримані рівняння для розрахунку локального коефіцієнта тепловіддачі у впускному тракті ДВС, як для стаціонарного течії, так і для динамічного пульсуючого потоку.

Вступ

1. Стан проблеми і постановка задач дослідження

2. Опис експериментальної установки і методів вимірювання

2.2 Вимірювання частоти обертання і кута повороту колінчастого вала

2.3 Вимірювання миттєвої витрати всмоктуваного повітря

2.4 Система для вимірювання миттєвих коефіцієнтів тепловіддачі

2.5 Система збору даних

3. Газодинаміка і витратні характеристики процесу впуску в двигуні внутрішнього згоряння при різних конфігураціях впускної системи

3.1 Газодинаміка процесу впуску без урахування впливу фільтруючого елемента

3.2 Вплив фільтруючого елемента на газодинаміку процесу впуску при різних конфігураціях впускної системи

3.3 Витратні характеристики і спектральний аналіз процесу впуску при різних конфігураціях впускної системи з різними елементами, що фільтрують

4. Тепловіддача у впускному каналі поршневого двигуна внутрішнього згоряння

4.1 тарування вимірювальної системи для визначення локального коефіцієнта тепловіддачі

4.2 Локальний коефіцієнт тепловіддачі у впускному каналі двигуна внутрішнього згоряння при стаціонарному режимі

4.3 Миттєвий локальний коефіцієнт тепловіддачі у впускному каналі двигуна внутрішнього згоряння

4.4 Вплив зміни впускної системи двигуна внутрішнього згоряння на миттєвий локальний коефіцієнт тепловіддачі

5. Питання практичного застосування результатів роботи

5.1 Конструктивна і технологічна виконання

5.2 Енерго- та ресурсозбереження

висновок

Список літератури

Перелік основних позначень і скорочень

Всі символи пояснюються при першому їх застосуванні в тексті. Нижче наводиться лише перелік тільки найбільш уживаних позначень:

d-діаметр труб, мм;

d е - еквівалентний (гідравлічний) діаметр, мм;

F - площа поверхні, м 2;

i - сила струму, А;

G - масова витрата повітря, кг / с;

L - довжина, м;

l - характерний лінійний розмір, м;

n - частота обертання колінчастого вала, хв -1;

р - атмосферний тиск, Па;

R - опір, Ом;

T - абсолютна температура, К;

t - температура за шкалою Цельсія, о С;

U - напруга, В;

V - об'ємна витрата повітря, м 3 / с;

w - швидкість потоку повітря, м / с;

Коефіцієнт надлишку повітря;

г - кут, град .;

Кут повороту колінчастого вала, град., П.к.в .;

Коефіцієнт теплопровідності, Вт / (м К);

Коефіцієнт кінематичної в'язкості, м 2 / с;

Щільність, кг / м 3;

Час, с;

Коефіцієнт опору;

Основні скорочення:

п.к.в. - повороту колінчастого вала;

ДВС - двигун внутрішнього згоряння;

ВМТ - верхня мертва точка;

НМТ - нижня мертва точка

АЦП - аналого-цифровий перетворювач;

БПФ - швидке перетворення Фур'є.

Числа подібності:

Re \u003d wd / - число Рейнольдса;

Nu \u003d d / - число Нуссельта.

Вступ

Основним завданням у розвитку і вдосконаленні поршневих двигунів внутрішнього згоряння є поліпшення наповнення циліндра свіжим зарядом (або іншими словами підвищення коефіцієнта наповнення двигуна). В даний час розвиток ДВС досягло такого рівня, що поліпшення будь-якого техніко-економічного показника хоча б на десяту частку відсотка з мінімальними матеріальними і тимчасовими витратами є справжнім досягненням для дослідників або інженерів. Тому для досягнення поставленої мети дослідники пропонують і використовують різноманітні способи серед найпоширеніших можна виділити наступні: динамічний (інерційний) наддув, турбонаддув або нагнітачі повітря, впускний канал змінної довжини, регулювання механізму і фаз газорозподілу, оптимізація конфігурації впускної системи. Застосування цих способів дозволяє поліпшити наповнення циліндра свіжим зарядом, що в свою чергу підвищує потужність двигуна і його техніко-економічні показники.

Однак використання більшості з розглянутих способів вимагають значних матеріальних вкладень і суттєвої модернізації конструкції впускної системи і двигуна в цілому. Тому одним з найпоширеніших, але не найпростішим, на сьогоднішній день способів підвищення коефіцієнта наповнення є оптимізація конфігурації впускного тракту двигуна. При цьому дослідження і вдосконалення впускного каналу ДВС найчастіше виконується методом математичного моделювання або статичними продуваннями впускної системи. Однак ці способи не можуть дати коректних результатів на сучасному рівні розвитку двигунобудування, оскільки, як відомо, реальний процес в газоповітряних трактах двигунів є тривимірним несталим із струменевим закінченням газу через щілину клапана в частково заповнений простір циліндра змінного обсягу. Аналіз літератури показав, що інформація щодо процесу впуску в реальному динамічному режимі практично відсутня.

Таким чином, достовірні і коректні газодинамічні і теплообмінні дані по процесу впуску можна отримати виключно при дослідженнях на динамічних моделях ДВС або реальних двигунах. Тільки такі досвідчені дані можуть дати необхідну інформацію для вдосконалення двигуна на сучасному рівні.

Метою роботи є встановлення закономірностей зміни газодинамічних і теплових характеристик процесу наповнення циліндра свіжим зарядом поршневого ДВС від геометричних і режимних факторів.

Наукова новизна основних положень роботи полягає в тому, що автором вперше:

Встановлено амплітудно-частотні характеристики пульсаційних ефектів, що виникають в потоці у впускному колекторі (трубі) поршневого ДВС;

Розроблено спосіб збільшення витрати повітря (в середньому на 24%), що надходить в циліндр за допомогою профільованих вставок у впускному колекторі, що призведе до підвищення питомої потужності двигуна;

Встановлено закономірності зміни миттєвого локального коефіцієнта тепловіддачі у впускний трубі поршневого ДВС;

Показано, що застосування профільованих вставок знижує підігрів свіжого заряду при впуску в середньому на 30%, що поліпшить наповнення циліндра;

Узагальнені у вигляді емпіричних рівнянь отримані експериментальні дані по локальній тепловіддачі пульсуючого потоку повітря у впускному колекторі.

