Газодинамические процессы в выхлопном тракте судовых двс. Газодинамика резонансных выхлопных труб

Параллельно развитию глушащих выхлопных систем, развивались и системы, условно называемые «глушителями», но предназначенные не столько для снижения уровня шума работающего двигателя, сколько для изменения его мощностных характеристик (мощности двигателя, или его крутящего момента). При этом задача глушения шума отошла на второй план, подобные устройства не снижают, и не могут значительно снизить выхлопной шум двигателя, а зачастую и усиливают его.

Работа таких устройств основывается на резонансных процессах внутри самих «глушителей», обладающих, как любое полое тело свойствами резонатора Геймгольца. За счет внутренних резонансов выхлопной системы решается сразу две параллельные задачи: улучшается очистка цилиндра от остатков сгоревшей в предыдущем такте горючей смеси, и увеличивается наполнение цилиндра свежей порцией горючей смеси для следующего такта сжатия.
Улучшение очистки цилиндра обусловлено тем, что газовый столб в выпускном коллекторе, набравший какую-то скорость в процессе выпуска газов в предыдущем такте, за счет инерции, подобно поршню в насосе, продолжает отсасывать из цилиндра остатки газов даже после того, как давление в цилиндре сравнялось с давлением в выпускном коллекторе. При этом возникает еще один, косвенный эффект: за счет этой дополнительной незначительной откачки давление в цилиндре понижается, что благоприятно сказывается на очередном такте продувки — в цилиндр попадает несколько больше свежей горючей смеси, чем могло бы попасть, если бы давление в цилиндре было равно атмосферному.

Кроме того, обратная волна давления выхлопных газов, отраженная от конфузора (задний конус выхлопной системы) или бленды (газодинамическая диафрагма), установленной в полости глушителя, возвращаясь обратно к выхлопному окну цилиндра в момент его закрытия, дополнительно «утрамбовывает» свежую горючую смесь в цилиндре, еще больше увеличивая его наполнение.

Здесь нужно очень четко понимать, что речь идет не о возвратно-поступательном движении газов в выхлопной системе, а о волновом колебательном процессе внутри самого газа. Газ движется только в одном направлении — от выхлопного окна цилиндра в сторону выпускного отверстия на выходе выхлопной система, сначала — резкими толчками, частота которых равна оборотам КВ, затем постепенно амплитуда этих толчков уменьшается, в пределе переходя в равномерное ламинарное движение. А «туда-сюда» гуляют волны давления, природа которых очень напоминает акустические волны в воздухе. И скорость движения этих колебаний давления близка к скорости звука в газе, с учетом его свойств — прежде всего плотности и температуры. Разумеется, эта скорость несколько отличается от известной величины скорости звука в воздухе, в нормальных условиях равной примерно 330 м/сек.

Строго говоря, процессы, протекающие в выхлопных системах ДСВ не вполне корректно называть чисто акустическими. Скорее, они подчиняются законам, применяемым для описания ударных волн, пусть и слабых. А это уже не стандартная газо- и термодинамика, четко укладывающаяся в рамки изотермических и адиабатических процессов, описываемых законами и уравнениями Бойля, Мариотта, Клапейрона, и иже с ними.
На эту мысль меня натолкнули несколько случаев, очевидцем которых я сам был. Суть их в следующем: резонансные дудки скоростных и гоночных моторов (авиа, судо, и авто), работающие на запредельных режимах, при которых двигатели порой раскручиваются до 40.000-45.000 об/мин, а то и выше, начинают «плыть» — они буквально на глазах меняют форму, «скукоживаются», будто сделаны не из алюминия, а из пластилина, и даже банально прогорают! И происходит это именно на резонансном пике «дудки». Но ведь известно, что температура выхлопных газов на выходе из выхлопного окна не превышает 600-650° C, в то время, как температура плавления чистого алюминия несколько выше — порядка 660° С, а у его сплавов и того больше. При этом (главное!), чаще плавится и деформируется не выхлопная трубка-мегафон, примыкающая непосредственно к выхлопному окну, где, казалось бы, самая высокая температура, и наихудшие температурные условия, а область обратного конуса-конфузора, до которой выхлопной газ доходит уже с гораздо меньшей температурой, которая уменьшается вследствии его расширения внутри выхлопной системы (вспомните основные законы газодинамики), да к тому же, эта часть глушителя обычно обдувается набегающим потоком воздуха, т.е. дополнительно охлаждается.

Долгое время мне не удавалось понять и объяснить этот феномен. Все встало на свои места после того, как мне в руки случайно попала книжка, в которой описывались процессы ударных волн. Есть такой специальный раздел газодинамики, курс которого читают только на спецкафедрах некоторых ВУЗов, готовящих специалистов-взрывотехников. Нечто подобное происходит (и изучается) в авиации, где полвека назад, на заре сверхзвуковых полетов, так же столкнулись с некоторыми необъяснимыми в то время фактами разрушения конструкции планера самолета в момент сверхзвукового перехода.

Страница: (1) 2 3 4 ... 6 » Я уже писал о резонансных глушителях - "дудках" и "маффлерах/муфлерах" (моделистами используется несколько терминов, производных от английского "muffler" - глушитель, сурдинка и т.д). Почитать об этом можно в моей статье "А вместо сердца - пламенный мотор".

Наверное, стоит поговорить подробнее о выхлопных системах ДВС в целом, чтобы научиться разделять "мух от котлет" в этой не простой для понимания области. Не простой с точки зрения физических процессов, происходящих в глушителе после того, как двигатель уже завершил очередной рабочий такт, и, казалось бы, сделал свое дело.
Далее речь пойдет о модельных двухтактных двигателях, но все рассуждения верны и для четырехтактников, и для двигателей "не модельных" кубатур.

Напомню, что далеко не каждый выхлопной тракт ДВС, даже построенный по резонансной схеме, может дать прирост мощности или крутящего момента двигателя, равно как и уменьшить уровень его шума. По большому счету, это два взаимоисключающих требования, и задача конструктора выхлопной системы обычно сводится к поиску компромисса между шумностью ДВС, и его мощностью в том или ином режиме работы.
Это обусловлено несколькими факторами. Рассмотрим "идеальный" двигатель, у которого внутренние потери энергии на трение скольжения узлов равны нулю. Также не будем учитывать потери в подшипниках качения и потери, неизбежные при протекании внутренних газодинамических процессов (всасывание и продувка). В итоге, вся энергия, высвобождаемая при сгорании топливной смеси, будет расходоваться на:
1) полезную работу движителя модели (пропеллер, колесо и т.д. Рассматривать КПД этих узлов не будем, это отдельная тема).
2) потери, возникающие при еще одной цикличной фазе процесса работы ДВС - выхлопе.

Именно потери выхлопа стоит рассмотреть более детально. Подчеркну, что речь идет не о такте "рабочий ход" (мы условились, что двигатель "внутри себя" идеален), а о потерях на "выталкивание" продуктов сгорания топливной смеси из двигателя в атмосферу. Они определяются, в основном, динамическим сопротивлением самого выхлопного тракта - всего того, что присоединяется к картеру мотора. От входного до выходного отверстий "глушителя". Надеюсь, не надо никого убеждать в том, что чем меньше сопротивление каналов, по которым "отходят" газы из двигателя, тем меньше нужно будет потратить усилий на это, и тем быстрее пройдет процесс "газоотделения".
Очевидно, что именно фаза выхлопа ДВС является основной в процессе шумообразования (забудем о шумах, возникающем при всасывании и при горении топлива в цилиндре, равно как и о механических шумах от работы механизма - у идеального ДВС механических шумов просто не может быть). Логично предположить, что в таком приближении общий КПД ДВС будет определяться соотношением между полезной работой, и потерями на выхлоп. Соответственно, уменьшение потерь на выхлоп будет повышать КПД двигателя.

