Газодинамические процессы в выхлопной системе. Выхлопные системы двигателей внутреннего сгорания. Газодинамика и расходные характеристики процесса выпуска поршневого двигателя внутреннего сгорания с наддувом

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.

В данной статье рассматриваются вопросы оценки влияния резонатора на наполнение двигателя. В ка-честве примера предложен резонатор – по объему равный объему цилиндра двигателя. Геометрия впуск-ного тракта вместе с резонатором была импортирована в программу FlowVision. Математическое моде-лирование было проведено с учетом всех свойств движущегося газа. Для оценки расхода через впускную систему, оценки скорости потока в системе и относительного давления воздуха в клапанной щели было проведено компьютерное моделирование, которое показало эффективность применения дополнительной емкости. Была проведена оценка изменения расхода через клапанную щель, скорости движения потока, давления и плотности потока для стандартной, модернизированной и впускной системы с рессивером. При этом увеличивается масса поступающего воздуха, снижается скорость движения потока и увеличи-вается плотность воздуха, поступающего в цилиндр, что благоприятно отражается на выходных показа-телях ДВС.

впускной тракт

резонатор

наполнение цилиндра

математическое моделирование

модернизированный канал.

1. Жолобов Л. А., Дыдыкин А. М. Математическое моделирование процессов газообмена ДВС: Монография. Н.Н.: НГСХА, 2007.

2. Дыдыкин А. М., Жолобов Л. А. Газодинамические исследования ДВС методами численного моделирования // Тракторы и сельскохозяйственные машины. 2008. № 4. С. 29-31.

3. Прицкер Д. М., Турьян В. А. Аэромеханика. М.: Оборонгиз, 1960.

4. Хайлов М. А. Расчетное уравнение колебания давления во всасывающем трубопроводе двигателя внутреннего сгорания // Тр. ЦИАМ. 1984. № 152. С.64.

5. Сонкин В. И. Исследование течения воздуха через клапанную щель // Тр. НАМИ. 1974. Вып.149. С.21-38.

6. Самарский А. А., Попов Ю. П. Разностные методы решения задач газовой динамики. М.: Наука,1980. С.352.

7. Рудой Б. П. Прикладная нестационарная газодинамика: Учебное пособие. Уфа: Уфимский авиационный институт,1988. С.184.

8. Маливанов М. В., Хмелев Р. Н. К вопросу разработки математического и программного обеспечения расчета газодинамических процессов в ДВС: Материалы IX Международной научно-практической конференции. Владимир, 2003. С. 213-216.

Величина крутящего момента двигателя пропорционально поступившей массе воздуха, отнесенной к частоте вращения. Повышение наполнения цилиндра бензинового ДВС путем модернизации впускного тракта приведет к увеличению давления конца впуска, улучшенному смесеобразованию, росту технико-экономических показателей работы двигателя и снижению токсичности отработавших газов.

Основные требования, предъявляемые к впускному тракту, заключаются в обеспечении минимального сопротивления на впуске и равномерном распределении горючей смеси по цилиндрам двигателя.

Обеспечение минимального сопротивления на впуске может быть достигнуто путем устранения шероховатости внутренних стенок трубопроводов, а также резких изменений направления потока и устранения внезапных сужений и расширений тракта.

Значительное влияние на наполнение цилиндра обеспечивают различные виды наддува. Самый простой вид наддува заключается в использовании динамики поступающего воздуха. Большой объём ресивера частично создает резонансные эффекты в определённом диапазоне частот вращения, которые приводят к улучшению наполнения. Однако они имеют, как следствие, динамические недостатки, например, отклонения в составе смеси при быстром изменении нагрузки. Почти идеальное протекание крутящего момента обеспечивает переключение впускной трубы, при котором, например, в зависимости от нагрузки двигателя, частоты вращения и положения дроссельной заслонки возможны вариации:

Длины пульсационной трубы;

Переключение между пульсационными трубами различной длины или диаметра;
- выборочное отключение отдельной трубы одного цилиндра при наличии большого их количества;
- переключение объёма ресивера.

При резонансном наддуве группы цилиндров с одинаковым интервалом вспышек присоединяют короткими трубами к резонансным ресиверам, которые через резонансные трубы соединяются с атмосферой или же со сборным ресивером, действующим в качестве резонатора Гёльмгольца. Он представляет собой сосуд сферической формы с открытой горловиной. Воздух в горловине является колеблющейся массой, а объем воздуха в сосуде играет роль упругого элемента. Разумеется, такое разделение справедливо лишь приближенно, так как некоторая часть воздуха в полости обладает инерционным сопротивлением. Однако при достаточно большой величине отношения площади отверстия к площади сечения полости точность такого приближения вполне удовлетворительна. Основная часть кинетической энергии колебаний оказывается сосредоточенной в горловине резонатора, где колебательная скорость частиц воздуха имеет наибольшую величину.