Достовірність результатів ґрунтується на надійності експериментальних даних, отриманих поєднанням незалежних методик дослідження і підтверджених відтворюваністю результатів дослідів, їх хорошим узгодженням на рівні тестових дослідів з даними інших авторів, а також застосуванням комплексу сучасних методів дослідження, підбором вимірювальної апаратури, її систематичною перевіркою і таріровкой.

Практична значимість. Отримані експериментальні дані створюють основу для розробки інженерних методик розрахунку і проектування впускних систем двигунів, а також розширюють теоретичні уявлення про газодинаміці і локальної тепловіддачі повітря в процесі впуску в поршневих ДВС. Окремі результати роботи прийняті до реалізації на ТОВ «Уральський дизель-моторний завод» при проектуванні та модернізації двигунів 6ДМ-21л і 8ДМ-21л.

Методики визначення витрати пульсуючого потоку повітря у впускний трубі двигуна і інтенсивності миттєвої тепловіддачі в ній;

Експериментальні дані по газодинаміці і миттєвому локальному коефіцієнту тепловіддачі у впускному каналі ДВС в процесі впуску;

Результати узагальнення даних по локальному коефіцієнту тепловіддачі повітря у впускному каналі ДВС у вигляді емпіричних рівнянь;

Апробація роботи. Основні результати досліджень, викладених в дисертації, доповідалися і були представлені на «Звітних конференціях молодих вчених», Єкатеринбург, УГТУ-УПІ (2006 - 2008); наукових семінарах кафедр «Теоретична теплотехніка» і «Турбіни і двигуни», Єкатеринбург, УГТУ-УПІ (2006 - 2008); науково-технічної конференції «Підвищення ефективності силових установок колісних і гусеничних машин», м Челябінськ: Челябінське вище військове автомобільне командно-інженерне училище (військовий інститут) (2008); науково-технічної конференції «Розвиток двигунобудування в Росії», м.Санкт-Петербург (2009); на науково-технічній раді при ТОВ «Уральський дизель-моторний завод», м Єкатеринбург (2009); на науково-технічній раді при ВАТ «НДІ автотракторної техніки», м Челябінськ (2009).

Дисертаційна робота була виконана на кафедрах «Теоретична теплотехніка і« Турбіни і двигуни ».

1. Огляд сучасного стану дослідження впускних систем поршневих ДВС

На сьогоднішній день існує велика кількість літератури, в якій розглядається конструктивне виконання різних систем поршневих двигунів внутрішнього згоряння, зокрема, окремих елементів впускних систем ДВС. Однак в ній практично відсутнє обґрунтування пропонованих конструктивних рішень шляхом аналізу газодинаміки і теплообміну процесу впуску. І тільки в окремих монографіях наводяться експериментальні або статистичні дані за результатами експлуатації, що підтверджують доцільність того чи іншого конструктивного виконання. У зв'язку з цим, можна стверджувати, що до недавнього часу приділялася недостатня увага дослідженню і оптимізації впускних систем поршневих двигунів.

В останні десятиліття в зв'язку з посиленням економічних і екологічних вимог до двигунів внутрішнього згоряння, дослідники та інженери починають приділяти все більше уваги вдосконаленню впускних систем як бензинових, так і дизельних двигунів, вважаючи, що їх робочі характеристики в значній мірі залежать від досконалості процесів, що протікають в газоповітряних трактах.

1.1 Основні елементи впускних систем поршневих ДВС

Впускная система поршневого двигуна, в загальному випадку, складається з повітряного фільтра, впускного колектора (або впускний труби), головки циліндрів, яка містить впускні і випускні канали, а також клапанний механізм. Як приклад на малюнку 1.1 показана схема впускної системи дизеля ЯМЗ-238.

Мал. 1.1. Схема впускної системи дизеля ЯМЗ-238: 1 - впускний колектор (труба); 2 - гумова прокладка; 3,5 - під'єднувальні патрубки; 4 - поранітовая прокладка; 6 - шланг; 7 - повітряний фільтр

Вибір оптимальних конструктивних параметрів і аеродинамічних характеристик впускної системи зумовлюють отримання ефективного робочого процесу і високого рівня вихідних показників двигунів внутрішнього згоряння.

Коротко розглянемо кожен складовий елемент впускної системи і його основні функції.

Головка циліндрів є однією з найбільш складних і важливих елементів в двигуні внутрішнього згоряння. Від правильного вибору форми і розмірів основних елементів (в першу чергу, впускних і випускних клапанів і каналів) багато в чому залежить досконалість процесів наповнення і сумішоутворення.

Головки циліндрів, в основному, виготовляють з двома або чотирма клапанами на циліндр. Переваги Двохклапанні конструкції полягають в простоті технології виготовлення і конструктивної схеми, в менших конструктивної масі і вартості, зокрема рухомих деталей в механізмі приводу, витратах на обслуговування і ремонт.

Переваги чотирьохклапанних конструкцій полягає в кращому використанні площі, обмеженою контуром циліндра, для прохідних площ горловин клапанів, в більш ефективному процесі газообміну, в меншій термічної напруженості головки внаслідок більш рівномірного її теплового стану, в можливості центрального розміщення форсунки або свічки, що підвищує рівномірність теплового стану деталей поршневої групи.

Існують і інші конструкції головок циліндрів, наприклад, з трьома впускними клапанами і одним або двома випускними на циліндр. Однак такі схеми застосовуються відносно рідко, в основному, в високофорсованих (гоночних) двигунах.

Вплив числа клапанів на газодинаміку і тепловіддачу у впускному тракті в цілому практично не вивчено.

Найбільш важливі елементи головки циліндрів з точки зору їх впливу на газодинаміку і теплообмін процесу впуску в двигуні - типи впускних каналів.

