Газодинамічні процеси у вихлопній системі. Вихлопні системи двигунів внутрішнього згоряння. Газодинаміка і витратні характеристики процесу випуску поршневого двигуна внутрішнього згоряння з наддувом

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

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

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

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

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

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

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

впускний тракт

резонатор

наповнення циліндра

математичне моделювання

модернізований канал.

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

Довжини пульсаційної труби;

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

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

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

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

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

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

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

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

(2)

Рівняння енергії (повна ентальпія)

Рівняння стану ідеального газу:

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

Рівняння для k і ε

турбулентна в'язкість:

константи, параметри і джерела:

(9)

(10)

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

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

fa \u003d f + fref, (11)

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

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

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

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

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

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

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

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

Власна частота резонатора Гельмгольца рівна:

(12)

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

Для нашого прикладу маємо наступні значення:

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

рецензенти:

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

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

бібліографічна посилання

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

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

· Хвильових процесів у впускних трубопроводах -.

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

· Перемикання з короткого трубопроводу на довгий;

· Автоматичне регулювання фаз газорозподілу і ін.

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

УДК 621.436

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

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

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

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

Вступ

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

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

експериментальні установки

і система збору даних

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

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

значень середньої швидкості і тиску потоку повітря.

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

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

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

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

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

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

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

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

Вплив аеродинамічного опору на процес впуску

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

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

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

м\u003e х, м / с 100

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

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

§ Р * ■ -1 * £ л Р- до

// 11 "И '\\ 11 I III 1

540 (р. Грае. П.к.й. 720 ВМТ НМТ

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

1 ДЧ \\. бпцскноео клапана "X 1 + 1

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

1 1 1 1 1 1 1 | 1 1 ■ ■ 1 1

540 (р. ГраО. П.к.Ь. 720 ВМТ НМТ

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

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

яскраво це проявилося при високих частотах обертання колінчастого вала.

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

вплив аеродинамічного

опору на процес випуску

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

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

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

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

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

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

их. м / зі 118 100 46 16

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

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

"" "І | у і \\ / ~ ^

540 (р, граб, п.к.й. 720 НМТ ВМТ

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

Рх. 5пр 0,150

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

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

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

540 (р, труну, п.к.6. 720

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

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

висновок

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

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

Вплив фільтра посилюється зі зростанням частоти обертання колінчастого вала;

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

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

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

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

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

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

література

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

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

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

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

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

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

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

7. Пат. 81 338 RU, МПК G01 Р5 / 12. Термоанемометр постійної температури / С.М. Плохов, Л.В. Плотніков, Б.П. Жилкін. - № 2008135775/22; заявл. 03.09.2008; опубл. 10.03.2009, Бюл. № 7.