Резонатор впуска устанавливается между дроссельной заслонкой и цилиндром. Он начинает действовать, когда дроссель прикрыт достаточно, чтобы его гидравлическое сопротивление стало сопоставимым с сопротивлением канала резонатора. При движении поршня вниз горючая смесь поступает в цилиндр двигателя не только из-под дросселя, но и из ёмкости. При уменьшении разрежения резонатор начинает всасывать в себя горючую смесь. Сюда же пойдет часть, и довольно большая, обратного выброса.
В статье анализируется движение потока во впускном канале 4-х тактного бензинового ДВС при номинальной частоте вращения коленчатого вала на примере двигателя ВАЗ-2108 при частоте вращения коленчатого вала n=5600мин-1.

Данная исследовательская задача решалась математическим путём с использованием программного комплекса для моделирования газо-гидравлических процессов. Моделирование проведено с использованием программного комплекса FlowVision. Для этой цели получена и импортирована геометрия (под геометрией понимаются внутренние объемы двигателя - впускные и выпускные трубопроводы, надпоршневой объем цилиндра) при помощи различных стандартных форматов файлов. Это позволяет использовать САПР SolidWorks для создания расчетной области.

Под областью расчета понимается объем, в котором определены уравнения математической модели, и граница объема, на которой определены граничные условия, затем сохранить полученную геометрию в поддерживаемом FlowVision формате и использовать ее при создании нового расчетного варианта.

В данной задаче использовался формат ASCII, binary, в расширении stl, тип StereoLithographyformat с угловым допуском 4.0 градуса и отклонением 0,025 метра для повышения точности получаемых результатов моделирования.

После получения трехмерной модели расчетной области задается математическая модель (совокупность законов изменения физических параметров газа для данной задачи).

В данном случае принято существенно дозвуковое течение газа при малых числах Рейнольдса, которое описывается моделью турбулентного течения полностью сжимаемого газа с использованием стандартной k-e модели турбулентности. Данная математическая модель описывается системой, состоящей из семи уравнений: два уравнения Навье - Стокса, уравнения неразрывности, энергии, состояния идеального газа, массопереноса и уравнения для кинетической энергии турбулентных пульсаций .

(2)

Уравнение энергии (полная энтальпия)

Уравнение состояния идеального газа:

Турбулентные составляющие связаны с остальными переменными через величину турбулентной вязкости , которая вычисляется в соответствии со стандартной k-ε моделью турбулентности.

Уравнения для k и ε

турбулентная вязкость:

константы, параметры и источники:

(9)

(10)

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

Рабочим веществом в процессе впуска является воздух, в данном случае рассматриваемый как идеальный газ. Начальные значения параметров задаются для всей расчетной области: температура, концентрация, давление и скорость. Для давления и температуры начальные параметры равны опорным. Скорость внутри расчетной области по направлениям X, Y, Z равна нулю. Переменные температура и давление во FlowVision представляются относительными значениями, абсолютные значения которых вычисляются по формуле :

fa = f + fref, (11)

где fa - абсолютное значение переменной, f - рассчитываемое относительное значение переменной, fref - опорная величина.

Граничные условия задаются для каждой из расчетных поверхностей. Под граничными условиями следует понимать совокупность уравнений и законов, характерных для поверхностей расчетной геометрии. Граничные условия необходимы для определения взаимодействия расчетной области и математической модели. На странице для каждой поверхности указывается конкретный тип граничного условия. На входные окна впускного канала устанавливается тип граничного условия - свободный вход. На остальные элементы - стенка- граница, не пропускающая и не передающая расчетные параметры далее расчетной области. Кроме всех вышеперечисленных граничных условий, необходимо учитывать граничные условия на подвижных элементах, включенных в выбранную математическую модель.

К подвижным деталям относятся впускной и выпускной клапана, поршень. На границах подвижных элементов определяем тип граничного условия стенка.

Для каждого из подвижных тел задается закон движения. Изменение скорости поршня определяется формулой . Для определения законов движения клапанов были сняты кривые подъема клапана через 0,50 с точностью 0,001 мм. Затем рассчитывались скорость и ускорения движения клапана. Полученные данные преобразованы в динамические библиотеки (время - скорость).

Следующий этап в процессе моделирования - генерирование расчетной сетки. FlowVision использует локально адаптивную расчетную сетку. Вначале создается начальная расчетная сетка, а затем указываются критерии измельчения сетки, в соответствии с которыми FlowVision разбивает ячейки начальной сетки до нужной степени. Адаптация выполнена как по объему проточной части каналов, так и по стенкам цилиндра. В местах с возможной максимальной скоростью создаются адаптации с дополнительным измельчением расчетной сетки. По объему измельчение проведено до 2 уровня в камере сгорания и до 5 уровня в клапанных щелях, по стенкам цилиндра адаптация выполнена до 1 уровня. Это необходимо для увеличения шага интегрирования по времени при неявном методе расчета. Связано это с тем, что шаг по времени определяется как отношение размера ячейки к максимальной скорости в ней.