Куда расходуется энергия, теряемая при выхлопе? Естественно, она преобразуется в акустические колебания окружающей среды (атмосферы), т.е. в шум (разумеется, имеет место и разогрев окружающего пространства, но мы об этом пока умолчим). Место возникновения этого шума - срез выхлопного окна двигателя, где происходит скачкообразное расширение отработанных газов, которое и инициирует акустические волны. Физика этого процесса очень проста: в момент открытия выхлопного окна в маленьком объеме цилиндра находится большая порция сжатых газообразных остатков продуктов сгорания топлива, которая при выходе в окружающее пространство быстро и резко расширяется, при этом и возникает газодинамический удар, провоцирующий последующие затухающие акустические колебания в воздухе (вспомните хлопок, возникающий при откупоривании бутылки шампанского). Для уменьшения этого хлопка достаточно увеличить время истечения сжатых газов из цилиндра (бутылки), ограничивая сечение выхлопного окна (плавно приоткрывая пробку). Но такой способ снижения шума не приемлем для реального двигателя, у которого, как мы знаем, мощность прямо зависит от оборотов, следовательно - от скорости всех протекающих процессов.
Можно уменьшить шум выхлопа другим способом: не ограничивать площадь сечения выхлопного окна и времени истечения выхлопных газов, но ограничить скорость их расширения уже в атмосфере. И такой способ был найден.

Еще в 30-х годах прошлого века спортивные мотоциклы и автомобили начали оснащать своеобразными конусными выхлопными трубами с маленьким углом раскрыва. Эти глушители получили название "мегафонов". Они незначительно снижали уровень выхлопного шума ДВС, и в ряде случаев позволяли, также незначительно, увеличить мощность двигателя за счет улучшения очистки цилиндра от остатков отработанных газов за счет инерционности газового столба, движущегося внутри конусной выхлопной трубы.

Расчеты и практические опыты показали, что оптимальный угол раскрыва мегафона близок к 12-15 градусам. В принципе, если сделать мегафон с таким углом раскрыва очень большой длины, он будет достаточно эффективно гасить шум двигателя, почти не снижая его мощности, но на практике такие конструкции не реализуемы из-за очевидных конструктивных недостатков и ограничений.

Еще один способ снижения шума ДВС заключается в минимизации пульсаций отработанных газов на выходе выхлопной системы. Для этого выхлоп производится не непосредственно в атмосферу, а в промежуточный ресивер достаточного объема (в идеале - не менее чем в 20 раз превышающий рабочий объем цилиндра), с последующим выпуском газов через относительно маленькое отверстие, площадь которого может быть в несколько раз меньше площади выхлопного окна. Такие системы сглаживают пульсирующий характер движения газовой смеси на выходе из двигателя, превращая его в близкий к равномерно-поступательному на выходе глушителя.

Напомню, что речь в данный момент идет о глушащих системах, не увеличивающих газодинамическое сопротивление выхлопным газам. Поэтому не буду касаться всевозможных ухищрений типа металлических сеток внутри глушащей камеры, перфорированных перегородок и труб, которые, разумеется, позволяют уменьшить шум двигателя, но в ущерб его мощности.

Следующим шагом в развитии глушителей были системы, состоящие из различных комбинаций описанных выше способов глушения шума. Скажу сразу, в большинстве своем они далеки от идеала, т.к. в той или иной степени увеличивают газодинамическое сопротивление выхлопного тракта, что однозначно приводит к снижению мощности двигателя, передаваемой на движитель.

//
Страница: (1) 2 3 4 ... 6 »

К газодинамическому наддуву относят способы повышения плотности заряда на впуске за счёт использования:

· кинетической энергии воздуха, движущегося относительно приемного устройства, в котором она при торможении потока преобразуется в потенциальную энергию давления – скоростной наддув ;

· волновых процессов во впускных трубопроводах – .

В термодинамическом цикле двигателя без наддува начало процесса сжатия происходит при давлении p 0 , (равному атмосферному). В термодинамическом цикле поршневого двигателя с газодинамическим наддувом начало процесса сжатия происходит при давлении p k , вследствие повышения давления рабочего тела вне цилиндра от p 0 до p k . Это связано с преобразованием кинетической энергии и энергии волновых процессов вне цилиндра в потенциальную энергию давления.

Одним из источников энергии для повышения давления в начале сжатия может быть энергия набегающего потока воздуха, что имеет место при движении самолета, автомобиля и др. средств. Соответственно наддув в этих случаях называют скоростным.

Скоростной наддув основан на аэродинамических закономерностях преобразования скоростного напора потока воздуха в статическое давление. Конструктивно он реализуется в виде диффузорного воздухозаборного патрубка, направленного навстречу потоку воздуха при движении транспортного средства. Теоретически повышение давления Δp k =p k - p 0 зависит от скорости c н и плотности ρ 0 набегающего (двигающегося) потока воздуха

Скоростной наддув находит применение в основном на самолетах с поршневыми двигателями и спортивных автомобилях, где скорости движения больше 200 км/ч (56 м/с).

Следующие разновидности газодинамического наддува двигателей основаны на использовании инерционных и волновых процессов во впускной системе двигателя.

Инерционный или динамический наддув имеет место при относительно большой скорости движения свежего заряда в трубопроводе c тр. В этом случае уравнение (2.1) принимает вид

где ξ т – коэффициент, учитывающий сопротивления движению газа по длине и местные.

Реальная скорость c тр потока газа во впускных трубопроводах, во избежание повышенных аэродинамических потери и ухудшения наполнения цилиндров свежим зарядом, не должна превышать 30…50 м/с.

Периодичность процессов в цилиндрах поршневых двигателей является причиной колебательных динамических явлений в газовоздушных трактах. Эти явления могут быть использованы для существенного улучшения основных показателей двигателей (литровой мощности и экономичности.

Инерционные процессы всегда сопровождаются волновыми процессами (колебаниями давления), возникающими в результате периодического открытия и закрытия впускных клапанов системы газообмена, а также возвратно-поступательного движения поршней.

На начальном этапе впуска во впускном патрубке перед клапаном создается разрежение, и соответствующая волна разрежения, достигая противоположного конца индивидуального впускного трубопровода, отражается волной сжатия. Путем подбора длины и проходного сечения индивидуального трубопровода можно добиться прихода этой волны к цилиндру в наиболее благоприятный момент перед закрытием клапана, что позволит существенно увеличить коэффициент наполнения , а следовательно, крутящий момент M e двигателя.

На рис. 2.1. приведена схема настроенной впускной системы. Через впускной трубопровод, минуя дроссельную заслонку, воздух поступает в приемный ресивер, а из него– впускные трубопроводы настроенной длины к каждому из четырех цилиндров.

На практике это явление использовано в зарубежных двигателях (рис. 2.2), а также отечественных двигателях для легковых автомобилей с настроенными индивидуальными впускными трубопроводами (например, двигатели ЗМЗ), а также на дизеле 2Ч8,5/11 стационарного электрогенератора, имеющего один настроенный трубопровод на два цилиндра.

Наибольшая эффективность газодинамического наддува имеет место при длинных индивидуальных трубопроводах. Давление наддува зависит от согласования частоты вращения двигателя n , длины трубопровода L тр и угла

запаздывания закрытия впускного клапана (органа) φ a . Эти параметры связаны зависимостью

где – местная скорость звука; k =1,4 – показатель адиабаты; R = 0,287 кДж/(кг∙град.); T – средняя температура газа за период наддува.

