Газодинамический анализ выхлопной системы. Газодинамика резонансных выхлопных труб

Размер: px

Начинать показ со страницы:

Транскрипт

1 На правах рукописи Машкур Махмуд А. МАТЕМАТИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ ПРОЦЕССОВ ГАЗОДИНАМИКИ И ТЕПЛООБМЕНА ВО ВПУСКНОЙ И ВЫПУСКНОЙ СИСТЕМАХ ДВС Специальность "Тепловые двигатели" Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук Санкт-Петербург 2005

2 Общая характеристика работы Актуальность диссертации В современных условиях ускоренного темпа развития двигателестроения, а также доминирующих тенденций интенсификации рабочего процесса при условии повышения его экономичности, все более пристальное внимание уделяется сокращению сроков создания, доводки и модифицированию имеющихся типов двигателей. Основным фактором, существенно снижающим как временные, так и материальные затраты, в этой задаче является применение современных вычислительных машин. Однако их использование может быть эффективным лишь при условии адекватности создаваемых математических моделей реальным процессам, определяющим функционирование ДВС. Особенно остро на данном этапе развития современного двигателестроения стоит проблема теплонапряженности деталей цилиндропоршневой группы (ЦПГ) и головки цилиндра, неразрывно связанная с повышением агрегатной мощности. Процессы мгновенного локального конвективного теплообмена между рабочим телом и стенкам газо-воздушных каналов (ГВК) все еще остаются недостаточно изученными и являются одним из узких мест в теории ДВС. В связи с этим создание надежных, экспериментально обоснованных расчетнотеоретических методов исследования локального конвективного теплообмена в ГВК, дающих возможность получать достоверные оценки температурного и теплонапряженного состояния деталей ДВС, является актуальной проблемой. Ее решение позволит осуществить обоснованный выбор конструкторских и технологических решений, повысить научно технический уровень проектирования, даст возможность сократить цикл создания двигателя и получить экономический эффект за счет снижения себестоимости и затрат на экспериментальную доводку двигателей. Цель и задачи исследования Основная цель диссертационной работы заключается в решении комплекса теоретических, экспериментальных и методических задач, 1

3 связанных с созданием новых уточных математических моделей и методов расчета локального конвективного теплообмена в ГВК двигателя. В соответствии с поставленной целью работы решались следующие основные задачи, в значительной мере определившие и методическую последовательность выполнения работы: 1. Проведение теоретического анализа нестационарного течения потока в ГВК и оценка возможностей использования теории пограничного слоя при определении параметров локального конвективного теплообмена в двигателях; 2. Разработка алгоритма и численная реализация на ЭВМ задачи невязкого течения рабочего тела в элементах системы впуска-выпуска многоцилиндрового двигателя в нестационарной постановке для определения скоростей, температуры и давления, используемых в качестве граничных условий для дальнейшего решения задачи газодинамики и теплообмена в полостях ГВК двигателя. 3. Создание новой методики расчета полей мгновенных скоростей обтекания рабочим телом ГВК в трехмерной постановке; 4. Разработка математической модели локального конвективного теплообмена в ГВК с использованием основ теории пограничного слоя. 5. Проверка адекватности математических моделей локального теплообмена в ГВК путем сравнения экспериментальных и расчетных данных. Реализация этого комплекса задач позволяет осуществить достижение основной цели работы - создания инженерного метода расчета локальных параметров конвективного теплообмена в ГВК бензинового двигателя. Актуальность проблемы определяется тем, что решение поставленных задач позволит осуществить обоснованный выбор конструкторских и технологических решений на стадии проектирования двигателя, повысить научно технический уровень проектирования, позволит сократить цикл создания двигателя и получить экономический эффект за счет снижения себестоимости и затрат на экспериментальную доводку изделия. 2

4 Научная новизна диссертационной работы состоит в том, что: 1. Впервые использована математическая модель, рационально сочетающая одномерное представление газодинамических процессов во впускной и выпускной системе двигателя с трехмерным представлением течения газа в ГВК для расчета параметров локального теплообмена. 2. Развиты методологические основы проектирования и доводки бензинового двигателя путем модернизации и уточнения методов расчета локальных тепловых нагрузок и теплового состояния элементов головки цилиндров. 3. Получены новые расчетные и экспериментальные данные о пространственных течениях газа во впускных и выпускных каналах двигателя и трехмерном распределении температур в теле головки блока цилиндров бензинового двигателя. Достоверность результатов обеспечена применением апробированных методов расчетного анализа и экспериментальных исследований, общих систем уравнений, отражающих фундаментальные законы сохранения энергии, массы, импульса с соответствующими начальными и граничными условиями, современных численных методов реализации математических моделей, применением ГОСТов и других нормативных актов, соответствующей градуировкой элементов измерительного комплекса в экспериментальном исследовании, а также удовлетворительным согласованием результатов моделирования и эксперимента. Практическая ценность полученных результатов состоит в том, что разработаны алгоритм и программа расчета замкнутого рабочего цикла бензинового двигателя с одномерным представлением газодинамических процессов во впускной и выпускной системах двигателя, а также алгоритм и программа расчета параметров теплообмена в ГВК головки блока цилиндров бензинового двигателя в трехмерной постановке, рекомендованные к внедрению. Результаты теоретического исследования, подтвержденные 3