Одним із способів оптимізації процесу наповнення є профілізація впускних каналів в головці циліндрів. Існує велика різноманітність форм профілювання з метою забезпечення спрямованого руху свіжого заряду в циліндрі двигуна і поліпшення процесу сумішоутворення, найбільш докладно вони описані в.

Залежно від виду процесу сумішоутворення впускні канали виконують однофункціональними (безвихрових), що забезпечують тільки наповнення циліндрів повітрям, або двофункціональним (тангенціальними, гвинтовими чи іншого типу), що використовуються для впуску і закрутки повітряного заряду в циліндрі і камері згоряння.

Звернемося до питання про особливості конструкції впускних колекторів бензинових і дизельних двигунів. Аналіз літератури показує, що впускного колектора (або впускний трубі) приділяється мало уваги, і найчастіше він розглядається тільки як трубопровід для підведення повітря або паливо-повітряної суміші в двигун.

Повітряний фільтр є невід'ємною частиною впускної системи поршневого ДВС. Слід зазначити, що в літературі більше уваги приділяється конструкції, матеріалів і опору фільтруючих елементів, і при цьому практично не розглядається вплив фільтруючого елемента на газодинамічні і теплообмінні показники, а також витратні характеристики поршневого ДВС.

1.2 Газодинаміка течії у впускних каналах і методи дослідження процесу впуску в поршневих ДВС

Для більш точного розуміння фізичної суті результатів, отриманих іншими авторами, вони викладаються одночасно із існуючими ними теоретичними і експериментальними методами, оскільки спосіб і результат перебувають в єдиній органічного зв'язку.

Методи дослідження впускних систем ДВС можна розділити на дві великі групи. До першої групи належать теоретичний аналіз процесів у впускний системі, в тому числі і їх чисельне моделювання. До другої групи віднесемо всі способи експериментального вивчення процесу впуску.

Вибір методів дослідження, оцінки і доведення впускних систем визначається поставленими цілями, а також наявними матеріальними, експериментальними і розрахунковими можливостями.

До теперішнього часу немає аналітичних методів, що дозволяють досить точно оцінити рівень інтенсивності руху газу в камері згоряння, а також вирішити приватні задачі, пов'язані з описом руху у впускному тракті і витікання газу з клапанної щілини в реальному несталому процесі. Це пов'язано з труднощами опису тривимірного течії газів по криволінійних каналах з раптовими перешкодами, складної просторової структурою потоку, зі струменевим закінченням газу через щілину клапана і частково заповнений простір циліндра змінного обсягу, взаємодією потоків між собою, зі стінками циліндра і рухомим днищем поршня. Аналітичне визначення оптимального поля швидкостей у впускний трубі, в кільцевої клапанної щілини і розподіл потоків в циліндрі ускладнюється відсутністю точних методів оцінки аеродинамічних втрат, що виникають при перебігу свіжого заряду у впускний системі і при попаданні газу в циліндр і обтіканні його внутрішніх поверхонь. Відомо, що в каналі виникають нестійкі зони переходу потоку з ламінарного в турбулентний режим течії, області відриву прикордонного шару. Структура потоку характеризується змінним за часом і місцем числами Рейнольдса, рівнем нестаціонарності, інтенсивністю і масштабом турбулентності.

Чисельного моделювання руху повітряного заряду на впуску присвячено багато різноспрямованих робіт. У них виробляють моделювання вихрового впускного потоку ДВС при відкритому впускному клапані, розрахунок тривимірного потоку у впускних каналах головки циліндра, моделювання потоку у впускному вікні і циліндрі двигуна, аналіз впливу прямоточних і закручених потоків на процес сумішоутворення і розрахункові дослідження впливу закручування заряду в циліндрі дизеля на величину викидів оксидів азоту і індикаторні показники циклу. Однак тільки в деяких з робіт чисельне моделювання підтверджується експериментальними даними. А виключно з теоретичних досліджень складно судити про достовірність і ступеня застосовності отриманих даних. Також варто підкреслити, що майже всі чисельні методи, головним чином, спрямовані на дослідження процесів в уже існуючій конструкції впускної системи ДВС на усунення її недоліків, а не на розробку нових, ефективних конструктивних рішень.

Паралельно застосовуються і класичні аналітичні методи розрахунку робочого процесу в двигуні і окремо процесів газообміну в ньому. Однак в розрахунках течії газу у впускних і випускних клапанах і каналах в основному застосовують рівняння одновимірного стаціонарного течії, приймаючи протягом квазістаціонарним. Тому розглядаються методи розрахунку є виключно оціночними (приблизними) і тому вимагають експериментального уточнення в лабораторних умовах або на реальному двигуні при стендових випробуваннях. Методи розрахунку газообміну і основних газодинамічних показників процесу впуску в більш складній постановці розвиваються в роботах. Однак і вони також дають тільки загальні відомості про обговорювані процесах, не формують досить повного уявлення про газодинамічних і теплообмінних показниках, оскільки вони засновані на статистичних даних, отриманих при математичному моделюванні і / або статичних продувках впускного тракту ДВС і на методах чисельного моделювання.

Найбільш точні і достовірні дані по процесу впуску в поршневих ДВС можна отримати при дослідженні на реальних працюючих двигунах.

До перших же дослідженням руху заряду в циліндрі двигуна на режимі прокручування вала можна віднести класичні досліди Рікардо і Засса. Ріккардо встановив в камеру згоряння крильчатку і реєстрував її частоту обертання при прокручування вала двигуна. Анемометр фіксував середнє значення швидкості газу за один цикл. Рікардо ввів поняття «вихровий відношення», відповідне відношенню частот обертання крильчатки, заміряли обертання вихору, і колінчастого вала. Засс встановив платівку у відкритій камері згоряння і реєстрував вплив на неї потоку повітря. Існують інші способи використання пластин, пов'язаних з тензо-ємнісними або індуктивними датчиками. Однак установка пластинок деформує обертовий потік, що і є недоліком подібних методів.

