Газодинамический аналіз вихлопної системи. Газодинаміка резонансних вихлопних труб. Для трубопроводу з квадратним поперечним перерізом

До газодинамическому наддуву відносять способи підвищення щільності заряду на впуску за рахунок використання:

· Кінетичної енергії повітря, що рухається щодо приймального пристрою, в якому вона при гальмуванні потоку перетворюється в потенційну енергію тиску - швидкісний наддув;

· Хвильових процесів у впускних трубопроводах -.

В термодинамічній циклі двигуна без наддуву початок процесу стиснення відбувається при тиску p 0, (рівному атмосферному). В термодинамічній циклі поршневого двигуна з газодинамічними наддувом початок процесу стиснення відбувається при тиску p k , Внаслідок підвищення тиску робочого тіла поза циліндра від p 0 до p k. Це пов'язано з перетворенням кінетичної енергії та енергії хвильових процесів поза циліндра в потенційну енергію тиску.

Одним з джерел енергії для підвищення тиску на початку стиснення може бути енергія набігаючого потоку повітря, що має місце при русі літака, автомобіля та ін. Засобів. Відповідно наддув в цих випадках називають швидкісним.

швидкісний наддув заснований на аеродинамічних закономірності перетворення швидкісного напору потоку повітря в статичний тиск. Конструктивно він реалізується у вигляді диффузорного повітрозабірного патрубка, спрямованого назустріч потоку повітря при русі транспортного засобу. Теоретично підвищення тиску Δ p k=p k - p 0 залежить від швидкості c н і щільності ρ 0 набігаючого (рухається) потоку повітря

Швидкісний наддув знаходить застосування в основному на літаках з поршневими двигунами і спортивних автомобілях, де швидкості руху більше 200 км / год (56 м / с).

Наступні різновиди газодинамічного наддуву двигунів засновані на використанні інерційних і хвильових процесів у впускний системі двигуна.

Інерційний або динамічний наддув має місце при відносно великій швидкості руху свіжого заряду в трубопроводі c тр. У цьому випадку рівняння (2.1) приймає вигляд

де ξ т - коефіцієнт, що враховує опору руху газу по довжині і місцеві.

реальна швидкість c тр потоку газу у впускних трубопроводах, щоб уникнути підвищених аеродинамічних втрати і погіршення наповнення циліндрів свіжим зарядом, не повинна перевищувати 30 ... 50 м / с.

Періодичність процесів в циліндрах поршневих двигунів є причиною коливальних динамічних явищ в газоповітряних трактах. Ці явища можуть бути використані для істотного поліпшення основних показників двигунів (літрової потужності і економічності.

Інерційні процеси завжди супроводжуються хвильовими процесами (коливаннями тиску), що виникають в результаті періодичного відкриття і закриття впускних клапанів системи газообміну, а також зворотно-поступального руху поршнів.

На початковому етапі впуску у впускному патрубку перед клапаном створюється розрідження, і відповідна хвиля розрідження, досягаючи протилежного кінця індивідуального впускного трубопроводу, відбивається хвилею стиснення. Шляхом підбору довжини і прохідного перетину індивідуального трубопроводу можна домогтися приходу цієї хвилі до циліндра в найбільш сприятливий момент перед закриттям клапана, що дозволить істотно збільшити коефіцієнт наповнення, а отже, крутний момент M e двигуна.

На рис. 2.1. приведена схема налаштованої впускної системи. Через впускний трубопровід, минаючи дросельну заслінку, повітря надходить в приймальний ресивер, а з нього-впускні трубопроводи налаштованої довжини до кожного з чотирьох циліндрів.

На практиці це явище використано в зарубіжних двигунах (рис. 2.2), а також вітчизняних двигунах для легкових автомобілів з налаштованими індивідуальними впускними трубопроводами (наприклад, двигуни ЗМЗ), а також на дизелі 2Ч8,5 / 11 стаціонарного електрогенератора, що має один налаштований трубопровід на два циліндра.

Найбільша ефективність газодинамічного наддуву має місце при довгих індивідуальних трубопроводах. Тиск наддуву залежить від узгодження частоти обертання двигуна n, Довжини трубопроводу L тр і кута

запізнювання закриття впускного клапана (Органу) φ a. Ці параметри пов'язані залежністю

де - місцева швидкість звуку; k \u003d 1,4 - показник адіабати; R \u003d 0,287 кДж / (кг ∙ град.); T - середня температура газу за період наддуву.