5 экспериментом, позволяют значительно сократить затраты на проектирование и доводку двигателей. Апробация результатов работы. Основные положения диссертационной работы докладывались на научных семинарах кафедры ДВС СПбГПУ в г.г., на XXXI и XXXIII Неделях науки СПбГПУ (2002 и 2004 г.г.). Публикации По материалам диссертации опубликовано 6 печатных работ. Структура и объем работы Диссертационная работа состоит из введения, пятых глав, заключения и списка литературы из 129 наименований. Она содержит 189 страницы, в том числе: 124 страниц основного текста, 41 рисунков, 14 таблиц, 6 фотоснимков. Содержание работы Во введении обоснована актуальность темы диссертации, определены цель и задачи исследований, сформулированы научная новизна и практическая значимость работы. Приведена общая характеристика работы. В первой главе содержится анализ основных работ по теоретическому и экспериментальному исследованиям процесса газодинамики и теплообмена в ДВС. Ставятся задачи исследования. Проведен обзор конструктивных форм выпускных и впускных каналов в головке блока цилиндров и анализ методов и результатов экспериментальных и расчетно-теоретических исследований как стационарного, так и нестационарного течений газа в газовоздушных трактах двигателей внутреннего сгорания. Рассмотрены существующие в настоящее время подходы к расчету и моделированию термо- и газодинамических процессов, а также интенсивности теплоотдачи в ГВК. Сделан вывод, что большинство из них имеют ограниченную область применения и не дают полной картины распределения параметров теплообмена по поверхностям ГВК. В первую очередь это связано с тем, что решение задачи о движении рабочего тела в ГВК производится в упрощенной одномерной или двумерной 4

6 постановке, что неприменимо случае ГВК сложной формы. Кроме того, отмечено, что для расчета конвективной теплоотдачи в большинстве случаев используются эмпирические или полуэмпирические формулы, что также не позволяет получить в общем случае необходимую точность решения. Наиболее полно эти вопросы ранее были рассмотрены в работах Бравина В.В., Исакова Ю.Н., Гришина Ю.А., Круглова М.Г., Костина А.К., Кавтарадзе Р.З., Овсянникова М.К., Петриченко Р.М., Петриченко М.Р., Розенблита Г.Б., Страдомского М.В., Чайнова Н.Д., Шабанова А.Ю., Зайцева А.Б., Мундштукова Д.А., Унру П.П., Шеховцова А.Ф., Вошни Г, Хейвуда Дж., Benson R.S., Garg R.D., Woollatt D., Chapman M., Novak J.M., Stein R.A., Daneshyar H., Horlock J.H, Winterbone D.E., Kastner L.J., Williams T.J., White B.J., Ferguson C.R. и др. Проведенный анализ существующих проблем и методик исследования газодинамики и теплообмена в ГВК позволил сформулировать основную цель исследования как создание методики определения параметров течения газа в ГВК в трехмерной постановке с последующим расчетом локального теплообмена в ГВК головок цилиндров быстроходных ДВС и применением этой методики для решения практических задач снижения тепловой напряженности головок цилиндров и клапанов. В связи с изложенным в работе поставлены следующие задачи: - Создать новую методику одномерно-трехмерного моделирования теплообмена в системах выпуска и впуска двигателя с учетом сложного трехмерного течения газа в них с целью получения исходной информации для задания граничных условий теплообмена при расчете задач теплонапряженности головок цилиндров поршневых ДВС; - Разработать методику задания граничных условий на входе и выходе из газовоздушного канала на базе решения одномерной нестационарной модели рабочего цикла многоцилиндрового двигателя; - Проверить достоверность методики с помощью тестовых расчетов и сопоставления полученных результатов с данными эксперимента и расчетов по методикам, ранее известным в двигателестроении; 5

7 - Провести проверку и доработку методики путем выполнения расчетно-экспериментального исследования теплового состояния головок цилиндров двигателя и проведения сопоставления экспериментальных и расчетных данных по распределению температур в детали. Вторая глава посвящена разработке математической модели замкнутого рабочего цикла многоцилиндрового ДВС. Для реализации схемы одномерного расчета рабочего процесса многоцилиндрового двигателя выбран известный метод характеристик, гарантирующий высокую скорость сходимости и устойчивости процесса расчета. Газовоздушная система двигателя описывается в виде аэродинамически взаимосвязанного набора отдельных элементов цилиндров, участков впускных и выпускных каналов и патрубков, коллекторов, глушителей, нейтрализаторов и труб. Процессы аэродинамики в системах впуска-выпуска описываются с помощью уравнений одномерной газодинамики невязкого сжимаемого газа: Уравнение неразрывности: ρ u ρ u + ρ + u + ρ t x x F df dx = 0 ; F 2 = π 4 D ; (1) Уравнение движения: u t u + u x 1 p 4 f + + ρ x D 2 u 2 u u = 0 ; f τ = w ; (2) 2 0.5ρu Уравнение сохранения энергии: p p + u a t x 2 ρ x + 4 f D u 2 (k 1) ρ q u = 0 2 u u ; 2 kp a = ρ, (3) где а- скорость звука; ρ-плотность газа; u-скорость потока вдоль оси х; t- время; p-давление; f-коэффициент линейных потерь; D-диаметр C трубопровода; k = P -отношение удельных теплоемкостей. C V 6

8 В качестве граничных условий ставятся (на основе основных уравнений: неразрывности, сохранения энергии и отношения плотности и скорости звука в неизэнтропическом характере течения) условия на клапанных щелях в цилиндрах, а также условия на впуске и выпуске из двигателя. Математическая модель замкнутого рабочего цикла двигателя включает в себя расчетные соотношения, описывающие процессы в цилиндрах двигателя и частях впускных и выпускных систем. Термодинамический процесс в цилиндре описывается с помощью методики, разработанной в СПбГПУ. Программа обеспечивает возможность определения мгновенных параметров течения газа в цилиндрах и в системах впуска и выпуска для разных конструкций двигателей. Рассмотрены общие аспекты применения одномерных математических моделей методом характеристик (замкнутого рабочего тела) и показаны некоторые результаты расчета изменения параметров течения газа в цилиндрах и во впускных и выпускных системах одно- и многоцилиндровых двигателей. Полученные результаты позволяют оценить степень совершенства организации систем впуска-выпуска двигателя, оптимальность фаз газораспределения, возможности газодинамической настройки рабочего процесса, равномерность работы отдельных цилиндров и т.д. Давления, температуры и скорости потоков газа на входе и выходе в газовоздушные каналы головки блока цилиндра, определенные с помощью данной методики, используются в последующих расчетах процессов теплообмена в этих полостях в качестве граничных условий. Третья глава посвящена описанию нового численного метода, позволяющего реализовать расчет граничных условий теплового состояния со стороны газовоздушных каналов. Основными этапами расчета являются: одномерный анализ нестационарного процесса газообмена на участках системы впуска и выпуска методом характеристик (вторая глава), трехмерный расчет квзистационарного течения потока во впускном и 7