Сучасне дослідження газодинаміки безпосередньо на двигунах вимагає спеціальних засобів вимірювань, які здатні працювати при несприятливих умовах (шум, вібрація, що обертаються елементи, високі температура і тиску при згорянні палива і в випускних каналах). При цьому процеси в ДВС є високошвидкісними і періодичними, тому вимірювальна апаратура і датчики повинні володіти дуже високою швидкодією. Все це сильно ускладнює вивчення процесу впуску.

Слід зазначити, що в даний час методи натурних досліджень на двигунах широко застосовуються, як для вивчення перебігу повітря у впускний системі і циліндрі двигуна, так і для аналізу впливу вихреобразования на впуску на токсичність відпрацьованих газів.

Однак натурні дослідження, де одночасно діє велика кількість різноманітних факторів не дають можливості проникнути в деталі механізму окремого явища, не дозволяють застосовувати високоточну, складну апаратуру. Все це є прерогативою лабораторних досліджень із застосуванням складних методів.

Результати вивчення газодинаміки процесу впуску, отримані при дослідженні на двигунах досить докладно представлені в монографії.

З них найбільший інтерес представляє осциллограмма зміни швидкості потоку повітря у вхідному перетині впускного каналу двигуна Ч10,5 / 12 (Д 37) Володимирського тракторного заводу, яка представлена \u200b\u200bна малюнку 1.2.

Мал. 1.2. Параметри потоку у вхідному перетині каналу: 1 - 30 з -1, 2 - 25 с -1, 3 - 20 с -1

Вимірювання швидкості потоку повітря в даному дослідженні здійснювалося за допомогою термоанемометра, що працює в режимі постійного струму.

І тут доречно приділити увагу самому методу Термоанемометр, який завдяки цілому ряду переваг, отримав настільки широке поширення в дослідженнях газодинаміки різних процесів. В даний час існують різноманітні схеми термоанемометров в залежності від завдань і області досліджень. Найбільш докладно і повно теорія Термоанемометр розглянута в. Також слід зазначити і велика різноманітність конструкцій датчиків термоанемометра, що говорить про широке застосування цього методу у всіх областях промисловості, в тому числі і двигунобудування.

Розглянемо питання про можливість застосування методу Термоанемометр для дослідження процесу впуску в поршневих ДВС. Так, невеликі розміри чутливого елемента датчика термоанемометра не вносять істотних змін в характер перебігу повітряного потоку; висока чутливість анемометрів дозволяє реєструвати флуктуації величин з малими амплітудами і великими частотами; простота апаратної схеми дає можливість легко зробити запис електричного сигналу з виходу термоанемометра з подальшою його обробкою на персональному комп'ютері. При термоанемометрірованіі використовують на режимах прокручування одно-, дво- або трикомпонентні датчики. Як чутливий елемент датчика термоанемометра зазвичай застосовують нитки або плівки тугоплавких металів товщиною 0,5-20 мкм і довжиною 1-12 мм, які закріплюють на хромових або хромонікелевих ніжках. Останні проходять через порцелянову двох-, трьох- або четирехдирчатую трубку, на яку надягають ущільнюється від прориву газів металевий корпус, вкручувати в головку блоку для дослідження внутріціліндровие простору або в трубопроводи для визначення середніх і пульсаційних складових швидкості газу.

А тепер повернемося до осциллограмме, показаної на малюнку 1.2. На графіку звертає на себе увагу той факт, що на ньому представлено зміна швидкості потоку повітря від кута повороту колінчастого вала (п.к.в.) тільки за такт впуску (? 200 град. П.к.в.), тоді як решта інформація по іншим тактам як би «обрізана». Дана осциллограмма отримана для частот обертання колінчастого вала від 600 до 1800 хв -1, тоді як в сучасних двигунах діапазон робочих частот обертання набагато ширше: 600-3000 хв -1. Звертає на себе увагу той факт, що швидкість потоку в тракті перед відкриттям клапана не дорівнює нулю. У свою чергу після закриття впускного клапана швидкість не обнуляється, ймовірно, тому що в тракті виникає високочастотне зворотно-поступальний течія, яка в деяких двигунах використовується для створення динамічного (або інерційного наддуву).

Тому важливе значення для розуміння процесу в цілому представляють дані щодо зміни швидкості потоку повітря у впускному тракті за весь робочий процес двигуна (720 град., П.к.в.) і в усьому робочому діапазоні частот обертання колінчастого вала. Ці дані необхідні для вдосконалення процесу впуску, пошуків шляхів збільшення величини свіжого заряду, що надійшов в циліндри двигуна, і створення систем динамічного наддуву.

Коротко розглянемо особливості динамічного наддуву в поршневих ДВС, який здійснюється різними способами. На процес впуску впливають не тільки фази газорозподілу, а й конструкція впускного і випускного трактів. Рух поршня при такті впуску призводить при відкритому впускному клапані до утворення хвилі противодавления. На відкритому розтрубі впускного трубопроводу ця хвиля тиску зустрічається з масою нерухомого навколишнього повітря, відбивається від неї і рухається назад до впускного трубопроводу. Виникаючі внаслідок цього коливальний процес стовпа повітря у впускному трубопроводі можна використовувати для збільшення наповнення циліндрів свіжим зарядом і, тим самим, отримати більшу величину крутного моменту.

При іншому вигляді динамічного наддуву - інерційному наддуванні кожен впускний канал циліндра має свою окрему резонаторних трубку відповідну акустиці довжини, з'єднані з збірної камері. У таких резонаторів трубках хвилі стиснення, що йдуть від циліндрів, можуть поширюватися незалежно один від одного. При узгодженні довжини і діаметру окремих резонаторних трубок з фазами газорозподілу хвиля стиснення, що відбивається в кінці резонатора трубки, повертається через відкритий впускний клапан циліндра, тим самим, забезпечує його краще наповнення.

Резонансний наддув заснований на тому, що в потоці повітря у впускному трубопроводі при певній частоті обертання колінчастого вала виникають резонансні коливання, викликані зворотно-поступальним рухом поршня. Це при правильній компоновці впускної системи призводить до подальшого підвищення тиску і додаткового ефекту наддуву.

Разом з тим згадані методи динамічного наддуву діють у вузькому діапазоні режимів, вимагають досить складної і перманентної настройки, оскільки акустичні характеристики двигуна при експлуатації змінюються.