Волновые и инерционные процессы могут обеспечивать заметное увеличение заряда в цилиндр при больших открытиях клапана или в виде повышения дозарядки в такте сжатия. Реализация эффективного газодинамического наддува возможна только для узкого диапазона частоты вращения двигателя. Сочетание фаз газораспределения и длины впускного трубопровода должно обеспечивать наибольший коэффициент наполнения. Такой подбор параметров называют настройкой впускной системы. Она позволяет увеличить мощность двигателя на 25…30%. Для сохранения эффективности газодинамического наддува в более широком диапазоне частот вращения коленчатого вала могут быть использованы различные способы, в частности:

· применение трубопровода с изменяемой длиной l тр (например, телескопического);

· переключение с короткого трубопровода на длинный;

· автоматическое регулирование фаз газораспределения и др.

Однако применение газодинамического наддува для форсирования двигателя связано с определенными проблемами. Во-первых, не всегда имеется возможность рационально скомпоновать достаточно протяженные настроенные впускные трубопроводы. Особенно это трудно сделать для низкооборотных двигателей, поскольку с уменьшением частоты вращения длина настроенных трубопроводов увеличивается. Во-вторых, фиксированная геометрия трубопроводов дает динамическую настройку лишь в некотором, вполне определенном диапазоне скоростного режима работы.

Для обеспечения эффекта в широком диапазоне применяют плавную или ступенчатую регулировку длины настроенного тракта при переходе с одного скоростного режима на другой. Ступенчатое регулирование с помощью специальных клапанов или поворотных заслонок считается более надежным и успешно применяется в автомобильных двигателях многих зарубежных фирм. Чаще всего используют регулирование с переключением на две настроенные длины трубопровода (рис. 2.3).

В положении закрытой заслонки соответствующему режиму до 4000 мин -1 , подача воздуха из впускного ресивера системы осуществляется по длинному пути (см. рис. 2.3). В результате (по сравнению с базовым вариантом двигателя без газодинамического наддува) улучшается протекание кривой крутящего момента по внешней скоростной характеристике (на некоторых частотах от 2500 до 3500 мин -1 крутящий момент возрастает в среднем на 10…12 %). С повышением частоты вращения n > 4000 мин -1 подача переключается на короткий путь и это позволяет увеличить мощность N e на номинальном режиме на 10 %.

Существуют и более сложные всережимные системы. Например, конструкции с трубопроводами, охватывающими цилиндрический ресивер с поворотным барабаном, имеющим окна для сообщения с трубопроводами (рис. 2.4). При повороте цилиндрического ресивера 1 против хода часовой стрелки длина трубопровода увеличивается и наоборот, при повороте по часовой стрелке – уменьшается. Однако реализация этих способов значительно усложняет конструкцию двигателя и снижает его надежность.

В многоцилиндровых двигателях с обычными трубопроводами эффективность газодинамического наддува снижается, что обусловлено взаимным влиянием процессов впуска в различные цилиндры. На автомобильных двигателях впускные системы «настраивают» обычно на режим максимального крутящего момента для повышения его запаса.

Эффект газодинамического наддува можно также получить соответствующей «настройкой» выпускной системы. Этот способ находит применение на двухтактных двигателях.

Для определения длины L тр и внутреннего диаметра d (или проходного сечения) настраиваемого трубопровода необходимо проводить расчеты с использованием численных методов газовой динамики, описывающих нестационарное течение, совместно с расчетом рабочего процесса в цилиндре. Критерием при этом является прирост мощности,

крутящего момента или снижение удельного расхода топлива. Эти расчеты весьма сложны. Более простые методы определения L тр и d основаны на результатах экспериментальных исследований.

В результате обработки большого числа экспериментальных данных для выбора внутреннего диаметра d настраиваемого трубопровода предлагается следующая зависимость:

где (μF щ) max – наибольшее значение эффективной площади проходного сечения щели впускного клапана. Длина L тр настраиваемого трубопровода может быть определена по формуле:

Заметим, что применение разветвленных настроенных систем типа общая труба – ресивер - индивидуальные трубы оказалось весьма эффективным в сочетании с турбонаддувом.

УДК 621.436

ВЛИЯНИЕ АЭРОДИНАМИЧЕСКОГО СОПРОТИВЛЕНИЯ ВПУСКНЫХ И ВЫХЛОПНЫХ СИСТЕМ АВТОМОБИЛЬНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ НА ПРОЦЕССЫ ГАЗООБМЕНА

Л.В. Плотников, Б.П. Жилкин, Ю.М. Бродов, Н.И. Григорьев

В работе представлены результаты экспериментального исследования влияния аэродинамического сопротивления впускных и выхлопных систем поршневых двигателей на процессы газообмена. Опыты проводились на натурных моделях одноцилиндрового ДВС. Описаны установки и методика проведения экспериментов. Представлены зависимости изменения мгновенной скорости и давления потока в газовоздушных трактах двигателя от угла поворота коленчатого вала. Данные получены при различных коэффициентах сопротивления впускных и выпускных систем и разных частотах вращения коленчатого вала. На основе полученных данных были сделаны выводы о динамических особенностях процессов газообмена в двигателе при различных условиях. Показано, что применение глушителя шума сглаживает пульсации потока и изменяет расходные характеристики.

Ключевые слова: поршневой двигатель, процессы газообмена, динамика процесса, пульсации скорости и давления потока, глушитель шума.

Введение

К впускным и выпускным системам поршневых двигателей внутреннего сгорания предъявляется ряд требований , среди которых основными являются максимальное снижение аэродинамического шума и минимальное аэродинамическое сопротивление. Оба этих показателя определяются во взаимосвязи конструкции фильтрующего элемента, глушителей впуска и выпуска, каталитических нейтрализаторов, наличия наддува (компрессора и/или турбокомпрессора), а также конфигурации впускных и выпускных трубопроводов и характером течения в них. При этом практически отсутствуют данные о влиянии дополнительных элементов впускных и выпускных систем (фильтров, глушителей, турбокомпрессора) на газодинамику потока в них.

В настоящей статье представлены результаты исследования влияния аэродинамического сопротивления впускных и выхлопных систем на процессы газообмена применительно к поршневому двигателю размерности 8,2/7,1.

Экспериментальные установки

и система сбора данных

Исследования влияния аэродинамического сопротивления газовоздушных систем на процессы газообмена в поршневых ДВС проводились на натурной модели одноцилиндрового двигателя размерности 8,2/7,1, приводимой во вращение асинхронным двигателем, частота вращения коленчатого вала которого регулировалась в диапазоне п = 600-3000 мин1 с точностью ± 0,1 %. Более подробно экспериментальная установка описана в .

На рис. 1 и 2 показаны конфигурации и геометрические размеры впускного и выпускного тракта экспериментальной установки, а также места установки датчиков для измерения мгновенных

значений средней скорости и давления потока воздуха.

Для измерений мгновенных значений давления в потоке (статического) в канале рх использовался датчик давления £-10 фирмы WIKA, быстродействие которого - менее 1 мс. Максимальная относительная среднеквадратичная погрешность измерения давления составляла ± 0,25 %.

Для определения мгновенной средней по сечению канала скорости потока воздуха wх применялись термоанемометры постоянной температуры оригинальной конструкции , чувствительным элементом которых являлась нихромовая нить диаметром 5 мкм и длиной 5 мм. Максимальная относительная среднеквадратичная погрешность измерения скорости wх составляла ± 2,9 %.

Измерение частоты вращения коленчатого вала осуществлялось с помощью тахометрического счетчика, состоящего из зубчатого диска, закрепленного на коленчатом вале, и индуктивного датчика. Датчик формировал импульс напряжения с частотой, пропорциональной скорости вращения вала. По этим импульсам регистрировалась частота вращения, определялось положение коленчатого вала (угол ф) и момент прохождения поршнем ВМТ и НМТ.

Сигналы со всех датчиков поступали в аналого-цифровой преобразователь и передавались в персональный компьютер для дальнейшей обработки.

Перед проведением экспериментов проводилась статическая и динамическая тарировка измерительной системы в целом, которая показала быстродействие, необходимое для исследования динамики газодинамических процессов во впускных и выхлопных системах поршневых двигателей. Суммарная среднеквадратичная погрешность экспериментов по влиянию аэродинамического сопротивления газовоздушных систем ДВС на процессы газообмена составляла ±3,4 %.