9 выпускном каналах методом конечных элементов МКЭ, расчет локальных коэффициентов теплоотдачи рабочего тела. Результаты выполнения первого этапа программы замкнутого цикла используются в качестве граничных условий на последующих этапах. Для описания газодинамических процессов в канале была выбрана упрощенная квазистационарная схема течения невязкого газа (система уравнений Эйлера) с переменной формой области из-за необходимости учета движения клапанов: r V = 0 r r 1 (V) V = p Сложная геометрическая конфигурация каналов, наличие в объеме клапана, фрагмента направляющей втулки делает необходимым 8 ρ. (4) В качестве граничных условий задавались мгновенные, усредненные по сечению скоростей газа на входном и выходном сечении. Эти скорости, а также температуры и давления в каналах, задавались по результатам расчета рабочего процесса многоцилиндрового двигателя. Для расчета задачи газодинамики был выбран метод конечных элементов МКЭ, обеспечивающий высокую точность моделирования в сочетании с приемлемыми затратами на реализацию расчета. Расчетный алгоритм МКЭ для решения данной задачи строится на базе минимизации вариационного функционала, полученного путем преобразования уравнений Эйлера с использованием метода Бубнова- Галеркина: (l l l l l l m m) k UU Φ x + VU Φ y + WU Φ z + p ψ x Φ) l l l l l l m m k (UV Φ x + VV Φ y + WV Φ z + p ψ y) Φ) l l l l l l m m k (UW Φ x + VW Φ y + WW Φ z + p ψ z) Φ) l l l l l l m (U Φ x + V Φ y + W Φ z) ψ dxdydz = 0. dxdydz = 0, dxdydz = 0, dxdydz = 0, (5)

10 использование объемной модели расчетной области. Примеры расчетных моделей впускного и выпускного канала двигателя ВАЗ-2108 приведены на рис. 1. -б- -а- Рис.1. Модели (а) впускного и (б) выпускного каналах двигателя ВАЗ Для расчета теплообмена в ГВК выбрана объемная двухзонная модель, основным допущением которой является разделение объема на области невязкого ядра и пограничного слоя. Для упрощения решение задач газодинамики ведется в квазистационарной постановке, то есть без учета сжимаемости рабочего тела. Проведенный анализ погрешности расчета показал возможность подобного допущения за исключением кратковременного участка времени сразу после открытия клапанной щели, не превышающего 5 7% от общего времени цикла газообмена. Процесс теплообмена в ГВК при открытых и закрытых клапанах имеет различную физическую природу (вынужденная и свободная конвекция соответственно), поэтому и описываются они по двум различным методикам. При закрытых клапанах используется методика, предложенная МГТУ, в которой учитывается два процесса теплового нагружения головки на этом участке рабочего цикла за счет собственно свободной конвекции и за счет вынужденной конвекции, обусловленной остаточными колебаниями столба 9

11 газа в канале под воздействием переменности давления в коллекторах многоцилиндрового двигателя. При открытых клапанах процесс теплообмена подчиняется законам вынужденной конвекции, инициируемой организованным движением рабочего тела на такте газообмена. Расчет теплообмена в этом случае предполагает двухэтапное решение задачи анализ локальной мгновенной структуры газового потока в канале и расчет интенсивности теплообмена через пограничный слой, образующийся на стенках канала. Расчет процессов конвективного теплообмена в ГВК строился по модели теплообмена при обтекании плоской стенки с учетом либо ламинарной, либо турбулентной структуры пограничного слоя. Критериальные зависимости теплообмена были уточнены по результатам сопоставления данных расчета и эксперимента. Окончательный вид этих зависимостей приведен ниже: Для турбулентного пограничного слоя: 0.8 x Re 0 Nu = Pr (6) x Для ламинарного пограничного слоя: Nu Nu x x αxx = λ (m,pr) = Φ Re t x Kτ, (7) где: α x локальный коэффициент теплоотдачи; Nu x, Re x местные значения чисел Нуссельта и Рейнольдса соответственно; Pr число Прандтля в данный момент времени; m характеристика градиентности потока; Ф(m,Pr) функция, зависящая от показателя градиентности потока m и числа 0.15 Прандтля рабочего тела Pr; K τ = Re d - поправочный множитель. По мгновенным значениям тепловых потоков в расчетных точках тепловоспринимающей поверхности проводилось усреднение за цикл с учетом периода закрытия клапана. 10

12 Четвертая глава посвящена описанию экспериментального исследования температурного состояния головки цилиндров бензинового двигателя. Экспериментальное исследование выполнялось с целью проверки и уточнения теоретической методики. В задачу эксперимента входило получение распределения стационарных температур в теле головки цилиндров и сравнение результатов расчетов с полученными данными. Экспериментальная работа проведена на кафедре ДВС СПбГПУ на испытательном стенде с автомобильным двигателем ВАЗ Работы по препарированию головки цилиндров выполнены автором на кафедре ДВС СПБГПУ по методике, используемой в исследовательской лаборатории ОАО «Звезда» (г. Санкт-Петербург). Для измерения стационарного распределения температур в головке использовано 6 хромель-копелевых термопар, установленных вдоль поверхностей ГВК. Замеры проводились как по скоростной, так и по нагрузочным характеристикам при различных постоянных частотах вращения коленчатого вала. В результате проведенного эксперимента получены показания термопар, снятых при работе двигателя по скоростным и нагрузочным характеристикам. Таким образом, проведенные исследования показывают, каковы реальные значения температур в деталях головки блока цилиндра ДВС. Больше внимание уделено в главе обработке результатов эксперимента и оценке погрешностей. В пятой главе приводятся данные расчетного исследования, которое проводилось с целью проверки математической модели теплообмена в ГВК сопоставлением расчетных данных с результатами эксперимента. На рис. 2 представлены результаты моделирования скоростного поля во впускном и выпускном каналах двигателя ВАЗ-2108 методом конечных элементов. Полученные данные полностью подтверждают невозможность решения данной задачи в какой-либо иной постановке, кроме трехмерной, 11