Перед началом постановки на расчет созданного варианта необходимо задать параметры численного моделирования. При этом задается время продолжения расчета равное одному полному циклу работы ДВС - 7200 п.к.в., число итераций и частота сохранения данных варианта расчета. Для последующей обработки сохраняются определенные этапы расчета. Задается шаг по времени и опции процесса расчета. В данной задаче требуется задание шага по времени - способ выбора: неявная схема с максимальным шагом 5е-004с, явное число CFL - 1. Это означает, что шаг по времени определяет сама программа в зависимости от сходимости уравнений давления.

В постпроцессоре настраиваются и задаются интересующие нас параметры визуализации полученных результатов. Моделирование позволяет получать требуемые слои визуализации после завершения основного расчета, основываясь на сохраняемых с определенной периодичностью этапах расчета. Кроме того, постпроцессор позволяет передавать полученные числовые значения параметров исследуемого процесса в виде информационного файла во внешние редакторы электронных таблиц и получать зависимость от времени таких параметров, как скорость, расход, давление и т.д.

На рис.1 представлена установка ресивера на впускной канал ДВС. Объем ресивера равен объему одного цилиндра двигателя. Ресивер установлен максимально близко к впускному каналу.

Собственная частота резонатора Гельмгольца равна:

(12)

где F - частота, Гц; C0 - скорость звука в воздухе (340 м/с); S - сечение отверстия, м2; L - длина трубы, м; V - объем резонатора, м3.

Для нашего примера имеем следующие значения:

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

После расчета F=374 Гц, что соответствует частоте вращения коленчатого вала n=5600мин-1.

После постановки на расчет созданного варианта и после задания параметров численного моделирования получены следующие данные: расхода, скорости, плотности, давления, температуры газового потока во впускном канале ДВС по углу поворота коленчатого вала.

Из представленного графика (рис. 2) по расходу потока в клапанной щели видно, что максимальной расходной характеристикой обладает модернизированный канал с ресивером. Значение расхода выше на 200 гр/сек. Повышение наблюдается на протяжении 60 г.п.к.в.

С момента открытия впускного клапана (348 г.п.к.в.) скорость потока (рис. 3) начинает расти с 0 до 170м/с (у модернизированного впускного канала 210 м/с, с ресивером -190м/с) в интервале до 440-450 г.п.к.в. В канале с ресивером значение скорости выше, чем в стандартном примерно на 20 м/с начиная с 430-440 г.п.к.в. Числовое значение скорости в канале с ресивером значительно более ровное, чем у модернизированного впускного канала, на протяжении открытия впускного клапана. Далее наблюдается значительное снижение скорости потока, вплоть до закрытия впускного клапана.

Из графиков относительного давления (рис. 4) (за ноль принято атмосферное давление, Р=101000 Па) следует, что значение давления в модернизированном канале выше, чем в стандартном, на 20 КПа при 460-480 г.п.к.в. (связано с большим значением скорости потока). Начиная с 520 г.п.к.в значение давления выравнивается, чего нельзя сказать о канале с ресивером. Значение давления выше, чем в стандартном, на 25 КПа, начиная с 420-440 г.п.к.в вплоть до закрытия впускного клапана.

Плотность потока в районе клапанной щели представлена на рис. 5.

В модернизированном канале с ресивером, значение плотности ниже на 0,2 кг/м3 начиная с 440 г.п.к.в. в сравнении со стандартным каналом. Это связано с большими давлениями и скоростями газового потока.

Из анализа графиков можно сделать следующий вывод: канал улучшенной формы обеспечивает лучшее наполнение цилиндра свежим зарядом благодаря снижению гидравлического сопротивления впускного канала. При росте скорости поршня в момент открытия впускного клапана форма канала не оказывает значительного влияния на скорость, плотность и давление внутри впускного канала, объясняется это тем, что в этот период показатели процесса впуска в основном зависят от скорости движения поршня и площади проходного сечения клапанной щели (в данном расчете изменена только форма впускного канала), но все меняется кардинальным образом в момент замедления движения поршня. Заряд в стандартном канале менее инертен и значительнее «растягивается» по длине канала, что в совокупности дает меньшее наполнение цилиндра в момент снижения скорости движения поршня. Вплоть до закрытия клапана процесс протекает под знаменателем уже полученной скорости потока (поршень придает начальную скорость потоку надклапанного объема, при снижении скорости поршня значительную роль на наполнение оказывает инерционная составляющая газового потока, обусловленная снижением сопротивления движению потока), модернизированный канал значительно меньше препятствует прохождению заряда. Это подтверждается более высокими показателями скорости, давления.

Во впускном канале с ресивером, за счет дополнительной подпитки заряда и резонансных явлений, в цилиндр ДВС поступает значительно большая масса газовой смеси, что обеспечивает более высокие технические показатели работы ДВС. Прирост давления конца впуска окажет значительное влияние на увеличение технико-экономических и экологических показателей работы ДВС.

Рецензенты:

Гоц Александр Николаевич, д.т.н., профессор кафедры тепловых двигателей и энергетических установок Владимирского государственного университета Министерства образования и науки, г. Владимир.

Кульчицкий Алексей Рэмович, д.т.н., профессор, заместитель главного конструктора ООО ВМТЗ, г. Владимир.

Библиографическая ссылка

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.