Рис. 1. Конфигурация и геометрические размеры впускного тракта экспериментальной установки: 1 - головка цилиндров; 2 -впускная труба; 3 - измерительная труба; 4 - датчики термоанемометра для измерения скорости потока воздуха; 5 - датчики давления

Рис. 2. Конфигурация и геометрические размеры выпускного тракта экспериментальной установки: 1 - головка цилиндров; 2 - рабочий участок - выпускная труба; 3 - датчики давления; 4 - датчики термоанемометра

Влияние дополнительных элементов на газодинамику процессов впуска и выпуска изучалось при различных коэффициентах сопротивления систем. Сопротивления создавались с помощью различных фильтров впуска и выпуска. Так, в качестве одного из них использовался стандартный воздушный автомобильный фильтр с коэффициентом сопротивления 7,5. В качестве другого фильтрующего элемента был выбран тканевый фильтр с коэффициентом сопротивления 32. Коэффициент сопротивления определялся экспериментально посредством статической продувки в лабораторных условиях. Также проводились исследования без фильтров.

Влияние аэродинамического сопротивления на процесс впуска

На рис. 3 и 4 показаны зависимости скорости потока воздуха и давления рх во впускном кана-

ле от угла поворота коленчатого вала ф при разных его частотах вращения и при использовании различных фильтров впуска.

Установлено, что в обоих случаях (с глушителем и без) пульсации давления и скорости потока воздуха наиболее выражены при высоких частотах вращения коленчатого вала. При этом во впускном канале с глушителем шума значения максимальной скорости потока воздуха, как и следовало ожидать, меньше, чем в канале без него. Наиболее

м>х, м/с 100

Открытие 1 III 1 1 III 7 1 £*^3 111 о

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

§ Р* ■-1 * £ л Р- к

// 11“ Ы‘\ 11 I III 1

540 (р. граЭ. п.к.й. 720 ВМТ НМТ

1 1 Открытие -гбпцскного-! клапано А л 1 Г 1 1 1 Закрыт^

1 дч\. бпцскноэо клапана "X 1 1

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

1 1 1 1 1 1 1 | 1 1 ■ ■ 1 1

540 (р. граО. п.к.Ь. 720 ВМТ нмт

Рис. 3. Зависимость скорости воздуха wх во впускном канале от угла поворота коленчатого вала ф при разных частотах вращения коленчатого вала и разных фильтрующих элементах: а - п = 1500 мин-1; б - 3000 мин-1. 1 - без фильтра; 2 - стандартный воздушный фильтр; 3 - тканевый фильтр

Рис. 4. Зависимость давления рх во впускном канале от угла поворота коленчатого вала ф при разных частотах вращения коленчатого вала и разных фильтрующих элементах: а - п = 1500 мин-1; б - 3000 мин-1. 1 - без фильтра; 2 - стандартный воздушный фильтр; 3 - тканевый фильтр

ярко это проявилось при высоких частотах вращения коленчатого вала.

После закрытия впускного клапана давление и скорость потока воздуха в канале при всех условиях не становятся равными нулю, а наблюдаются некоторые их флуктуации (см. рис. 3 и 4), что характерно и для процесса выпуска (см. ниже). При этом установка глушителя шума впуска приводит к уменьшению пульсаций давления и скорости потока воздуха при всех условиях как в течение процесса впуска, так и после закрытия впускного клапана.

Влияние аэродинамического

сопротивления на процесс выпуска

На рис. 5 и 6 показаны зависимости скорости потока воздуха wx и давления рх в выпускном канале от угла поворота коленчатого вала ф при разных его частотах вращения и при использовании различных фильтров выпуска.

Исследования проводились для различных частот вращения коленчатого вала (от 600 до 3000 мин1) при разных избыточных давлениях на выпуске рь (от 0,5 до 2,0 бар) без глушителя шума и при его наличии.

Установлено, что в обоих случаях (с глушителем и без) пульсации скорости потока воздуха наиболее ярко проявились при низких частотах вращения коленчатого вала. При этом в выпускном канале с глушителем шума значения максимальной скорости потока воздуха остаются при-

мерно такими же, как и без него. После закрытия выпускного клапана скорость потока воздуха в канале при всех условиях не становится равной нулю, а наблюдаются некоторые флуктуации скорости (см. рис. 5), что характерно и для процесса впуска (см. выше). При этом установка глушителя шума на выпуске приводит к существенному увеличению пульсаций скорости потока воздуха при всех условиях (особенно при рь = 2,0 бар) как в течение процесса выпуска, так и после закрытия выпускного клапана.

Следует отметить противоположное влияние аэродинамического сопротивления на характеристики процесса впуска в ДВС, где при использовании воздушного фильтра пульсационные эффекты в процессе впуска и после закрытия впускного клапана присутствовали, но затухали явно быстрее, чем без него. При этом наличие фильтра в системе впуска приводило к снижению максимальной скорости потока воздуха и ослаблению динамики процесса, что хорошо согласуется с ранее полученными результатами в работе .

Увеличение аэродинамического сопротивления выхлопной системы приводит к некоторому увеличению максимальных давлений в процессе выпуска, а также смещению пиков за ВМТ. При этом можно отметить, что установка глушителя шума выпуска приводит к уменьшению пульсаций давления потока воздуха при всех условиях как в течение процесса выпуска, так и после закрытия выпускного клапана.

ых. м/с 118 100 46 16

1 1 к. Т «ААі к т 1 Закрытие МпЦскного клапана

Открытие Ьыпискного |<лапана ^ 1 1 А ікТКГ- ~/М" ^ 1

" "" і | у і \/ ~ ^

540 (р, граб, п.к.й. 720 НМТ ВМТ

Рис. 5. Зависимость скорости воздуха wх в выпускном канале от угла поворота коленчатого вала ф при разных частотах вращения коленчатого вала и разных фильтрующих элементах: а - п = 1500 мин-1; б - 3000 мин-1. 1 - без фильтра; 2 - стандартный воздушный фильтр; 3 - тканевый фильтр

Рх. 5ПР 0,150

1 1 1 1 1 1 1 1 1 II 1 1 1 II 1 1 л "А 11 1 1 /\ 1.’, и II 1 1

Открытие | йыпцскного 1 іклапана Л7 1 ч і _ / 7 / " ,Г ы 1 \Ч Закрытие бьтцскного Г /КГкТї алана -

ч-" 1 1 1 1 1 і 1 Л Л _л/ і і ч/ 1 1

540 (р, гроб, п.к.6. 720

Рис. 6. Зависимость давления рх в выпускном канале от угла поворота коленчатого вала ф при разных частотах вращения коленчатого вала и разных фильтрующих элементах: а - п = 1500 мин-1; б - 3000 мин-1. 1 - без фильтра; 2 - стандартный воздушный фильтр; 3 - тканевый фильтр

На основе обработки зависимостей изменения скорости потока за отдельный такт было рассчитано относительное изменение объемного расхода воздуха Q через выпускной канал при размещении глушителя. Установлено, что при низких избыточных давлениях на выпуске (0,1 МПа) расход Q в выпускной системе с глушителем меньше, чем в системе без него. При этом если на частоте вращения коленчатого вала 600 мин-1 эта разница составляла примерно 1,5 % (что лежит в пределах погрешности), то при п = 3000 мин4 эта разница достигала 23 %. Показано, что для высокого избыточного давления, равного 0,2 МПа, наблюдалась противоположная тенденция. Объемный расход воздуха через выпускной канал с глушителем был больше, чем в системе без него. При этом при низких частотах вращения коленчатого вала это превышение составляло 20 %, а при п = 3000 мин1 -лишь 5 %. По мнению авторов, подобный эффект можно объяснить некоторым сглаживанием пульсаций скорости потока воздуха в выпускной системе при наличии глушителя шума.