Хвильові і інерційні процеси можуть забезпечувати помітне збільшення заряду в циліндр при великих відкриттях клапана або у вигляді підвищення дозарядки в такті стиснення. Реалізація ефективного газодинамічного наддуву можлива тільки для вузького діапазону частоти обертання двигуна. Поєднання фаз газорозподілу і довжини впускного трубопроводу повинне забезпечувати найбільший коефіцієнт наповнення. Такий підбір параметрів називають налаштуванням впускної системи.Вона дозволяє збільшити потужність двигуна на 25 ... 30%. Для збереження ефективності газодинамічного наддуву в більш широкому діапазоні частот обертання колінчастого вала можуть бути використані різні способи, зокрема:

· Застосування трубопроводу із змінною довжиною l тр (наприклад, телескопічного);

· Перемикання з короткого трубопроводу на довгий;

· Автоматичне регулювання фаз газорозподілу і ін.

Однак застосування газодинамічного наддуву для форсування двигуна пов'язано з певними проблемами. По-перше, не завжди є можливість раціонально скомпонувати досить протяжні налаштовані впускні трубопроводи. Особливо це важко зробити для низькооборотних двигунів, оскільки зі зменшенням частоти обертання довжина налаштованих трубопроводів збільшується. По-друге, фіксована геометрія трубопроводів дає динамічну настройку лише в деякому, цілком певному діапазоні швидкісного режиму роботи.

Для забезпечення ефекту в широкому діапазоні застосовують плавну або ступінчасте регулювання довжини налаштованого тракту при переході з одного швидкісного режиму на інший. Ступеневу регулювання за допомогою спеціальних клапанів або поворотних заслінок вважається більш надійним і успішно застосовується в автомобільних двигунах багатьох зарубіжних фірм. Найчастіше використовують регулювання з перемиканням на дві налаштовані довжини трубопроводу (рис. 2.3).

У положенні закритої заслінки відповідного режиму до 4000 хв -1, подача повітря з впускного ресивера системи здійснюється по довгому шляху (див. Рис. 2.3). В результаті (у порівнянні з базовим варіантом двигуна без газодинамічного наддуву) поліпшується перебіг кривої крутного моменту по зовнішній швидкісній характеристиці (на деяких частотах від 2500 до 3500 хв -1 крутний момент зростає в середньому на 10 ... 12%). З підвищенням частоти обертання n\u003e 4000 хв -1 подача перемикається на короткий шлях і це дозволяє збільшити потужність N e на номінальному режимі на 10%.

Існують і більш складні всережимним системи. Наприклад, конструкції з трубопроводами, які охоплюють циліндричний ресивер з поворотним барабаном, що має вікна для повідомлення з трубопроводами (рис. 2.4). При повороті циліндричного ресивера 1 проти годинникової стрілки довжина трубопроводу збільшується і навпаки, при повороті за годинниковою стрілкою - зменшується. Однак реалізація цих способів значно ускладнює конструкцію двигуна і знижує його надійність.

У багатоциліндрових двигунах з звичайними трубопроводами ефективність газодинамічного наддуву знижується, що обумовлено взаємним впливом процесів впуску в різні циліндри. На автомобільних двигунах впускні системи «налаштовують» зазвичай на режим максимального крутного моменту для підвищення його запасу.

Ефект газодинамічного наддуву можна також отримати відповідної «налаштуванням» випускної системи. Цей спосіб знаходить застосування на двотактних двигунах.

Для визначення довжини L тр і внутрішнього діаметра d (Або прохідного перетину), що настроюється трубопроводу необхідно проводити розрахунки з використанням чисельних методів газової динаміки, що описують нестаціонарне протягом, спільно з розрахунком робочого процесу в циліндрі. Критерієм при цьому є приріст потужності,

крутного моменту або зниження питомої витрати палива. Ці розрахунки дуже складні. Простіші методи визначення L три d засновані на результатах експериментальних досліджень.

В результаті обробки великого числа експериментальних даних для вибору внутрішнього діаметра d настроюється трубопроводу пропонується наступна залежність:

де (μ F щ) max - найбільше значення ефективної площі прохідного перетину щілини впускного клапана. довжина L тр настроюється трубопроводу може бути визначена за формулою:

Зауважимо, що застосування розгалужених налаштованих систем типу загальна труба - ресивер - індивідуальні труби виявилося досить ефективним в поєднанні з турбонаддувом.