Також дані по газодинаміці за весь робочий процес двигуна можуть бути корисні для оптимізації процесу наповнення і пошуків шляхів збільшення витрати повітря через двигун і відповідно його потужності. При цьому важливе значення мають інтенсивність і масштаб турбулентності повітряного потоку, що формуються у впускному каналі, а також кількість вихорів, що утворюються за час процесу впуску.

Швидке рух заряду і великомасштабна турбулентність в потоці повітря забезпечують хороше перемішування повітря і палива і, тим самим, повне згоряння з низькою концентрацією шкідливих речовин у відпрацьованих газах.

Одним із способів створення вихорів в процесі впуску є застосування заслінки, яка розділяє впускний тракт на два канали, один з яких може нею перекриватися, керуючи переміщенням заряду суміші. Існує велика кількість конструктивних виконань для додання тангенціальної складової руху потоку з метою організації спрямованих вихорів у впускному трубопроводі і циліндрі двигуна
. Метою всіх цих рішень є створення і управління вертикальними вихорами в циліндрі двигуна.

Існують і інші способи управління наповненням свіжим зарядом. У двигунобудування застосовують конструкцію спірального впускного каналу з різним кроком витків, плоскими майданчиками на внутрішній стінці і гострими крайками на виході каналу. Іншим пристроєм для регулювання вихреобразования в циліндрі ДВС є спіральна пружина, встановлена \u200b\u200bу впускному каналі і жорстко закріплена одним кінцем перед клапаном.

Таким чином, можна відзначити тенденцію дослідників до створення на впуску великих вихорів різного напрямку поширення. При цьому повітряний потік повинен переважно містити великомасштабну турбулентність. Це призводить до поліпшення сумішоутворення і подальшого згоряння палива, як в бензинових, так і в дизельних двигунах. І як результат знижується питома витрата палива і викиди шкідливих речовин з відпрацьованими газами.

Разом з тим в літературі відсутні відомості про спроби керувати вихреобразование, використовуючи поперечне профілювання - зміна форми поперечного перерізу каналу, а вона, як відомо, сильно впливає на характер перебігу.

Після вищевикладеного можна зробити висновок про те, що на даному етапі в літературі має місце суттєва нестача достовірної та повної інформації по газодинаміці процесу впуску, а саме: зміни швидкості потоку повітря від кута повороту колінчастого вала за весь робочий процес двигуна в робочому діапазоні частот обертання колінчастого вала; впливу фільтра на газодинаміку процесу впуску; масштабу виникає турбулентності, в процесі впуску; впливу гідродинамічної нестаціонарної на витратні показники у впускному тракті ДВС і т.д.

Актуальним завданням є пошук способів збільшення витрати повітря через циліндри двигуна з мінімальними конструктивними доробками двигуна.

Як вже зазначалося вище, найбільш повні і достовірні дані по процесу впуску можна отримати при дослідженнях на реальних двигунах. Однак цей напрямок досліджень є дуже складним і дорогим, а по ряду питань практично неможливим, тому експериментаторами були розроблені комбіновані методи вивчення процесів в ДВС. Розглянемо шірокораспространенние з них.

Розробка комплексу параметрів і методів розрахунково-експериментальних досліджень обумовлена \u200b\u200bвеликим числом прийнятих при розрахунках припущень і неможливістю повного аналітичного опису особливостей конструкції впускної системи поршневого ДВС, динаміки процесу і руху заряду у впускних каналах і циліндрі.

Прийнятні результати можна отримати при спільному дослідженні процесу впуску на персональному комп'ютері методами чисельного моделювання та експериментально за допомогою статичних продувок. За цією методикою вироблено досить багато різних досліджень. У таких роботах показуються або можливості чисельного моделювання закручених потоків у впускний системі ДВС з подальшою перевіркою результатів за допомогою продувки в статичному режимі на безмоторної установці, або розробляється розрахункова математична модель на основі експериментальних даних, отриманих на статичних режимах або при експлуатації окремих модифікацій двигунів. Підкреслимо, що за основу майже всіх подібних досліджень беруться експериментальні дані, отримані за допомогою статичних продувок впускної системи ДВС.

Розглянемо класичний спосіб дослідження процесу впуску з використанням крильчатого анемометра. При фіксованих підйомах клапана виробляють продування досліджуваного каналу з різними секундними витратами повітря. Для продувки використовують реальні головки циліндрів, відлиті з металу, або їх моделі (розбірні дерев'яні, гіпсові, з епоксидних смол і ін.) В зборі з клапанами, що направляють втулками і сідлами. Однак як показали порівняльні випробування, такий метод дає відомості про вплив форми тракту, але крильчасті анемометр не реагує на дію всього потоку повітря по перетину, що може призводити до значної похибки при оцінці інтенсивності руху заряду в циліндрі, що підтверджується математично і експериментально.

Інший шірокораспространенние спосіб дослідження процесу наповнення - спосіб з використанням спрямляются решітки. Даний метод відрізняється від попереднього тим, що всмоктується обертовий потік повітря спрямовується по обтічника на лопатки спрямляются решітки. При цьому обертовий потік випрямляється, а на лопатках решітки утворюється реактивний момент, який реєструється датчиком місткості за величиною кута закрутки торсиона. Випрямлення потік, пройшовши крізь ґрати, випливає через відкрите перетин в кінці гільзи в атмосферу. Даний метод дозволяє комплексно оцінити впускний канал за енергетичними показниками і за величиною аеродинамічних втрат.

Навіть не дивлячись на те, що методи дослідження на статичних моделях дають тільки загальне уявлення про газодинамічних і теплообмінних характеристиках процесу впуску, вони до сих пір залишаються актуальними з огляду на їх простоти. Дослідники все частіше застосовують ці методи тільки для попередньої оцінки перспективності впускних систем або доведення вже існуючих. Однак для повного, детального розуміння фізики явищ під час процесу впуску цих методів явно недостатньо.