Заключение

Проведенное исследование показало, что на процесс впуска в поршневом двигателе внутреннего сгорания оказывает существенное влияние аэродинамическое сопротивление впускного тракта:

Возрастание сопротивления фильтрующего элемента сглаживает динамику процесса наполнения, но при этом снижает скорость потока воздуха, что соответственно уменьшает коэффициент наполнения;

Влияние фильтра усиливается с ростом частоты вращения коленчатого вала;

Было установлено пороговое значение коэффициента сопротивления фильтра (примерно 50-55), после которого его величина не оказывает влияния на расход.

При этом было показано, что аэродинамическое сопротивление выхлопной системы также значительно влияет на газодинамические и расходные характеристики процесса выпуска:

Увеличение гидравлического сопротивления выпускной системы в поршневом ДВС приводит к усилению пульсаций скорости потока воздуха в выпускном канале;

При низких избыточных давлениях на выпуске в системе с глушителем шума наблюдается уменьшение объемного расхода через выпускной канал, тогда как при высоких рь - наоборот, происходит его увеличение по сравнению с выпускной системой без глушителя.

Таким образом, полученные результаты могут быть использованы в инженерной практике с целью оптимального выбора характеристик глушителей шума впуска и выпуска, что может оказать положи-

тельное влияние на наполнение цилиндра свежим зарядом (коэффициент наполнения) и качество очистки цилиндра двигателя от отработавших газов (коэффициент остаточных газов) на определенных скоростных режимах работы поршневых ДВС.

Литература

1. Драганов, Б.Х. Конструирование впускных и выпускных каналов двигателей внутреннего сгорания / Б.Х. Драганов, М.Г. Круглов, В. С. Обухова. - Киев: Вища шк. Головное изд-во, 1987. -175 с.

2. Двигатели внутреннего сгорания. В 3 кн. Кн. 1: Теория рабочих процессов: учеб. / В.Н. Лу-канин, К.А. Морозов, А.С. Хачиян и др.; под ред. В.Н. Луканина. - М.: Высш. шк., 1995. - 368 с.

3. Шароглазов, Б.А. Двигатели внутреннего сгорания: теория, моделирование и расчет процессов: учеб. по курсу «Теория рабочих процессов и моделирование процессов в двигателях внутреннего сгорания» /Б.А. Шароглазов, М.Ф. Фарафонтов, В.В. Клементьев; под ред. засл. деят. науки РФ Б.А. Шароглазова. - Челябинск: ЮУрГУ, 2010. -382 с.

4. Современные подходы к созданию дизелей для легковых автомобилей и малолитражных гру-

зовиков /А.Д. Блинов, П.А. Голубев, Ю.Е. Драган и др.; под ред. В. С. Папонова и А. М. Минеева. - М.: НИЦ «Инженер», 2000. - 332 с.

5. Экспериментальное исследование газодинамических процессов в системе впуска поршневого ДВС / Б.П. Жилкин, Л.В. Плотников, С.А. Корж, И.Д. Ларионов // Двигателестроение. - 2009. -№ 1. - С. 24-27.

6. Об изменении газодинамики процесса выпуска в поршневых ДВС при установке глушителя / Л.В. Плотников, Б.П. Жилкин, А.В. Крестовских, Д.Л. Падаляк // Вестник академии военных наук. -2011. - № 2. - С. 267-270.

7. Пат. 81338 RU, МПК G01 Р5/12. Термоанемометр постоянной температуры / С.Н. Плохов, Л.В. Плотников, Б.П. Жилкин. - № 2008135775/22; заявл. 03.09.2008; опубл. 10.03.2009, Бюл. № 7.

480 руб. | 150 грн. | 7,5 долл. ", MOUSEOFF, FGCOLOR, "#FFFFCC",BGCOLOR, "#393939");" onMouseOut="return nd();"> Диссертация - 480 руб., доставка 10 минут , круглосуточно, без выходных и праздников

Григорьев Никита Игоревич. Газодинамика и теплообмен в выпускном трубопроводе поршневого ДВС: диссертация... кандидата технических наук: 01.04.14 / Григорьев Никита Игоревич;[Место защиты: Федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего профессионального образования "Уральский федеральный университет имени первого Президента России Б. Н. Ельцина" http://lib.urfu.ru/mod/data/view.php?d=51&rid=238321].- Екатеринбург, 2015.- 154 с.

Введение

ГЛАВА 1. Состояние вопроса и постановка задач исследования 13

1.1 Типы выхлопных систем 13

1.2 Экспериментальные исследования эффективности выпускных систем. 17

1.3 Расчетные исследования эффективности выпускных систем 27

1.4 Характеристики теплообменных процессов в выпускной системе поршневого ДВС 31

1.5 Выводы и постановка задач исследования 37

ГЛАВА 2. Методика исследования и описание экспериментальной установки 39

2.1 Выбор методики исследования газодинамики и теплообменных характеристик процесса выпуска поршневого ДВС 39

2.2 Конструктивное исполнение экспериментальной установки для исследования процесса выпуска в поршневом ДВС 46

2.3 Измерение угла поворота и частоты вращения распределительного вала 50

2.4 Определение мгновенного расхода 51

2.5 Измерение мгновенных локальных коэффициентов теплоотдачи 65

2.6 Замер избыточного давления потока в выпускном тракте 69

2.7 Система сбора данных 69

2.8 Выводы к главе 2 з

ГЛАВА 3. Газодинамика и расходные характеристики процесса выпуска 72

3.1 Газодинамика и расходные характеристики процесса выпуска в поршневом двигателе внутреннего сгорания без наддува 72

3.1.1 При трубопроводе с круглым поперечным сечением 72

3.1.2 Для трубопровода с квадратным поперечным сечением 76

3.1.3 С трубопроводом треугольного поперечного сечения 80

3.2 Газодинамика и расходные характеристики процесса выпуска поршневого двигателя внутреннего сгорания с наддувом 84

3.3 Заключение к главе 3 92

ГЛАВА 4. Мгновенная теплоотдача в выпускном канале поршневого двигателя внутреннего сгорания 94

4.1 Мгновенная локальная теплоотдача процесса выпуска поршневого двигателя внутреннего сгорания без наддува 94

4.1.1 С трубопроводом с круглого поперечного сечения 94

4.1.2 Для трубопровода с квадратным поперечным сечением 96

4.1.3 При трубопроводе с треугольным поперечным сечением 98

4.2 Мгновенная теплоотдача процесса выпуска поршневого двигателя внутреннего сгорания с наддувом 101

4.3 Выводы к главе 4 107

ГЛАВА 5. Стабилизация течения в выпускном канале поршневого двигателя внутреннего сгорания 108

5.1 Гашение пульсаций потока в выпускном канале поршневого ДВС с помощью постоянной и периодической эжекции 108

5.1.1 Подавление пульсаций потока в выпускном канале с помощью постоянной эжекции 108

5.1.2 Гашение пульсаций потока в выпускном канале путем периодической эжекции 112 5.2 Конструктивное и технологическое исполнение выпускного тракта с эжекцией 117

Заключение 120

Список литературы

Расчетные исследования эффективности выпускных систем

Выхлопная система поршневого ДВС служит для отвода из цилиндров двигателя отработавших газов и подвода их к турбине турбокомпрессора (в двигателях с наддувом) с целью преобразования оставшейся после рабочего процесса энергии в механическую работу на валу ТК. Выхлопные каналы выполняют общим трубопроводом, отлитым из серого или жаростойкого чугуна, или алюминия в случае наличия охлаждения, либо из отдельных чугунных патрубков. Для предохранения обслуживающего персонала от ожогов выхлопной трубопровод может охлаждаться водой или покрываться теплоизолирующим материалом. Теплоизолированные трубопроводы более предпочтительны для двигателей с газотурбинным наддувом так как в этом случае уменьшаются потери энергии выпускных газов. Так как при нагревании и остывании длина выпускного трубопровода изменяется, то перед турбиной устанавливают специальные компенсаторы. На больших двигателях компенсаторами соединяют также отдельные секции выпускных трубопроводов, которые по технологическим соображениям делают составными.