Використання резонансних вихлопних труб на моторних моделях всіх класів дозволяє різко підвищити спортивні результати змагань. Однак геометричні параметри труб визначаються, як правило, методом проб і помилок, оскільки до теперішнього часу не існує чіткого розуміння і чіткого тлумачення процесів, що відбуваються в цих газодинамічних пристроях. А в нечисленних джерелах інформації з цього приводу наводяться суперечливі висновки, що мають довільне трактування.

Для детального дослідження процесів в трубах налаштованого вихлопу була створена спеціальна установка. Вона складається з стенду для запуску двигунів, перехідника мотор - труба з штуцерами для відбору статичного і динамічного тиску, двох п'єзоелектричних датчиків, двухлучевого осцилографа С1-99, фотоапарата, резонансної вихлопної труби від двигуна R-15 з «телескопом» і саморобної труби з чорнінням поверхні і додатковою теплоізоляцією.

Тиск в трубах в районі вихлопу визначалося наступним чином: мотор виводився на резонансні обертів (26000 об / хв), дані з приєднаних до штуцерів відбору тиску п'єзоелектричних датчиків виводилися на осцилограф, частота розгортки якого синхронізована з частотою обертання двигуна, і осцилограма реєструвалася на фотоплівку.

Після проявлення плівки в контрастному проявнику зображення переносилося на кальку в масштабі екрану осцилографа. Результати для труби від двигуна R-15 наведені на малюнку 1 і для саморобної труби з чорнінням і додатковою теплоізоляцією - на малюнку 2.

На графіках:

Р дин - динамічний тиск, Р ст - статичний тиск. ОВО - відкриття вихлопного вікна, НМТ - коефіцієнт корисної, ЗВО - закриття вихлопного вікна.

Аналіз кривих дозволяє виявити розподіл тиску на вході резонансної труби в функції фази повороту коленвала. Підвищення динамічного тиску з моменту відкриття вихлопного вікна з діаметром вихідного патрубка 5 мм відбувається для R-15 приблизно до 80 °. А його мінімум знаходиться в межах 50 ° - 60 ° від нижньої мертвої точки при максимальній продувке. Підвищення тиску в відбитої хвилі (від мінімуму) в момент закриття вихлопного вікна складає близько 20% від максимального значення Р. Запізнення в дії відбитої хвилі вихлопних газів - від 80 до 90 °. Для статичного тиску характерно підвищення в межах 22 ° з «плато» на графіку аж до 62 ° від моменту відкриття вихлопного вікна, з мінімумом, що знаходяться в 3 ° від моменту нижньої мертвої точки. Очевидно, що в разі використання аналогічної вихлопної труби коливання продувки відбуваються в 3 ° ... 20 ° після нижньої мертвої точки, а аж ніяк не в 30 ° після відкриття вихлопного вікна, як вважалося раніше.

Дані дослідження саморобної труби відрізняються від даних R-15. Підвищення динамічного тиску до 65 ° від моменту відкриття вихлопного вікна супроводжується мінімумом, розташованим в 66 ° після нижньої мертвої точки. При цьому підвищення тиску відбитої хвилі від мінімуму становить близько 23%. Запізнення в дії вихлопних газів менше, що пов'язано, ймовірно, з підвищенням температури в теплоізольованої системі, і становить близько 54 °. Коливання продувки відзначаються в 10 ° після нижньої мертвої точки.

Порівнюючи графіки, можна помітити, що статичний тиск в теплоізольованої труби в момент закриття вихлопного вікна менше, ніж в R-15. Однак динамічний тиск має максимум відбитої хвилі в 54 ° після закриття вихлопного вікна, а в R-15 цей максимум зміщений на цілих 90 "! Відмінності пов'язані з різницею в діаметрах вихлопних патрубків: на R-15, як вже зазначалося, діаметр дорівнює 5 мм, а на теплоизолированной - 6,5 мм. Крім того, за рахунок більш досконалої геометрії труби R-15 коефіцієнт відновлення статичного тиску у неї більше.

Коефіцієнт корисної дії резонансної вихлопної труби в значній мірі залежить від геометричних параметрів самої труби, перетину вихлопного патрубка двигуна, температурного режиму і фаз газорозподілу.

Застосування контротражателей і підбір температурного режиму резонансної вихлопної труби дозволить змістити максимум тиску відбитої хвилі вихлопних газів до моменту закриття вихлопного вікна і таким чином різко збільшити ефективність її дії.