Одним з найбільш точних і ефективних способів дослідження процесу впуску в ДВС є експерименти на спеціальних, динамічних установках. У припущенні, що газодинамічні і теплообмінні особливості і характеристики руху заряду у впускний системі є функціями тільки геометричних параметрів та режимних факторів для дослідження вельми корисно використовувати динамічну модель - експериментальну установку, найчастіше представляє з себе натурні модель одноциліндрового двигуна на різних швидкісних режимах, яке діятиме з допомогою прокручування колінчастого вала від стороннього джерела енергії, і обладнану датчиками різних типів. При цьому можна оцінити сумарну ефективність від тих чи інших рішень або їх дієвість поелементну. У загальному вигляді такий експеримент зводиться до визначення характеристик потоку в різних елементах впускної системи (миттєвих значень температури, тиску і швидкості), що змінюються по куту повороту колінчастого валу.

Таким чином, найбільш оптимальним способом дослідження процесу впуску, що дає повні і достовірні дані, є створення одноциліндровою динамічної моделі поршневого ДВС, що приводиться в обертання від стороннього джерела енергії. При цьому такий спосіб дозволяє досліджувати як газодинамічні, так і теплообмінні показники процесу наповнення в поршневому ДВС. Використання ж термоанемометричних методів дозволить отримати достовірні дані без істотного впливу на процеси, що протікають у впускний системі експериментально моделі двигуна.

1.3 Характеристики теплообмінних процесів у впускний системі поршневого ДВС

Дослідження теплообміну в поршневих ДВС почалося фактично зі створення перших працездатних машин - Ж. Ленуара, Н. Отто і Р. Дизеля. І звичайно ж на початковому етапі особлива увага приділялася вивченню теплообміну в циліндрі двигуна. До перших класичних робіт в цьому напрямку можна віднести.

Однак тільки робота, проведена В.І. Гриневецьким, стала міцним фундаментом, на якому виявилося можливим будувати теорію теплообміну для поршневих двигунів. Вже згадана монографія, в першу чергу, присвячена тепловому розрахунку внутріціліндровие процесів в ДВС. При цьому в ній можна знайти також інформацію про теплообмінних показниках в який нас процесі впуску, а саме, в роботі даються статистичні дані про величину підігріву свіжого заряду, а також емпіричні формули для розрахунку параметрів на початку і наприкінці такту впуску.

Далі дослідники стали вирішувати вже більш приватні завдання. Зокрема, В. Нуссельта отримав і опублікував формулу для коефіцієнта тепловіддачі в циліндрі поршневого двигуна. Н.Р. Брилинг в своїй монографії уточнив формулу Нуссельта і досить чітко довів, що в кожному конкретному випадку (тип двигуна, спосіб сумішоутворення, швидкохідні, рівень форсування) локальні коефіцієнти тепловіддачі повинні уточнюватися за результатами прямих експериментів.

Іншим напрямком в дослідженні поршневих двигунах є вивчення теплообміну в потоці випускних газів, зокрема, отримання даних по теплообміну при турбулентному плині газу в випускній трубі. Вирішенню цих завдань присвячена велика кількість літератури. Цей напрямок досить добре вивчено як в статичних умовах продувки, так і в умовах гідродинамічної нестаціонарної. Це пов'язано в першу чергу з тим, що за рахунок вдосконалення випускної системи можна значно підвищити техніко-економічні показники поршневого двигуна внутрішнього згоряння. В ході розвитку цього напрямку проведено багато теоретичних робіт, включаючи аналітичні рішення і математичне моделювання, а також безліч експериментальних досліджень. В результаті настільки комплексного дослідження процесу випуску було запропоновано велику кількість показників, що характеризують процес випуску, за якими можна оцінювати якість конструкції випускної системи.

Дослідженню теплообміну процесу впуску досі приділяється недостатня увага. Це можна пояснити тим, що дослідження в області оптимізації теплообміну в циліндрі і випускному тракті спочатку були більш ефективними з точки зору поліпшення конкурентоспроможності поршневих ДВС. Однак в даний час розвиток двигунобудування досягло такого рівня, що підвищення будь-якого показника двигуна хоча б на кілька десятих відсотка вважається серйозним досягненням для дослідників і інженерів. Тому з урахуванням того, що напрями вдосконалення зазначених систем в основному вичерпано, в даний час все більше фахівців шукають нові можливості вдосконалення робочих процесів поршневих двигунів. І одним з таких напрямків є вивчення теплообміну в процесі впуску в ДВС.

В літературі по теплообміну в процесі впуску можна виділити роботи, присвячені вивченню впливу інтенсивності вихрового руху заряду на впуску на тепловий стан деталей двигуна (головки циліндра, впускного і випускного клапана, поверхонь циліндра). Ці роботи мають великий теоретичний характер; засновані на вирішенні нелінійних рівнянь Нав'є-Стокса і Фур'є-Остроградського, а також математичне моделювання з використанням цих рівнянь. Беручи до уваги велику кількість припущень, результати можуть бути прийняті за основу при експериментальних дослідженнях і / або бути оціночними в інженерних розрахунках. Також ці роботи містять дані експериментальних досліджень по визначенню локальних нестаціонарних теплових потоків в камері згоряння дизеля в широкому діапазоні зміни інтенсивності вихору впускного повітря.

Згадані роботи по теплообміну в процесі впуску найчастіше не зачіпають питання впливу газодинаміки на локальну інтенсивність тепловіддачі, яка визначає величину підігріву свіжого заряду і температурні напруги у впускному колекторі (трубі). Але ж, як відомо, величина підігріву свіжого заряду значно впливає на масовий витрата свіжого заряду через циліндри двигуна і відповідно на його потужність. Також зниження динамічної інтенсивності тепловіддачі у впускному тракті поршневого ДВС може зменшити його температурну напруженість і тим самим дозволить збільшити ресурс цього елемента. Тому дослідження і рішення цих задач є актуальним завданням для розвитку двигунобудування.

Слід зазначити, що в даний час для інженерних розрахунків використовують дані статичних продувок, що не є правильним, оскільки нестационарность (пульсації потоку) сильно впливають на тепловіддачу в каналах. Експериментальні та теоретичні дослідження свідчать про суттєву відмінність коефіцієнта тепловіддачі в нестаціонарних умовах від стаціонарного випадку. Воно може досягати 3-4-кратного значення. Основною причиною цього відмінності є специфічна перебудова турбулентної структури потоку, як це показано в.