Сведения о параметрах газа перед турбиной турбокомпрессора в динамике в течение каждого рабочего цикла ДВС появились еще в 60-х годах . Известны также некоторые результаты исследований зависимости мгновенной температуры отработавших газов от нагрузки для четырехтактного двигателя на небольшом участке поворота коленвала, датированные тем же периодом времени . Однако ни в этом, ни в других источниках не присутствуют такие важные характеристики как локальная интенсивность теплоотдачи и скорость потока газа в выхлопном канале. У дизелей с наддувом могут быть три вида организации подвода газа из головки цилиндров к турбине : система постоянного давления газа перед турбиной, импульсная система и система наддува с преобразователем импульсов.

В системе постоянного давления газы из всех цилиндров выходят в общий выпускной коллектор большого объема, который выполняет роль ресивера и в значительной степени сглаживает пульсации давления (рисунок 1). Во время выпуска газа из цилиндра в выпускном патрубке образуется волна давления большой амплитуды. Недостатком такой системы является сильное снижение работоспособности газа при перетекании его из цилиндра через коллектор в турбину.

При такой организации выпуска газов из цилиндра и подвода их к сопловому аппарату турбины уменьшаются потери энергии, связанные с их внезапным расширением при истечении из цилиндра в трубопровод и двукратным преобразованием энергии: кинетической энергии вытекающих из цилиндра газов в потенциальную энергию их давления в трубопроводе, а последней снова в кинетическую энергию в сопловом аппарате в турбине, как это происходит в выпускной системе с постоянным давлением газа на входе в турбину. В результате этого при импульсной системе увеличивается располагаемая работа газов в турбине и уменьшается их давление во время выпуска, что позволяет уменьшить затраты мощности на осуществление газообмена в цилиндре поршневого двигателя.

Следует отметить, что при импульсном наддуве существенно ухудшаются условия преобразования энергии в турбине вследствие нестационарности потока, что ведет к снижению ее КПД. К тому же затрудняется определение расчетных параметров турбины из-за переменных давления и температуры газа перед турбиной и за ней, и раздельного подвода газа к ее сопловому аппарату. Кроме того, усложняется конструкция как самого двигателя, так и турбины турбокомпрессора из-за введения раздельных коллекторов. Вследствие этого ряд фирм при массовом производстве двигателей с газотурбинным наддувом применяет систему наддува с постоянным давлением перед турбиной.

Система наддува с преобразователем импульсов является промежуточной и сочетает выгоды от пульсаций давления в выпускном коллекторе (уменьшение работы выталкивания и улучшение продувки цилиндра) с выигрышем от снижения пульсаций давления перед турбиной, что повышает КПД последней.

Рисунок 3 - Система наддува с преобразователем импульсов: 1 - патрубок; 2 - сопла; 3 - камера; 4 - диффузор; 5 - трубопровод

В этом случае выпускные газы по патрубкам 1 (рисунок 3) подводятся через сопла 2, в один трубопровод, объединяющий выпуски из цилиндров, фазы которых не накладываются одна на другую. В определенный момент времени импульс давления в одном из трубопроводов достигает максимума. При этом максимальной становится и скорость истечения газа из сопла, соединенного с этим трубопроводом, что приводит вследствие эффекта эжекции к разрежению в другом трубопроводе и тем самым облегчает продувку цилиндров, присоединенных к нему. Процесс истечения из сопел повторяется с большой частотой, поэтому в камере 3, которая выполняет роль смесителя и демпфера, образуется более или менее равномерный поток, кинетическая энергия которого в диффузоре 4 (происходит снижение скорости) преобразуется в потенциальную за счет повышения давленияе. Из трубопровода 5 газы поступают в турбину при почти постоянном давлении. Более сложная конструктивная схема преобразователя импульсов, состоящего из специальных сопел на концах выпускных патрубков, объединяемых общим диффузором, показана на рисунок 4.

Течение в выпускном трубопроводе характеризуется выраженной нестационарностью, вызванной периодичностью самого процесса выпуска, и нестационарностью параметров газа на границах «выпускной трубопровод -цилиндр» и перед турбиной. Поворот канала, излом профиля и периодическое изменение его геометрических характеристик на входном участке клапанной щели служат причиной отрыва пограничного слоя и образования обширных застойных зон, размеры которых изменяются во времени. В застойных зонах образуется возвратное течение с крупномасштабными пульсирующими вихрями, которые взаимодействуют с основным течением в трубопроводе и в значительной степени определяют расходные характеристики каналов . Нестационарность потока проявляется в выпускном канале и при стационарных граничных условиях (при фиксированном клапане) в результате пульсации застойных зон. Размеры нестационарных вихрей и частоту их пульсаций достоверно можно определить только экспериментальными методами.

Сложность экспериментального изучения структуры нестационарных вихревых потоков вынуждает конструкторов и исследователей пользоваться при выборе оптимальной геометрии выпускного канала методом сравнения между собой интегральных расходных и энергетических характеристик потока, получаемых обычно при стационарных условиях на физических моделях, то есть при статической продувке. Однако обоснования достоверности таких исследований не приводится.

В работе представлены экспериментальные результаты изучения структуры потока в выпускном канале двигателя и проведен сравнительный анализ структуры и интегральных характеристик потоков при стационарных и нестационарных условиях.

Результаты испытаний большого числа вариантов выпускных каналов свидетельствуют о недостаточной эффективности обычного подхода к профилированию, основанного на представлениях о стационарном течении в коленах труб и коротких патрубков. Нередки случаи несоответствия прогнозируемых и действительных зависимостей расходных характеристик от геометрии канала .

Измерение угла поворота и частоты вращения распределительного вала

Следует отметить, что максимальные отличия значений тр, определенных в центре канала и около его стенки (разброс по радиусу канала) наблюдаются в контрольных сечениях, близких к входу в исследуемый канал и достигают 10,0 % от ipi. Таким образом, если вынужденные пульсации потока газа для 1Х до 150 мм были бы с периодом много меньшим, чем ipi = 115 мс, то течение следовало бы характеризовать, как течение с высокой степенью нестационарности. Это свидетельствует о том, что переходный режим течения в каналах энергетической установки еще не завершился, а на течение уже оказывает воздействие очередное возмущение. И напротив, если пульсации течения были бы с периодом много большим, чем Тр, то течение следовало бы считать квазистационарным (с низкой степенью нестационарности). В этом случае до возникновения возмущения переходный гидродинамический режим успевает завершиться, а течение выровняться. И наконец, в случае, если бы период пульсаций потока был близким к значению Тр, то течение следовало бы характеризовать как умеренно нестационарное с нарастающей степенью нестационарности.

В качестве примера возможного использования предложенных для оценки характерных времен, рассмотрено течение газа в выпускных каналах поршневых ДВС. Сначала обратимся к рисунку 17, на котором изображены зависимости скорости потока wx от угла поворота коленвала ф (рисунок 17, а) и от времени т (рисунок 17, б). Данные зависимости получены на физической модели одноцилиндрового ДВС размерности 8,2/7,1. Из рисунка видно, что представление зависимости wx = f (ф) является малоинформативным, поскольку недостаточно точно отражает физическую сущность процессов, происходящих в выпускном канале. Однако именно в такой форме данные графики принято представлять в области двигателестроения. На наш взгляд более корректно использовать для анализа временные зависимости wx =/(т).