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, Що діє за 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 особливу увагу приділялося 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.

1

У даній статті розглядаються питання оцінки впливу резонатора на наповнення двигуна. У ка-честве прикладу запропонований резонатор - за обсягом дорівнює об'єму циліндра двигуна. Геометрія впуск-ного тракту разом з резонатором була імпортована в програму FlowVision. Математичне моді-лирование було проведено з урахуванням всіх властивостей рухомого газу. Для оцінки витрат через вхідну систему, оцінки швидкості потоку в системі і відносного тиску повітря в клапанної щілини було проведено комп'ютерне моделювання, яке показало ефективність застосування додаткової ємності. Була проведена оцінка зміни витрати через клапанну щілину, швидкості руху потоку, тиску і щільності потоку для стандартної, модернізованої і впускної системи з рессивери. При цьому збільшується маса повітря, що поступає, знижується швидкість руху потоку і збільшується щільність повітря, що надходить в циліндр, що сприятливо відбивається на вихідних показу-телях ДВС.

впускний тракт

резонатор

наповнення циліндра

математичне моделювання

модернізований канал.

1. Жолобов Л. А., Дидикін А. М. Математичне моделювання процесів газообміну ДВС: Монографія. Н.Н .: НГСХА, 2007.

2. Дидикін А. М., Жолобов Л. А. Газодинамічні дослідження ДВС методами чисельного моделювання // Трактори і сільськогосподарські машини. 2008. № 4. С. 29-31.

3. Пріцкер Д. М., Тур'я В. А. Механіка. М .: Оборонгиз, 1960.

4. Хайлов М. А. Розрахункове рівняння коливання тиску у всмоктуючому трубопроводі двигуна внутрішнього згоряння // Тр. ЦИАМ. 1984. № 152. С.64.

5. Сонкін В. І. Дослідження перебігу повітря через клапанну щілину // Тр. НАМИ. 1974. Вип.149. С.21-38.

6. Самарський А. А., Попов Ю. П. Різницеві методи розв'язування задач газової динаміки. М .: Наука, 1980. С.352.

7. Рудой Б. П. Прикладна нестаціонарна газодинаміка: Навчальний посібник. Уфа: Уфимський авіаційний інститут, 1988. С.184.

8. Маліванов М. В., Хмельов Р. Н. До питання розробки математичного і програмного забезпечення розрахунку газодинамічних процесів в ДВС: Матеріали IX Міжнародної науково-практичної конференції. Володимир, 2003. С. 213-216.

Величина крутного моменту двигуна пропорційно надійшла масі повітря, віднесеної до частоти обертання. Підвищення наповнення циліндра бензинового ДВС шляхом модернізації впускного тракту призведе до збільшення тиску кінця впуску, поліпшеному сумішоутворенню, зростання техніко-економічних показників роботи двигуна і зниження токсичності відпрацьованих газів.

Основні вимоги, що пред'являються до впускного тракту, полягають в забезпеченні мінімального опору на впуску і рівномірному розподілі горючої суміші по циліндрах двигуна.

Забезпечення мінімального опору на впуску може бути досягнуто шляхом усунення шорсткості внутрішніх стінок трубопроводів, а також різких змін напрямку потоку і усунення раптових звужень і розширень тракту.

Значний вплив на наповнення циліндра забезпечують різні види наддуву. Найпростіший вид наддуву полягає в використанні динаміки повітря, що поступає. Великий обсяг ресивера частково створює резонансні ефекти в певному діапазоні частот обертання, які призводять до поліпшення наповнення. Однак вони мають, як наслідок, динамічні недоліки, наприклад, відхилення в складі суміші при швидкій зміні навантаження. Майже ідеальне протікання крутного моменту забезпечує перемикання впускний труби, при якому, наприклад, в залежності від навантаження двигуна, частоти обертання і положення дросельної заслінки можливі варіації:

Довжини пульсаційної труби;

Перемикання між пульсаційними трубами різної довжини або діаметра;
- вибіркове відключення окремої труби одного циліндра при наявності великої їх кількості;
- перемикання обсягу ресивера.