У встановлено, що в результаті впливу на потік динамічної нестаціонарності (прискорення потоку) в ньому відбувається перебудова кінематичної структури, яка веде до зменшення інтенсивності процесів теплообміну. Також в роботі було встановлено, що прискорення потоку призводить до 2-3-кратного збільшення пристінкових дотичних напружень і подальшого приблизно в стільки ж разів зменшенню місцевих коефіцієнтів тепловіддачі.

Таким чином, для розрахунку величини підігріву свіжого заряду і визначення температурних напружень у впускному колекторі (трубі) необхідні дані про миттєву локальної тепловіддачі в цьому каналі, оскільки результати статичних продувок можу привести до серйозних помилок (більше 50%) при визначенні коефіцієнта тепловіддачі у впускному тракті , що неприпустимо навіть для інженерних розрахунків.

1.4 Висновки та постановка завдань дослідження

На основі викладеного вище можна зробити наступні висновки. Технологічні характеристики двигуна внутрішнього згоряння багато в чому визначаються аеродинамічним якістю впускного тракту в цілому і окремих елементів: впускного колектора (впускний труби), каналу в головці циліндрів, його горловини і тарілки клапана, камери згоряння в днище поршня.

Однак в даний час основна увага приділяється оптимізації конструкції каналів в головці циліндрів і складним і дорогим системам управління наповненням циліндра свіжим зарядом, тоді як, можна припустити, що тільки лише за рахунок профілювання впускного колектора можна вплинути на газодинамічні, теплообмінні і витратні характеристики двигуна.

В даний час існує велика різноманітність засобів і методів вимірювань для динамічного дослідження процесу впуску в двигуні, і основна методична складність полягає в їх правильному виборі і використанні.

На основі вище наведеного аналізу літературних даних можна сформулювати наступні завдання дисертаційної роботи.

1. Встановити вплив зміни впускного колектора і присутності фільтруючого елемента на газодинаміку і витратні характеристики поршневого двигуна внутрішнього згоряння, а також виявити гідродинамічні фактори теплообміну пульсуючого потоку зі стінками каналу впускного тракту.

2. Розробити спосіб збільшення витрати повітря через вхідну систему поршневого ДВС.

3. Знайти основні закономірності зміни миттєвої локальної тепловіддачі у впускному тракті поршневого ДВС в умовах гідродинамічної нестаціонарної в класичному циліндричному каналі, а також з'ясувати вплив зміни впускної системи (профільованих вставок і повітряних фільтрів) на цей процес.

4. Узагальнити експериментальні дані по миттєвому локальному коефіцієнту тепловіддачі у впускному колекторі поршневого ДВС.

Для вирішення поставлених завдань розробити необхідні методики і створити експериментальну установку у вигляді натурної моделі поршневого ДВС, обладнаної контрольно-вимірювальної системою з автоматичним збором та обробкою даних.

2. Опис експериментальної установки і методів вимірювань

2.1 Експериментальна установка для дослідження процесу впуску в поршневому ДВС

Характерними особливостями досліджуваних процесів впуску є їх динамічність і періодичність, обумовлена \u200b\u200bшироким діапазоном частоти обертання колінчастого вала двигуна, і порушення гармонійності цієї періодики, пов'язане з нерівномірністю руху поршня і зміною конфігурації впускного тракту в зоні клапанного вузла. Останні два фактори взаємопов'язані з дією механізму газорозподілу. Відтворити такі умови з достатньою точністю можна тільки за допомогою натурної моделі.

Оскільки газодинамічні характеристики є функціями геометричних параметрів та режимних факторів, то динамічна модель повинна відповідати двигуну певної розмірності і працювати в властивих йому швидкісних режимах прокручування колінчастого вала, але вже від стороннього джерела енергії. На основі цих даних можна розробити і оцінити сумарну ефективність від тих чи інших рішень, спрямованих на вдосконалення впускного тракту в цілому, а також - окремо по різних факторів (конструктивним або режимним).

Для дослідження газодинаміки і теплообміну процесу впуску в поршневому двигуні внутрішнього згоряння була спроектована і виготовлена \u200b\u200bекспериментальна установка. Вона розроблялася на базі двигуна моделі 11113 автомобіля ВАЗ - ОКА. При створенні установки використовувалися деталі прототипу, а саме: шатун, поршневий палець, поршень (з доопрацюванням), механізм газорозподілу (з доопрацюванням), шків колінчастого вала. На малюнку 2.1 показаний поздовжній розріз експериментальної установки, а на малюнку 2.2 - її поперечний розріз.

Мал. 2.1. Поздовжній розріз експериментальної установки:

1 - пружна муфта; 2 - гумові пальці; 3 - шатунная шийка; 4 - корінна шийка; 5 - щока; 6 - гайка М16; 7 - противагу; 8 - гайка М18; 9 - корінні підшипники; 10 - опори; 11 - підшипники шатунні; 12 - шатун; 13 - поршневий палець; 14 - поршень; 15 - гільза циліндра; 16 - циліндр; 17 - підстава циліндра; 18 - опори циліндра; 19 - кільце фторопластовий; 20 - опорна плита; 21 - шестигранник; 22 - прокладка; 23 - клапан впускний; 24 - клапан випускний; 25 - вал розподільний; 26 - шків розподільного вала; 27 - шків колінчастого вала; 28 - ремінь зубчастий; 29 - ролик; 30 - стійка натяжителя; 31 - болт натяжителя; 32 - маслянка; 35 - асинхронний двигун

Мал. 2.2. Поперечний розріз експериментальної установки:

3 - шатунная шийка; 4 - корінна шийка; 5 - щока; 7 - противагу; 10 - опори; 11 - підшипники шатунні; 12 - шатун; 13 - поршневий палець; 14 - поршень; 15 - гільза циліндра; 16 - циліндр; 17 - підстава циліндра; 18 - опори циліндра; 19 - кільце фторопластовий; 20 - опорна плита; 21 - шестигранник; 22 - прокладка; 23 - клапан впускний; 25 - вал розподільний; 26 - шків розподільного вала; 28 - ремінь зубчастий; 29 - ролик; 30 - стійка натяжителя; 31 - болт натяжителя; 32 - маслянка; 33 - вставка профилированная; 34 - вимірювальний канал; 35 - асинхронний двигун