Проанализируем зависимость wx =/(т) для п = 1500 мин"1 (рисунок 18). Как видно, при данной частоте вращения коленвала длительность всего процесса выпуска составляет 27,1 мс. Переходный гидродинамический процесс в выпускном канале начинается после открытия выпускного клапана. При этом можно выделить наиболее динамичный участок подъема (интервал времени, в течение которого происходит резкий рост скорости потока), длительность которого составляет 6,3 мс. После чего рост скорости потока сменяется его спадом. Как было показано ранее (рисунок 15), для данной конфигурации гидравлической системы время релаксации составляет 115-120 мс, т. е. значительно больше, чем продолжительность участка подъема. Таким образом, следует считать, что начало выпуска (участок подъема) происходит с высокой степенью нестационарности. 540 ф, град ПКВ 7 а)

Газ подавался из общей сети по трубопроводу, на котором установлен манометр 1 для контроля давления в сети и вентиль 2, для регулирования расхода. Газ поступал в бак-ресивер 3 объемом 0,04 м3, в нем была размещена выравнивающая решетка 4 для гашения пульсаций давления. Из бака-ресивера 3 газ по трубопроводу подавался в цилиндр-дутьевую камеру 5, в которой был установлен хонейкомб 6. Хонейкомб представлял собой тонкую решетку, и предназначался для гашения остаточных пульсаций давления. Цилиндр-дутьевая камера 5 была прикреплена к блоку цилиндров 8, при этом внутренняя полость цилиндр-дутьевой камеры совмещалась с внутренней полостью головки блока цилиндров.

После открытия выпускного клапана 7 газ из имитационной камеры выходил через выпускной канал 9 в измерительный канал 10.

На рисунке 20 более подробно показана конфигурация выпускного тракта экспериментальной установки с указанием мест установки датчиков давления и зондов термоанемометра.

В связи ограниченным количеством информации по динамике процесса выпуска в качестве исходной геометрической базы был выбран классический прямой выпускной канал с круглым поперечным сечением: к головке блока цилиндров 2 была прикреплена на шпильках опытная выпускная труба 4, длина трубы составляла 400 мм, а диаметром 30 мм. В трубе было просверлено три отверстия на расстояниях L\, Ьг и Ьъ соответственно 20,140 и 340 мм для установки датчиков давления 5 и датчиков термоанемометра 6 (рисунок 20).

Рисунок 20 - Конфигурация выпускного канала экспериментальной установки и места установки датчиков: 1 - цилиндр - дутьевая камера; 2 - головка блока цилиндров; 3 - выпускной клапан; 4 - опытная выпускная труба; 5 - датчики давления; 6 - датчики термоанемометра для измерения скорости потока; L - длина выпускной трубы; Ц_3- расстояния до мест установки датчиков термоанемометра от выпускного окна

Система измерений установки позволяла определять: текущий угол поворота и частоту вращения коленвала, мгновенный расход, мгновенный коэффициент теплоотдачи, избыточное давление потока. Методики определения этих параметров описаны ниже. 2.3 Измерение угла поворота и частоты вращения распределительного

Для определения частоты вращения и текущего угла поворота распределительного вала, а также момента нахождения поршня в верхней и нижней мертвых точках был применен тахометрический датчик, схема установки, которого представлена на рисунке 21, так как перечисленные выше параметры необходимо однозначно определять при исследовании динамических процессов в ДВС. 4

Тахометрический датчик состоял из зубчатого диска 7, который имел только два зуба расположенных друг напротив друга. Диск 1 был установлен с на вал электродвигателя 4 так, чтобы один из зубьев диска соответствовал положению поршня в верхней мертвой точке, а другой соответственно нижней мертвой точке и крепился к валу помощью муфты 3. Вал электродвигателя и распределительный вал поршневого двигателя были соединены ременной передачей.

При прохождении одного из зубьев вблизи от индуктивного датчика 4, закрепленного на штативе 5, на выходе из индуктивного датчика образуется импульс напряжения. С помощью этих импульсов можно определить текущее положение распределительного вала и соответственно определить положение поршня. Чтобы сигналы, соответствующие НМТ и ВМТ, отличались, друг от друга зубья были выполнены отличной друг от друга конфигурации, за счет чего сигналы на выходе из индуктивного датчика имели различную амплитуду. Сигнал, получаемый на выходе из индуктивного датчика, показан на рисунке 22: импульс напряжения меньшей амплитуды соответствует положению поршня в ВМТ, а импульс более высокой амплитуды соответственно положению в НМТ.

Газодинамика и расходные характеристики процесса выпуска поршневого двигателя внутреннего сгорания с наддувом

В классической литературе по теории рабочих процессов и конструированию ДВС турбокомпрессор в основном рассматривается в качестве наиболее эффективный способ форсирования двигателя, за счет увеличения количества воздуха, поступающего в цилиндры двигателя.

Необходимо отметить, что в литературных источниках крайне редко рассматривается влияние турбокомпрессора на газодинамические и теплофизические характеристики потока газов выпускном трубопроводе. В основном в литературе турбину турбокомпрессора рассматривают с упрощениями, как элемент системы газообмена, который оказывает гидравлическое сопротивление на поток газов на выходе из цилиндров. Однако, очевидно, что турбина турбокомпрессора играет важную роль в формировании потока отработавших газов и оказывает существенное влияние на гидродинамические и теплофизические характеристики потока. В данном разделе рассмотрены результаты исследования влияния турбины турбокомпрессора на гидродинамические и теплофизические характеристики потока газа в выпускном трубопроводе поршневого двигателя.

Исследования проводились на экспериментальной установке, которая была описана ранее, во второй главе, главным изменением является установка турбокомпрессора типа ТКР-6 с радиально - осевой турбиной (рисунки 47 и 48).

В связи с влиянием давления отработавших газов в выпускном трубопроводе на рабочий процесс турбины, закономерности изменения данного показателя широко изучены. Сжатый

Установка турбины турбокомпрессора в выпускной трубопровод оказывает сильное влияние на величину давления и скорости потока в выпускном трубопроводе, что наглядно видно из графиков зависимости давления и скорости потока в выпускном трубопроводе с турбокомпрессором от угла поворота коленвала (рисунки 49 и 50). Сравнивая данные зависимости с аналогичными зависимостями для выпускного трубопровода без турбокомпрессора при аналогичных условиях видно, что установка турбины турбокомпрессора в выпускной трубопровод приводит к возникновению большого количества пульсаций на всем протяжении всего такта выпуска, вызванных действием лопаточных элементов (соплового аппарата и рабочего колеса) турбины. Рисунок 48 - Общий вид установки с турбокомпрессором

Еще одной характерной особенностью данных зависимостей является значительное повышение амплитуды колебаний давления и значительное снижение амплитуды колебания скорости в сравнении с исполнением выпускной системы без турбокомпрессора. Например, на при частоте вращения коленвала 1500 мин"1 и первоначальном избыточном давлении в цилиндре 100 кПа максимальное значение давления газа в трубопроводе с турбокомпрессором в 2 раза выше, а скорость в 4,5 раза ниже, чем в трубопроводе без турбокомпрессора. Увеличение давления и снижение скорости в выпускном трубопроводе, вызвано сопротивлением, создаваемым турбиной. Стоит отметить, что максимальное значение давления в трубопроводе с турбокомпрессором смещено относительно максимального значения давления в трубопроводе без турбокомпрессора на величину до 50 градусов поворота коленвала. so

Зависимости локальных (1Х =140 мм) избыточного давления рх и скорости потока wx в выпускном трубопроводе круглого сечения поршневого ДВС с турбокомпрессором от угла поворота коленвала р при избыточном давлении выпуска ръ = 100 кПа для различных частот вращения коленвала:

Было установлено, что в выпускном трубопроводе с турбокомпрессором максимальные значения скорости потока, ниже, чем в трубопроводе без него. Стоит отметить также, что при этом происходит смещение момента достижения максимального значения скорости потока в сторону увеличения угла поворота коленвала, что характерно для всех режимов работы установки. В случае с турбокомпрессором пульсации скорости наиболее выражены при низких частотах вращения коленвала, что так же характерно и в случае без турбокомпрессора.