При резонансному наддуванні групи циліндрів з однаковим інтервалом спалахів приєднують короткими трубами до резонансних ресиверів, які через резонансні труби з'єднуються з атмосферою або ж зі збірним ресивером, що діє в якості резонатора Гёльмгольца. Він являє собою посудину сферичної форми з відкритою горловиною. Повітря в горловині є масою, що коливається, а обсяг повітря в посудині грає роль пружного елемента. Зрозуміло, такий поділ справедливе лише приблизно, оскільки деяка частина повітря в порожнині володіє інерційним опором. Однак при чималій величині відношення площі отвору до площі перетину порожнини точність такого наближення цілком задовільна. Основна частина кінетичної енергії коливань виявляється зосередженою в горловині резонатора, де коливальна швидкість частинок повітря має найбільшу величину.

Резонатор впуску встановлюється між дросельною заслінкою і циліндром. Він починає діяти, коли дросель прикритий досить, щоб його гідравлічний опір стало порівнянним з опором каналу резонатора. При русі поршня вниз горюча суміш надходить в циліндр двигуна не тільки з-під дроселя, а й з ємності. При зменшенні розрідження резонатор починає всмоктувати в себе горючу суміш. Сюди ж піде частина, і досить велика, зворотного викиду.
У статті аналізується рух потоку у впускному каналі 4-х тактного бензинового ДВС при номінальній частоті обертання колінчастого вала на прикладі двигуна ВАЗ-2108 при частоті обертання колінчастого вала n \u003d 5600мін-1.

Дана дослідницька задача вирішувалася математичним шляхом з використанням програмного комплексу для моделювання газо-гідравлічних процесів. Моделювання проведено з використанням програмного комплексу FlowVision. Для цієї мети отримана і імпортована геометрія (під геометрією розуміються внутрішні обсяги двигуна - впускні і випускні трубопроводи, надпоршневій обсяг циліндра) за допомогою різних стандартних форматів файлів. Це дозволяє використовувати САПР SolidWorks для створення розрахункової області.

Під областю розрахунку розуміється обсяг, в якому визначені рівняння математичної моделі, і межа обсягу, на якій визначено граничні умови, потім зберегти отриману геометрію в підтримуваному FlowVision форматі і використовувати її при створенні нового розрахункового варіанта.

У цьому завданню використовувався формат ASCII, binary, в розширенні stl, тип StereoLithographyformat з кутовим допуском 4.0 градуса і відхиленням 0,025 метра для підвищення точності одержуваних результатів моделювання.

Після отримання тривимірної моделі розрахункової області задається математична модель (сукупність законів зміни фізичних параметрів газу для даного завдання).

В даному випадку прийнято істотно дозвуковое протягом газу при малих числах Рейнольдса, яке описується моделлю турбулентної течії повністю стиснення газу з використанням стандартної k-e моделі турбулентності. Дана математична модель описується системою, що складається з семи рівнянь: два рівняння Нав'є - Стокса, рівняння нерозривності, енергії, стану ідеального газу, масопереносу і рівняння для кінетичної енергії турбулентних пульсацій.

(2)

Рівняння енергії (повна ентальпія)

Рівняння стану ідеального газу:

Турбулентні складові пов'язані з іншими змінними через величину турбулентної в'язкості, яка обчислюється відповідно до стандартної k-ε моделлю турбулентності.

Рівняння для k і ε

турбулентна в'язкість:

константи, параметри і джерела:

(9)

(10)

σk \u003d 1; σε \u003d 1,3; Сμ \u003d 0,09; Сε1 \u003d 1,44; Сε2 \u003d 1,92

Робочою речовиною в процесі впуску є повітря, в даному випадку розглядається як ідеальний газ. Початкові значення параметрів задаються для всієї розрахункової області: температура, концентрація, тиск і швидкість. Для тиску і температури початкові параметри дорівнюють опорним. Швидкість всередині розрахункової області за напрямками X, Y, Z дорівнює нулю. Змінні температура і тиск у FlowVision представляються відносними значеннями, абсолютні значення яких обчислюються за формулою:

fa \u003d f + fref, (11)

де fa - абсолютне значення змінної, f - розраховується відносне значення змінної, fref - опорна величина.

Граничні умови задаються для кожної з розрахункових поверхонь. Під граничними умовами слід розуміти сукупність рівнянь і законів, характерних для поверхонь розрахункової геометрії. Граничні умови необхідні для визначення взаємодії розрахункової області і математичної моделі. На сторінці для кожної поверхні вказується конкретний тип граничного умови. На вхідні вікна впускного каналу встановлюється тип граничного умови - вільний вхід. На інші елементи - стінка межа, яка не пропускає і не передає розрахункові параметри далі розрахункової області. Крім всіх перерахованих вище граничних умов, необхідно враховувати граничні умови на рухомих елементах, включених в обрану математичну модель.