Як видно з цих зображень установка являє собою натурні модель одноциліндрового двигуна внутрішнього згоряння розмірності 7,1 / 8,2. Крутний момент з асинхронного двигуна передається через пружну муфту 1 з шістьма гумовими пальцями 2 на колінчастий вал оригінальної конструкції. Застосовувана муфта здатна в значній мірі компенсувати несоосность з'єднання валів асинхронного двигуна і колінчастого вала установки, а також зменшувати динамічні навантаження особливо при пуску і зупинці пристрою. Колінчастий вал в свою чергу складається з шатунной шийки 3 і двох корінних шийок 4, які з'єднуються між собою за допомогою щік 5. Шатунов шийка запрессована з натягом в щоки і фіксується за допомогою гайки 6. Для зниження вібрації до щік кріпляться за допомогою болтів противаги 7 . Вісьовому переміщенню колінчастого вала перешкоджає гайка 8. Колінчастий вал обертається в закритих підшипниках кочення 9, закріплених в опорах 10. на шатунних шийку встановлені два закритих підшипника кочення 11, на яких змонтований шатун 12. Застосування двох підшипників в даному випадку пов'язане з посадковим розміром шатуна . До шатуну за допомогою поршневого пальця 13 кріпитися поршень 14, який поступально рухається по чавунної гільзи 15, запресованої в сталевий циліндр 16. Циліндр змонтований на підставі 17, яке розміщується на опорах циліндра 18. На поршень встановлюється одне широке фторопластовий кільце 19, замість трьох штатних сталевих. Застосування чавунної гільзи і фторопластового кільця забезпечує різке зниження тертя в парах поршень - гільза і поршневі кільця - гільза. Тому експериментальна установка здатна працювати нетривалий час (до 7 хв.) Без системи мастила і системи охолодження на робочих частотах обертання колінчастого вала.

Всі основні нерухомі елементи експериментальної установки зафіксовані на опорній плиті 20, яка за допомогою двох шестигранників 21 кріпиться до лабораторного столу. Для зниження вібрації між шестигранником і опорною плитою встановлена \u200b\u200bгумова прокладка 22.

Механізм газорозподілу експериментальної установки запозичений у автомобіля ВАЗ 11113: використана головка блоку в зборі з деякими доробками. Система складається з впускного клапана 23 і випускного клапана 24, які управляються за допомогою розподільного вала 25 зі шківом 26. Шків розподільного вала з'єднаний зі шківом колінчастого вала 27 за допомогою зубчастого ременя 28. На колінчастому валу установки розміщені два шківа для спрощення системи натягу ременя приводу розподільного вала. Натяг ременя регулюється роликом 29, який встановлюється на стійці 30, і болтом натяжителя 31. Для змащення підшипників розподільного вала були встановлені маслянки 32, масло, з яких самопливом надходить до підшипників ковзання розподільного вала.

подібні документи

Особливості процесу впуску дійсного циклу. Вплив різних факторів на наповнення двигунів. Тиск і температура в кінці впуску. Коефіцієнт залишкових газів і фактори, що визначають його величину. Впуск при прискоренні руху поршня.

лекція, доданий 30.05.2014


Розміри прохідних перетинів в горловинах, кулачків для впускних клапанів. Профілювання ненаголошеного кулачка, що приводить в рух один впускний клапан. Швидкість штовхача по куту повороту кулачка. Розрахунок пружини клапана і розподільного вала.

курсова робота, доданий 28.03.2014


Загальні відомості про двигун внутрішнього згоряння, його пристрій і особливості роботи, переваги і недоліки. Робочий процес двигуна, способи займання палива. Пошук напрямків вдосконалення конструкції двигуна внутрішнього згоряння.

реферат, доданий 21.06.2012


Розрахунок процесів наповнення, стиснення, згорання і розширення, визначення індикаторних, ефективних та геометричних параметрів авіаційного поршневого двигуна. Динамічний розрахунок кривошипно-шатунного механізму і розрахунок на міцність колінчастого вала.

курсова робота, доданий 17.01.2011


Вивчення особливостей процесу наповнення, стиснення, згорання і розширення, які безпосередньо впливають на робочий процес двигуна внутрішнього згоряння. Аналіз індикаторних і ефективних показників. Побудова індикаторних діаграм робочого процесу.

курсова робота, доданий 30.10.2013


Методика обчислення коефіцієнта і ступеня нерівномірності подачі поршневого насоса з заданими параметрами, складання відповідного графіка. Умови всмоктування поршневого насоса. Гідравлічний розрахунок установки, її основні параметри та функції.

контрольна робота, доданий 07.03.2015


Розробка проекту 4-х циліндрового V-образного поршневого компресора. Тепловий розрахунок компресорної установки холодильної машини і визначення його газового тракту. Побудова індикаторної і силовий діаграми агрегату. Прочностной розрахунок деталей поршня.

курсова робота, доданий 25.01.2013


Загальна характеристика схеми аксіально-поршневого насоса з похилим блоком циліндрів і диском. Аналіз основних етапів розрахунку і проектування аксіально-поршневого насоса з похилим блоком. Розгляд конструкції універсального регулятора швидкості.

курсова робота, доданий 10.01.2014


Проектування пристосування для свердлильно-фрезерної операції. Метод отримання заготовки. Конструкція, принцип і умови роботи аксіально-поршневого насоса. Розрахунок похибки вимірювального інструмента. Технологічна схема складання силового механізму.

дипломна робота, доданий 26.05.2014


Розгляд термодинамічних циклів двигунів внутрішнього згоряння з підведенням теплоти при постійному об'ємі і тиску. Тепловий розрахунок двигуна Д-240. Обчислення процесів впуску, стиснення, згорання, розширення. Ефективні показники роботи ДВС.