Аналогичные особенности характерны и для зависимости рх =/(р).

Необходимо отметить, что после закрытия выпускного клапана скорость газа в трубопроводе на всех режимах не снижается до нуля. Установка турбины турбокомпрессора в выпускном трубопроводе приводит к сглаживанию пульсаций скорости потока на всех режимах работы (особенно при начальном избыточном давлении 100 кПа), как во время такта выпуска, так и после его окончания.

Стоит отметить так же, что в трубопроводе с турбокомпрессором интенсивность затухания колебаний давления потока после закрытия выпускного клапана выше, чем без турбокомпрессора

Стоит предположить, что к описанным выше изменениям газодинамических характеристик потока при установке в выпускной трубопровод турбины турбокомпрессора, приводит перестройка потока в выпускном канале, что неизбежно должно привести к изменениям теплофизических характеристик процессе выпуска.

В целом зависимости изменения давления трубопроводе в ДВС с наддувом хорошо согласуются с полученными ранее .

На рисунке 53 изображены графики зависимости массового расхода G через выпускной трубопровод от частоты вращения коленвала п при различных значениях избыточного давления ръ и конфигураций выпускной системы (с турбокомпрессором и без него). Данные графики были получены с помощью методики описанной в .

Из графиков, изображенных на рисунке 53 видно, что для всех значений начального избыточного давления массовый расход G газа в выпускном трубопроводе примерно одинаков как при наличии ТК, так и без него.

На некоторых режимах работы установки отличие расходных характеристик незначительно превышают систематическую погрешность, которая для определения массового расхода потока составляет примерно 8-10 %. 0,0145 G . кг/с

Для трубопровода с квадратным поперечным сечением

Система выхлопа с эжекцией функционирует следующим образом. Отработавшие газы в систему выхлопа поступают из цилиндра двигателя в канал в головке цилиндра 7, откуда проходят в выпускной коллектор 2. В выпускном коллекторе 2 установлена эжекционная трубка 4, в которую воздух подается через электропневмоклапан 5. Такое исполнение позволяет создать область разряжения сразу за каналом в головке цилиндра .

Для того чтобы эжекционная трубка не создавала значительного гидравлического сопротивления в коллекторе выпускном, ее диаметр не должен превышать 1/10 диаметра этого коллектора. Это также необходимо для того, чтобы в выпускном коллекторе не создавался критический режим, и не возникало явление запирания эжектора . Положение оси эжекционной трубки относительно оси выпускного коллектора (эксцентриситет) выбирается в зависимости от конкретной конфигурации системы выхлопа и режима работы двигателя. При этом критерием эффективности служит степень очистки цилиндра от отработавших газов.

Поисковые опыты показывали, что разряжение (статическое давление), создаваемое в выпускном коллекторе 2 с помощью эжекционной трубки 4, должно составлять не менее 5 кПа. В противном случае будет происходить недостаточное выравнивание пульсирующего потока. Это может вызвать образование обратных токов в канале, что приведет к снижению эффективности продувки цилиндра, и соответственно снижению мощности двигателя. Электронный блок управления двигателем 6 должен организовать работу электропневмоклапана 5 в зависимости от частоты вращения коленвала двигателя. Для усиления эффекта эжекции на выходной конец эжекционной трубки 4 может быть установлено дозвуковое сопло.

Оказалось, что максимальные значения скорости потока в выпускном канале при постоянной эжекции значительно выше, чем без нее (до 35%). Кроме того, после закрытия выпускного клапана в выпускном канале с постоянной эжекцией скорость выходящего потока падает медленнее по сравнению с традиционным каналом, что свидетельствует о продолжающейся очистке канала от отработавших газов.

На рисунке 63 представлены зависимости местного объемного расхода Vx через выпускные каналы разного исполнения от частоты вращения коленчатого вала п. Они свидетельствуют о том, что во всем исследованном диапазоне частоты вращения коленчатого вала при постоянной эжекции возрастает объемный расход газа через систему выхлопа, что должно привести к лучшей очистке цилиндров от отработавших газов и повышению мощности двигателя.

Таким образом, проведенное исследование показало, что использование в выхлопной системе поршневого ДВС эффекта постоянной эжекции улучшает газоочистку цилиндра по сравнению с традиционными системами за счет стабилизации течения в выхлопной системе.

Основным принципиальным отличием данного способа от метода гашения пульсаций потока в выпускном канале поршневого ДВС с помощью эффекта постоянной эжекции является то, что воздух через эжекционную трубку подается в выпускной канал только во время такта выпуска. Это может быть осуществимо с помощью настройки электронного блока управления двигателем, либо применения специального блока управления, схема которого показана на рисунке 66.

Данная разработанная автором схема (рисунок 64) применяется в случае невозможности обеспечения управления процессом эжекции с помощью блока управления двигателем. Принцип работы такой схемы состоит в следующем, на маховик двигателя либо на шкив распределительного вала должны быть установлены специальные магниты, положение которых бы соответствовало моментам открытия и закрытия выпускных клапанов двигателя. Магниты должны быть установлены разными полюсами относительно биполярного датчика Холла 7, который в свою очередь должен находиться в непосредственной близости от магнитов. Проходя рядом с датчиком магнит, установленный соответственно моменту открытия выпускных клапанов, вызывает небольшой электроимпульс, который усиливается за счет блока усиления сигнала 5, и подается на электропневмоклапан, выводы которого соединены с выводами 2 и 4 блока управления, после чего он открывается и начинается подача воздуха. происходит, когда второй магнит проходит рядом с датчиком 7, после чего электропневмоклапан закрывается.

Обратимся к экспериментальным данным, которые были получены в диапазоне частот вращения коленчатого вала п от 600 до 3000 мин"1 при разных постоянных избыточных давлениях рь на выпуске (от 0,5 до 200 кПа). В опытах сжатый воздух с температурой 22-24 С в эжекционную трубку поступал из заводской магистрали. Разряжение (статическое давление) за эжекционной трубкой в системе выхлопа составляло 5 кПа.

На рисунке 65 показаны графики зависимостей местного давления рх (У =140 мм) и скорости потока wx в выпускном трубопроводе круглого поперечного сечения поршневого ДВС с периодической эжекцией от угла поворота коленчатого вала р при избыточном давлении выпуска ръ = 100 кПа для различных частотах вращения коленчатого вала.

Из данных графиков видно, что на протяжении всего такта выпуска происходит колебание абсолютного давления в выпускном тракте, максимальные значения колебаний давления достигают 15 кПа, а минимальные достигают разряжения 9 кПа. Тогда, как в классическом выпускном тракте круглого поперечного сечения эти показатели соответственно равны 13,5 кПа и 5 кПа. Стоит отметить то, что максимальное значение давления наблюдается при частоте вращения коленчатого вала 1500 мин"1, на остальных режимах работы двигателя колебания давления не достигают таких величин. Напомним. Что в исходной трубе круглого поперечного сечения наблюдался монотонный рост амплитуды колебаний давления в зависимости от увеличения частоты вращении коленчатого вала.

Из графиков зависимости местной скорости потока газа w от угла поворота коленчатого вала видно, что значения местной скорости во время такта выпуска в канале с использованием эффекта периодической эжекции выше, чем в классическом канале круглого поперечного сечения на всех режимах работы двигателя. Это свидетельствует о лучшей очистке выпускного канала.

На рисунке 66 рассмотрены графики сравнения зависимостей объемного расхода газа от частоты вращения коленвала в трубопроводе круглого поперечного сечения без эжекции и трубопроводе круглого поперечного сечения с периодической эжекцией при различных избыточных давлениях на входе в выпускной канал.