До рухомих деталей відносяться впускний і випускний клапана, поршень. На кордонах рухливих елементів визначаємо тип граничного умови стінка.

Для кожного з рухомих тел задається закон руху. Зміна швидкості поршня визначається формулою. Для визначення законів руху клапанів були зняті криві підйому клапана через 0,50 з точністю 0,001 мм. Потім розраховувалися швидкість і прискорення руху клапана. Отримані дані перетворені в динамічні бібліотеки (час - швидкість).

Наступний етап в процесі моделювання - генерування розрахункової сітки. FlowVision використовує локально адаптивну розрахункову сітку. Спочатку створюється початкова розрахункова сітка, а потім вказуються критерії подрібнення сітки, відповідно до яких FlowVision розбиває осередки початкової сітки до потрібного ступеня. Адаптація виконана як за обсягом проточної частини каналів, так і по стінках циліндра. У місцях з можливою максимальною швидкістю створюються адаптації з додатковим подрібненням розрахункової сітки. За обсягом подрібнення проведено до 2 рівня в камері згоряння і до 5 рівня в клапанних щілинах, по стінках циліндра адаптація виконана до 1 рівня. Це необхідно для збільшення кроку інтегрування за часом при неявному методі розрахунку. Пов'язано це з тим, що крок за часом визначається як відношення розміру осередку до максимальної швидкості в ній.

Перед початком постановки на розрахунок створеного варіанту необхідно задати параметри чисельного моделювання. При цьому задається час продовження розрахунку рівне одному повному циклу роботи ДВС - 7200 п.к.в., число ітерацій і як часто записуються даних варіанту розрахунку. Для подальшої обробки зберігаються певні етапи розрахунку. Здається крок за часом і опції процесу розрахунку. У даній задачі потрібно завдання кроку за часом - спосіб вибору: неявна схема з максимальним кроком 5е-004с, явне число CFL - 1. Це означає, що крок за часом визначає сама програма в залежності від збіжності рівнянь тиску.

У постпроцесорі налаштовуються і задаються питання, що цікавлять нас параметри візуалізації отриманих результатів. Моделювання дозволяє отримувати необхідні шари візуалізації після завершення основного розрахунку, грунтуючись на збережених з певною періодичністю етапах розрахунку. Крім того, постпроцесор дозволяє передавати отримані числові значення параметрів досліджуваного процесу у вигляді інформаційного файлу в зовнішні редактори електронних таблиць і отримувати залежність від часу таких параметрів, як швидкість, витрата, тиск і т.д.

На рис.1 представлена \u200b\u200bустановка ресивера на впускний канал ДВС. Обсяг ресивера дорівнює обсягу одного циліндра двигуна. Ресивер встановлений максимально близько до впускного каналу.

Мал. 1. Модернізована з ресивером розрахункова область в CADSolidWorks

Власна частота резонатора Гельмгольца рівна:

(12)

де F - частота, Гц; C0 - швидкість звуку в повітрі (340 м / с); S - перетин отвору, м2; L - довжина труби, м; V - об'єм резонатора, м3.

Для нашого прикладу маємо наступні значення:

d \u003d 0,032 м, S \u003d 0,00080384 м2, V \u003d 0,000422267 м3, L \u003d 0,04 м.

Після розрахунку F \u003d 374 Гц, що відповідає частоті обертання колінчастого вала n \u003d 5600мін-1.

Після постановки на розрахунок створеного варіанту і після завдання параметрів чисельного моделювання отримані наступні дані: витрати, швидкості, щільності, тиску, температури газового потоку у впускному каналі ДВС по куту повороту колінчастого валу.

З представленого графіка (рис. 2) по витраті потоку в клапанної щілини видно, що максимальної видаткової характеристикою володіє модернізований канал з ресивером. Значення витрати вище на 200 гр / сек. Підвищення спостерігається протягом 60 г.п.к.в.

З моменту відкриття впускного клапана (348 г.п.к.в.) швидкість потоку (рис. 3) починає зростати з 0 до 170м / с (у модернізованого впускного каналу 210 м / с, з ресивером -190м / с) в інтервалі до 440-450 г.п.к.в. У каналі з ресивером значення швидкості вище, ніж в стандартному приблизно на 20 м / с починаючи з 430-440 г.п.к.в. Числове значення швидкості в каналі з ресивером значно рівніше, ніж у модернізованого впускного каналу, протягом відкриття впускного клапана. Далі спостерігається значне зниження швидкості потоку, аж до закриття впускного клапана.