13 поскольку стержень клапана оказывает существенное влияние на результаты в ответственной зоне головки цилиндра. На рис. 3-4 приведены примеры результатов расчета интенсивностей теплообмена во впускном и выпускном каналах. Исследования показали, в частности, существенно неравномерный характер теплоотдачи как по образующей канала, так и по азимутальной координате, что, очевидно, объясняется существенно неравномерной структурой газовоздушного потока в канале. Итоговые поля коэффициентов теплоотдачи использовались для дальнейших расчетов температурного состояния головки блока цилиндров. Граничные условия теплообмена по поверхностям камеры сгорания и полостей охлаждения задавались с использованием методик, разработанных в СПбГПУ. Расчет температурных полей в головке цилиндров проводился для установившихся режимов работы двигателя с частотой вращения коленчатого вала от 2500 до 5600 об/мин по внешней скоростной и нагрузочным характеристикам. В качестве расчетной схемы головки блока цилиндров двигателя ВАЗ выбрана секция головки, относящаяся к первому цилиндру. При моделировании теплового состояния использован метод конечных элементов в трехмерной постановке. Полная картина тепловых полей для расчетной модели приведена на рис. 5. Результаты расчетного исследования представлены в виде изменения температур в теле головки цилиндров в местах установки термопар. Сопоставление данных расчета и эксперимента показало их удовлетворительную сходимость, погрешность расчета не превысила 3 4%. 12

14 Выпускной канал, ϕ = 190 Впускной канал, ϕ = 380 ϕ =190 ϕ = 380 Рис.2. Поля скоростей движения рабочего тела в выпускном и впускном каналах двигателя ВАЗ-2108 (n = 5600) α (Вт/м 2 К) α (Вт/м 2 К) ,0 0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 S -б- 0 0,0 0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 S -а- Рис. 3. Кривые изменения интенсивностей теплообмена по внешним поверхностям -а- Выпускной канал -б- Впускной канал. 13

15 α (Вт/м 2 К) в начале впускного канале в середине впускного канале в конце впускного канале сечение-1 α (Вт/м 2 К) в начале выпускного канала в середине выпускного канала в конце выпускного канала сечение Угол поворота Угол поворота -б- Впускной канал -а- Выпускной канал Рис. 4. Кривые изменения интенсивностей теплообмена в зависимости от угла поворота коленчатого вала. -а- -б- Рис. 5. Общий вид конечно-элементной модели головки цилиндров (а) и расчетные поля температур (n=5600 об/мин) (б). 14

16 Выводы по работе. По результатам проведенной работы можно сделать следующие основные выводы: 1. Предложена и реализована новая одномерно-трехмерная модель расчета сложных пространственных процессов течения рабочего тела и теплообмена в каналах головки блока цилиндров произвольного поршневого ДВС, отличающаяся большей по сравнению с ранее предложенными методами точностью и полной универсальностью результатов. 2. Получены новые данные об особенностях газодинамики и теплообмена в газовоздушных каналах, подтверждающие сложный пространственно неравномерный характер процессов, практически исключающий возможность моделирования в одномерных и двумерных вариантах постановках задачи. 3. Подтверждена необходимость задания граничных условий для расчета задачи газодинамики впускных и выпускных каналов исходя из решения задачи нестационарного течения газа в трубопроводах и каналах многоцилиндрового двигателя. Доказана возможность рассмотрения этих процессов в одномерной постановке. Предложена и реализована методика расчета этих процессов на базе метода характеристик. 4. Проведенное экспериментальное исследование позволило внести уточнения в разработанные расчетные методики и подтвердило их точность и достоверность. Сопоставление расчетных и замеренных температур в детали показало максимальную погрешность результатов, не превышающую 4%. 5. Предложенная расчетно-экспериментальная методика может быть рекомендована для внедрения на предприятиях отрасли двигателестроения при проектировании новых и доводке уже существующих поршневых четырехтактных ДВС. 15

17 По теме диссертации опубликованы следующие работы: 1. Шабанов А.Ю., Машкур М.А. Разработка модели одномерной газодинамики во впускных и выпускных системах двигателей внутреннего сгорания// Деп. в ВИНИТИ: N1777-B2003 от, 14 с. 2. Шабанов А.Ю., Зайцев А.Б., Машкур М.А. Конечно-элементный метод расчета граничных условий теплового нагружения головки блока цилиндров поршнвого двигателя// Деп. в ВИНИТИ: N1827-B2004 от, 17 с. 3. Шабанов А.Ю., Махмуд Машкур А. Расчетно-экспериментальной исследование температурного состояния головки блока цилиндров двигателя // Двигателестроение: Научно-технический сборник, повященный 100-летию со дня рождения Заслуженного деятеля науки и техники Российской Федерации профессора Н.Х. Дьяченко // Отв. ред. Л. Е. Магидович. СПб.: Изд-во Политехнического ун-та, с Шабанов А.Ю., Зайцев А.Б., Машкур М.А. Новый метод расчета граничных условий теплового нагружения головки блока цилиндров поршневого двигателя // Двигателестроение, N5 2004, 12 с. 5. Шабанов А.Ю., Махмуд Машкур А. Применение метода конечных элементов при определении граничных условий теплового состояния головки цилиндра // XXXIII Неделя науки СПбГПУ: Материалы межвузовской научной конференции. СПб.: Изд-во Политехнического ун-та, 2004, с Машкур Махмуд А., Шабанов А.Ю. Применение метода характеристик к исследованию параметров газа в газовоздушных каналах ДВС. XXXI Неделя науки СПбГПУ. Ч. II. Материалы межвузовской научной конференции. СПб.: Изд-во СПбГПУ, 2003, с

18 Работа выполнена в Государственном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Санкт-Петербургский государственный политехнический университет», на кафедре двигателей внутреннего сгорания. Научный руководитель - кандидат технических наук, доцент Шабанов Александр Юрьевич Официальные оппоненты - доктор технических наук, профессор Ерофеев Валентин Леонидович кандидат технических наук, доцент Кузнецов Дмитрий Борисович Ведущая организация - ГУП «ЦНИДИ» Защита состоится 2005 г. в часов на заседании диссертационного совета Д при Государственном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Санкт-Петербургский государственный политехнический университет»по адресу: , Санкт- Петербург, ул. Политехническая 29, Главное здание, ауд.. С диссертацией можно ознакомиться в фундаментальной библиотеке ГОУ «СПбГПУ». Автореферат разослан 2005 г. Ученый секретарь диссертационного совета, Доктор технических наук, доцент Хрусталёв Б.С.

На правах рукописи Булгаков Николай Викторович МАТЕМАТИЧЕСКОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ И ЧИСЛЕННЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ТУРБУЛЕНТНОГО ТЕПЛОМАССОПЕРЕНОСА В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 05.13.18 -Математическое моделирование,

ОТЗЫВ официального оппонента Драгомирова Сергея Григорьевича на диссертацию Смоленской Натальи Михайловны «Улучшение экономичности двигателей с искровым зажиганием за счет применения газовых композитных

ОТЗЫВ официального оппонента к.т.н., Кудинова Игоря Васильевича на диссертацию Супельняк Максима Игоревича «Исследование циклических процессов теплопроводности и термоупругости в термическом слое твердого

Лабораторная работа 1. Расчет критериев подобия для исследования процессов тепло- и массопередачи в жидкостях. Цель работы Использование инструментальных средств электронных таблиц MS Excel при расчете

12 июня 2017 г. Совместный процесс конвекции и теплопроводности называется конвективным теплообменом. Естественная конвекция вызывается разностью удельных весов неравномерно нагретой среды, осуществляется

РАСЧЕТНО-ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЙ МЕТОД ОПРЕДЕЛЕНИЯ КОЭФФИЦИЕНТА РАСХОДА ПРОДУВОЧНЫХ ОКОН ДВУХТАКТНОГО ДВИГАТЕЛЯ С КРИВОШИПНО-КАМЕРНОЙ Е.А. Герман, А.А. Балашов, А.Г. Кузьмин 48 Мощностные и экономические показатели

УДК 621.432 МЕТОДИКА ОЦЕНКИ ГРАНИЧНЫХ УСЛОВИЙ ПРИ РЕШЕНИИ ЗАДАЧИ ОПРЕДЕЛЕНИЯ ТЕПЛОВОГО СОСТОЯНИЯ ПОРШНЯ ДВИГАТЕЛЯ 4Ч 8,2/7,56 Г.В. Ломакин Предложена универсальная методика оценки граничных условий при

Секция «ПОРШНЕВЫЕ И ГАЗОТУРБИННЫЕ ДВИГАТЕЛИ». Метод повышения наполнения цилиндров высокооборотного двигателя внутреннего сгорания д.т.н. проф. Фомин В.М., к.т.н. Руновский К.С., к.т.н. Апелинский Д.В.,

УДК 621.43.016 А.В. Тринев, канд. техн. наук, А.Г. Косулин, канд. техн. наук, А.Н. Авраменко, инж. ИСПОЛЬЗОВАНИЕ ЛОКАЛЬНОГО ВОЗДУШНОГО ОХЛАЖДЕНИЯ КЛАПАННОГО УЗЛА ДЛЯ ФОРСИРОВАННЫХ АВТОТРАКТОРНЫХ ДИЗЕЛЕЙ

КОЭФФИЦИЕНТ ТЕПЛООТДАЧИ ВЫПУСКНОГО КОЛЛЕКТОРА ДВС Сухонос Р. Ф., магистрант ЗНТУ Руководитель Мазин В. А., канд. техн. наук, доц. ЗНТУ С распространением комбинированных ДВС становится важным изучение

НЕКОТОРЫЕ НАУЧНО-МЕТОДИЧЕСКИЕ НАПРАВЛЕНИЯ ДЕЯТЕЛЬНОСТИ РАБОТНИКОВ СИСТЕМЫ ДПО В АЛТГТУ РАСЧЕТНО-ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЙ МЕТОД ОПРЕДЕЛЕНИЯ КОЭФФИЦИЕНТА РАСХОДА ПРОДУВОЧНЫХ ОКОН ДВУХТАКТНОГО ДВИГАТЕЛЯ С КРИВОШИПНО-КАМЕРНОЙ

ГОСУДАРСТВЕННОЕ КОСМИЧЕСКОЕ АГЕНСТВО УКРАИНЫ ГОСУДАРСТВЕННОЕ ПРЕДПРИЯТИЕ «КОНСТРУКТОРСКОЕ БЮРО «ЮЖНОЕ» ИМ. М.К. ЯНГЕЛЯ» На правах рукописи Шевченко Сергей Андреевич УДК 621.646.45 УСОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ ПНЕВМОСИСТЕМЫ

АННОТАЦИЯ дисциплины (учебного курса) М2.ДВ4 Локальный теплообмен в ДВС (шифр и наименование дисциплины (учебного курса)) Современное развитие техники требует широкого внедрения в промышленность новых

ТЕПЛОПРОВОДНОСТЬ В НЕСТАЦИОНАРНОМ ПРОЦЕССЕ Расчет температурного поля и тепловых потоков в процессе теплопроводности рассмотрим на примере нагрева или охлаждения твердых тел, поскольку в твердых телах

ОТЗЫВ официального оппонента о диссертационной работе Москаленко Ивана Николаевича «СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ МЕТОДОВ ПРОФИЛИРО- ВАНИЯ БОКОВОЙ ПОВЕРХНОСТИ ПОРШНЕЙ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ», представленной

УДК 621.43.013 Е.П. Воропаев, инж. МОДЕЛИРОВАНИЕ ВНЕШНЕЙ СКОРОСТНОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЯ СПОРТБАЙКА SUZUKI GSX-R750 Введение Применение трехмерных газодинамических моделей в проектировании поршневых