Мал. 2. Витрата газового потоку в клапанної щілини для каналів стандартного, модернізованого і з ресивером при n \u003d 5600 хв-1: 1 - стандартний, 2 - модернізований, 3 - модернізований з ресивером	Мал. 3. Швидкість руху потоку в клапанної щілини для каналів стандартного, модернізованого і з ресивером при n \u003d 5600 хв-1: 1 - стандартний, 2 - модернізований, 3 - модернізований з ресивером

З графіків відносного тиску (рис. 4) (за нуль прийнято атмосферний тиск, Р \u003d 101000 Па) слід, що значення тиску в модернізованому каналі вище, ніж в стандартному, на 20 КПа при 460-480 г.п.к.в. (Пов'язано з великим значенням швидкості потоку). Починаючи з 520 г.п.к.в значення тиску вирівнюється, чого не можна сказати про канал з ресивером. Значення тиску вище, ніж в стандартному, на 25 КПа, починаючи з 420-440 г.п.к.в аж до закриття впускного клапана.

Мал. 4. Тиск потоку в стандартному, модернізованому і каналі з ресивером при n \u003d 5600 хв-1 (1 - стандартний канал, 2 - модернізований канал, 3 - модернізований канал з ресивером)	Мал. 5. Щільність потоку в стандартному, модернізованому і каналі з ресивером при n \u003d 5600 хв-1 (1 - стандартний канал, 2 - модернізований канал, 3 - модернізований канал з ресивером)

Щільність потоку в районі клапанної щілини представлена \u200b\u200bна рис. 5.

У модернізованому каналі з ресивером, значення щільності нижче на 0,2 кг / м3 починаючи з 440 г.п.к.в. в порівнянні зі стандартним каналом. Це пов'язано з великими тисками і швидкостями газового потоку.

З аналізу графіків можна зробити наступний висновок: канал поліпшеної форми забезпечує краще наповнення циліндра свіжим зарядом завдяки зниженню гідравлічного опору впускного каналу. При зростанні швидкості поршня в момент відкриття впускного клапана форма каналу не має значного впливу на швидкість, щільність і тиск усередині впускного каналу, пояснюється це тим, що в цей період показники процесу впуску в основному залежать від швидкості руху поршня і площі прохідного перетину клапанної щілини ( в даному розрахунку змінена тільки форма впускного каналу), але все змінюється кардинальним чином в момент уповільнення руху поршня. Заряд в стандартному каналі менш інертний і значніше «розтягується» по довжині каналу, що в сукупності дає менше наповнення циліндра в момент зниження швидкості руху поршня. Аж до закриття клапана процес протікає під знаменником вже отриманої швидкості потоку (поршень надає початкову швидкість потоку Надклапанний обсягу, при зниженні швидкості поршня значну роль на наповнення надає інерційна складова газового потоку, обумовлена \u200b\u200bзниженням опору руху потоку), модернізований канал значно менше перешкоджає проходженню заряду. Це підтверджується більш високими показниками швидкості, тиску.

У впускному каналі з ресивером, за рахунок додаткового підживлення заряду і резонансних явищ, в циліндр ДВС надходить значно більша маса газової суміші, що забезпечує більш високі технічні показники роботи ДВС. Приріст тиску кінця впуску вплине на збільшення техніко-економічних і екологічних показників роботи ДВС.

рецензенти:

Гоц Олександр Миколайович, д.т.н., професор кафедри теплових двигунів і енергетичних установок Володимирського державного університету Міністерства освіти і науки, м Володимир.

Кульчицький Олексій Ремович, д.т.н., професор, заступник головного конструктора ТОВ ВМТЗ, м Володимир.

бібліографічна посилання

Жолобов Л. А., Суворов Е. А., Васильєв І. С. ВПЛИВ ДОДАТКОВОЮ ЄМКОСТІ ВО впускної системи НА НАПОВНЕННЯ ДВС // Сучасні проблеми науки та освіти. - 2013. - № 1 .;
URL: http://science-education.ru/ru/article/view?id\u003d8270 (дата звернення: 25.11.2019). Пропонуємо вашій увазі журнали, що видаються у видавництві «Академія природознавства»

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.