94 Техника и технологии УДК 6.436 П. В. Дворкин Петербургский государственный университет путей сообщения ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА ТЕПЛООТДАЧИ В СТЕНКИ КАМЕРЫ СГОРАНИЯ В настоящее время не существует единого

ОТЗЫВ официального оппонента на диссертационную работу Чичиланова Ильи Ивановича, выполненную на тему «Совершенствование методики и средств диагностирования дизельных двигателей» на соискание ученой степени

УДК 60.93.6:6.43 Е. А. Кочетков, А. С. Курылев ÃÐÀÍÈ ÍÛÅ ÏÀÐÀÌÅÒÐÛ ÈÑÑËÅÄÎÂÀÍÈÉ ÊÀÂÈÒÀÖÈÎÍÍÛÕ ÐÀÇÐÓØÅÍÈÉ ÎÁÐÀÇÖÎÂ ÍÀ ÝÊÑÏÅÐÈÌÅÍÒÀËÜÍÎÉ ÓÑÒÀÍÎÂÊÅ Исследования кавитационного износа на двигателях внутреннего

Лабораторная работа 4 ИССЛЕДОВАНИЕ ТЕПЛООТДАЧИ ПРИ СВОБОДНОМ ДВИЖЕНИИ ВОЗДУХА Задание 1. Провести теплотехнические измерения для определения коэффициента теплоотдачи горизонтальной (вертикальной) трубы

УДК 612.43.013 Рабочие процессы в ДВС А.А. Хандримайлов, инж., В.Г. Солодов, д-р техн. наук СТРУКТУРА ТЕЧЕНИЯ ВОЗДУШНОГО ЗАРЯДА В ЦИЛИНДРЕ ДИЗЕЛЯ НА ТАКТЕ ВПУСКА И СЖАТИЯ Введение Процесс объемно-пленочного

УДК 53.56 АНАЛИЗ УРАВНЕНИЙ ЛАМИНАРНОГО ПОГРАНИЧНОГО СЛОЯ Докт. техн. наук, проф. ЕСЬМАН Р. И. Белорусский национальный технический университет При транспортировании жидких энергоносителей в каналах и трубопроводах

УТВЕРЖДАЮ: ьд у I / - гт л. эоректор по научной работе и А * ^ 1 доктор биологиче-!ссор М.Г. Барышев ^., - * с^х \"л, 2015 г. ОТЗЫВ ВЕДУЩЕЙ ОРГАНИЗАЦИИ на диссертационную работу Ярцевой Елены Павловны

ТЕПЛОПЕРЕДАЧА План лекции: 1. Теплоотдача при свободном движении жидкости в большом объёме. Теплоотдача при свободном движении жидкости в ограниченном пространстве 3. Вынужденное движение жидкости (газа).

ЛЕКЦИЯ 13 РАСЧЕТНЫЕ УРАВНЕНИЯ В ПРОЦЕССАХ ТЕПЛООБМЕНА Определение коэффициентов теплоотдачи в процессах без изменения агрегатного состояния теплоносителя Теплообменные процессы без изменения агрегатного

ОТЗЫВ официального оппонента на диссертацию Некрасовой Светланы Олеговны «Разработка обобщенной методики проектирования двигателя с внешним подводом тепла с пульсационной трубой», представленную к защите

15.1.2. КОНВЕКТИВНАЯ ТЕПЛООТДАЧА ПРИ ВЫНУЖДЕННОМ ДВИЖЕНИИ ТЕКУЧЕЙ СРЕДЫ В ТРУБАХ И КАНАЛАХ В этом случае безразмерный коэффициент теплоотдачи критерий (число) Нуссельта зависит от критерия Грасгофа (при

ОТЗЫВ официального оппонента Цыдыпова Балдандоржо Дашиевича на диссертационную работу Дабаевой Марии Жалсановны «Метод исследования колебаний систем твердых тел, установленных на упругом стержне, на основе

РОССИЙСКАЯ ФЕДЕРАЦИЯ (19) RU (11) (51) МПК F02B 27/04 (2006.01) F01N 13/08 (2010.01) 169 115 (13) U1 R U 1 6 9 1 1 5 U 1 ФЕДЕРАЛЬНАЯ СЛУЖБА ПО ИНТЕЛЛЕКТУАЛЬНОЙ СОБСТВЕННОСТИ (12) ОПИСАНИЕ ПОЛЕЗНОЙ МОДЕЛИ

МОДУЛЬ. КОНВЕКТИВНЫЙ ТЕПЛООБМЕН В ОДНОФАЗНЫХ СРЕДАХ Специальность 300 «Техническая физика» Лекция 10. Подобие и моделирование процессов конвективного теплообмена Моделирование процессов конвективного теплообмена

УДК 673 РВ КОЛОМИЕЦ (Украина, Днепропетровск, Институт технической механики НАН Украины и ГКА Украины) КОНВЕКТИВНЫЙ ТЕПЛООБМЕН В АЭРОФОНТАННОЙ СУШИЛКЕ Постановка проблемы Конвективная сушка продуктов основана

Отзыв официального оппонента на диссертационную работу Подрыги Виктории Олеговны «Многомасштабное численное моделирование течений газа в каналах технических микросистем», представленную на соискание ученой

ОТЗЫВ официального оппонента на диссертацию Алюкова Сергея Викторовича «Научные основы инерционных бесступенчатых передач повышенной нагрузочной способности», представленную на соискание ученой степени

Министерство образования и науки Российской Федерации Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования САМАРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АЭРОКОСМИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ имени академика

ОТЗЫВ официального оппонента Павленко Александра Николаевича на диссертацию Баканова Максима Олеговича «Исследование динамики процесса порообразования при термической обработке пеностекольной шихты», представленную

Д"спбпу a"" ротэга o " "а IIIII I Л 1!! ^.1899... Г МИНОБРНАУКИ РОССИИ федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего образования «Санкт-Петербургский политехнический университет

ОТЗЫВ официального оппонента на диссертацию ЛЕПЕШКИНА Дмитрия Игоревича на тему «Улучшение показателей дизеля в условиях эксплуатации повышением стабильности работы топливной аппаратуры», представленной

Отзыв официального оппонента на диссертационную работу Кобяковой Юлии Вячеславовны на тему: "Качественный анализ ползучести нетканых материалов на стадии организации их производства с целью повышения конкурентоспособности,

Испытания проводились на моторном стенде с инжекторным двигателем ВАЗ-21126. Двигатель был установлен на тормозном стенде типа «MS-VSETIN», оборудованном измерительной аппаратурой, позволяющей контролировать

Электронный журнал «Техническая акустика» http://webceter.ru/~eeaa/ejta/ 004, 5 Псковский политехнический институт Россия, 80680, г. Псков, ул. Л. Толстого, 4, e-mail: [email protected] О скорости звука

Отзыв официального оппонента на диссертационную работу Егоровой Марины Авинировны на тему: "Разработка методов моделирования, прогнозирования и оценки эксплуатационных свойств полимерных текстильных канатов

В пространстве скоростей. Данная работа фактически направлена на создание промышленного пакета для расчетов течений разреженного газа на основе решения кинетического уравнения с модельным интегралом столкновений.

ОСНОВЫ ТЕОРИИ ТЕПЛООБМЕНА Лекция 5 План лекции: 1. Общие понятия теории конвективного теплообмена. Теплоотдача при свободном движении жидкости в большом объёме 3. Теплоотдача при свободном движении жидкости

НЕЯВНЫЙ МЕТОД РЕШЕНИЯ СОПРЯЖЁННЫХ ЗАДАЧ ЛАМИНАРНОГО ПОГРАНИЧНОГО СЛОЯ НА ПЛАСТИНЕ План занятия: 1 Цель работы Дифференциальные уравнения теплового пограничного слоя 3 Описание решаемой задачи 4 Метод решения

Методика расчета температурного состояния головных частей элементов ракетно-космической техники при их наземной эксплуатации # 09, сентябрь 2014 Копытов В. С., Пучков В. М. УДК: 621.396 Россия, МГТУ им.

Напряжений и реальную работу фундаментов при малоцикловых нагрузках с учетом предыстории нагружений. В соответствии с этим, тема исследований является актуальной. Оценка структуры и содержания работы В

ОТЗЫВ официального оппонента доктора технических наук, профессора Павлова Павла Ивановича на диссертационную работу Кузнецова Алексея Николаевича на тему: «Разработка системы активного шумоподавления в

1 Министерство образования и науки Российской Федерации Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение Высшего профессионального образования «Владимирский государственный университет

В диссертационный совет Д 212.186.03 ФГБОУ ВО «Пензенский государственный университет» Учёному секретарю д.т.н., профессору Воячеку И.И. 440026, г. Пенза, ул. Красная, 40 ОТЗЫВ ОФИЦИАЛЬНОГО ОППОНЕНТА Семенова

УТВЕРЖДАЮ: Первый проректор, проректор по научной и инновационной работе федерального государственного бюджетного образовательного учреждецщ^^ысшего образования ^ ^сударственный университет)игорьевича

КОНТРОЛЬНО-ИЗМЕРИТЕЛЬНЫЕ МАТЕРИАЛЫ по дисциплине «Силовые агрегаты» Вопросы к зачету 1. Для чего предназначен двигатель, и какие типы двигателей устанавливают на отечественных автомобилях? 2. Классификация

Д.В. Гринев (к. т. н.), М.А. Донченко (к. т. н., доцент), А.Н. Иванов (аспирант), А.Л. Перминов (аспирант) РАЗРАБОТКА МЕТОДИКИ РАСЧЕТА И КОНСТРУИРОВАНИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ РОТОРНО-ЛОПАСТНОГО ТИПА С ВНЕШНИМ ПОДВОДОМ

Трехмерное моделирование рабочего процесса в авиационном роторно-поршневом двигателе Зеленцов А.А., Минин В.П. ЦИАМ им. П.И. Баранова Отд. 306 «Авиационные поршневые двигатели» 2018 Цель работы Роторно-поршневые

НЕИЗОТЕРМИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ ТРАНСПОРТА ГАЗА Трофимов АС, Куцев ВА, Кочарян ЕВ г Краснодар При описании процессов перекачки природного газа по МГ, как правило, рассматриваются отдельно задачи гидравлики и теплообмена

УДК 6438 МЕТОД РАСЧЕТА ИНТЕНСИВНОСТИ ТУРБУЛЕНТНОСТИ ПОТОКА ГАЗА НА ВЫХОДЕ ИЗ КАМЕРЫ СГОРАНИЯ ГАЗОТУРБИННОГО ДВИГАТЕЛЯ 007 А В Григорьев, В А Митрофанов, О А Рудаков, А В Соловьева ОАО «Климов», г Санкт-Петербург

ДЕТОНАЦИЯ ГАЗОВОЙ СМЕСИ В ШЕРОХОВАТЫХ ТРУБАХ И ЩЕЛЯХ В.Н. ОХИТИН С.И. КЛИМАЧКОВ И.А. ПЕРЕВАЛОВ Московский Государственный Технический Университет им. Н.Э. Баумана Москва Россия Газодинамические параметры

Лабораторная работа 2 ИССЛЕДОВАНИЕ ТЕПЛООТДАЧИ ПРИ ВЫНУЖДЕННОЙ КОНВЕКЦИИ Цель работы экспериментальное определение зависимости коэффициента теплоотдачи от скорости движения воздуха в трубе. Полученные

Лекция. Диффузионный пограничный слой. Уравнения теории пограничного слоя при наличии массообмена Понятие пограничного слоя, рассмотренное в п. 7. и 9. (для гидродинамического и теплового пограничных слоев

ЯВНЫЙ МЕТОД РЕШЕНИЯ УРАВЕНЕНИЙ ЛАМИНАРНОГО ПОГРАНИЧНОГО СЛОЯ НА ПЛАСТИНЕ Лабораторная работа 1, План занятия: 1. Цель работы. Методы решения уравнений пограничного слоя (методический материал) 3. Дифференциальные

УДК 621.436 Н. Д. Чайнов, Л. Л. Мягков, Н. С. Маластовский МЕТОДИКА РАСЧЕТА СОГЛАСОВАННЫХ ТЕМПЕРАТУРНЫХ ПОЛЕЙ КРЫШКИ ЦИЛИНДРА С КЛАПАНАМИ Предложена методика расчета согласованных полей крышки цилиндра

# 8, август 6 УДК 533655: 5357 Аналитические формулы для расчета тепловых потоков на затупленных телах малого удлинения Волков МН, студент Россия, 55, г Москва, МГТУ им Н Э Баумана, Аэрокосмический факультет,

Отзыв официального оппонента на диссертацию Самойлова Дениса Юрьевича «Информационно-измерительная и управляющая система для интенсификации добычи нефти и определения обводненности продукции скважин»,

Федеральное агентство по образованию Государственное образовательное учреждение Высшего профессионального образования Тихоокеанский Государственный университет Тепловая напряженность деталей ДВС Методические

Отзыв официального оппонента доктора технических наук, профессора Лабудина Бориса Васильевича на диссертационную работу Сюй Юня на тему: «Повышение несущей способности соединений элементов деревянных конструкций

Отзыв официального оппонента Львова Юрия Николаевича на диссертацию МЕЛЬНИКОВОЙ Ольги Сергеевны «Диагностика главной изоляции силовых маслонаполненных электроэнергетических трансформаторов по статистическому

УДК 536.4 Горбунов А.Д. д-р техн. наук, проф., ДГТУ ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА ТЕПЛООТДАЧИ ПРИ ТУРБУЛЕНТНОМ ТЕЧЕНИИ В ТРУБАХ И КАНАЛАХ АНАЛИТИЧЕСКИМ МЕТОДОМ Аналитический расчёт коэффициента теплоотдачи

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 »

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.

Использование резонансных выхлопных труб на моторных моделях всех классов позволяет резко повысить спортивные результаты соревнований. Однако геометрические параметры труб определяются, как правило, методом проб и ошибок, поскольку до настоящего времени не существует ясного понимания и четкого толкования процессов, происходящих в этих газодинамических устройствах. А в немногочисленных источниках информации по этому поводу приводятся противоречивые выводы, имеющие произвольную трактовку.

Для детального исследования процессов в трубах настроенного выхлопа была создана специальная установка. Она состоит из стенда для запуска двигателей, переходника мотор - труба со штуцерами для отбора статического и динамического давления, двух пьезоэлектрических датчиков, двухлучевого осциллографа С1-99, фотоаппарата, резонансной выхлопной трубы от двигателя R-15 с «телескопом» и самодельной трубы с чернением поверхности и дополнительной теплоизоляцией.

Давление в трубах в районе выхлопа определялось следующим образом: мотор выводился на резонансные обороты (26000 об/мин), данные с присоединенных к штуцерам отбора давления пьезоэлектрических датчиков выводились на осциллограф, частота развертки которого синхронизирована с частотой вращения двигателя, и осциллограмма регистрировалась на фотопленку.

После проявления пленки в контрастном проявителе изображение переносилось на кальку в масштабе экрана осциллографа. Результаты для трубы от двигателя R-15 приведены на рисунке 1 и для самодельной трубы с чернением и дополнительной теплоизоляцией - на рисунке 2.

На графиках:

Р дин - динамическое давление, Р ст - статическое давление. ОВО - открытие выхлопного окна, НМТ - нижняя мертвая точка, ЗВО - закрытие выхлопного окна.

Анализ кривых позволяет выявить распределение давления на входе резонансной трубы в функции фазы поворота коленвала. Повышение динамического давления с момента открытия выхлопного окна с диаметром выходного патрубка 5 мм происходит для R-15 приблизительно до 80°. А его минимум находится в пределах 50° - 60° от нижней мертвой точки при максимальной продувке. Повышение давления в отраженной волне (от минимума) в момент закрытия выхлопного окна составляет около 20% от максимального значения Р. Запаздывание в действии отраженной волны выхлопных газов - от 80 до 90°. Для статического давления характерно повышение в пределах 22° с «плато» на графике вплоть до 62° от момента открытия выхлопного окна, с минимумом, находящимся в 3° от момента нижней мертвой точки. Очевидно, что в случае использования аналогичной выхлопной трубы колебания продувки происходят в 3°… 20° после нижней мертвой точки, а отнюдь не в 30° после открытия выхлопного окна, как считалось ранее.

Данные исследования самодельной трубы отличаются от данных R-15. Повышение динамического давления до 65° от момента открытия выхлопного окна сопровождается минимумом, расположенным в 66° после нижней мертвой точки. При этом повышение давления отраженной волны от минимума составляет около 23%. Запаздывание в действии выхлопных газов меньше, что связано, вероятно, с увеличением температуры в теплоизолированной системе, и составляет около 54°. Колебания продувки отмечаются в 10° после нижней мертвой точки.

Сравнивая графики, можно заметить, что статическое давление в теплоизолированной трубе в момент закрытия выхлопного окна меньше, чем в R-15. Однако динамическое давление имеет максимум отраженной волны в 54° после закрытия выхлопного окна, а в R-15 этот максимум сдвинут на целых 90“! Отличия связаны с разницей в диаметрах выхлопных патрубков: на R-15, как уже указывалось, диаметр равен 5 мм, а на теплоизолированной - 6,5 мм. Кроме того, за счет более совершенной геометрии трубы R-15 коэффициент восстановления статического давления у нее больше.

Коэффициент полезного действия резонансной выхлопной трубы в значительной мере зависит от геометрических параметров самой трубы, сечения выхлопного патрубка двигателя, температурного режима и фаз газораспределения.

Применение контротражателей и подбор температурного режима резонансной выхлопной трубы позволит сместить максимум давления отраженной волны выхлопных газов к моменту закрытия выхлопного окна и таким образом резко увеличить эффективность ее действия.