Совершенствование расходных характеристик газовоздушных трактов поршневых двигателей внутреннего сгорания

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Автореферат

диссертации на соискание учёной степени

Совершенствование расходных характеристик газовоздушных трактов поршневых двигателей внутреннего сгорания

05.04.02-Тепловые двигатели

доктора технических наук

Балашов Андрей Алексеевич

Барнаул-2008

Работа выполнена в государственном образовательном учреждении высшего профессионального образования Алтайский государственный технический университет имени И.И. Ползунова

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор Гришин Юрий Аркадьевич

доктор технических наук, профессор Жмудяк Леонид Моисеевич

доктор технических наук, профессор Кукис Владимир Самойлович

Ведущая организация: ОАО ХК «Барнаултрансмаш»

Защита состоится «___»______200__ г. в ___час.___мин. на заседании диссертационного совета Д 212.004.03 при Алтайском государственном техническом университете им. И.И. Ползунова по адресу: 656038 г.Барнаул, пр. им. В.И. Ленина, 46 (тел/факс (3852) 26 05 16;

E-mail: D21200403@mail.ru)

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Алтайского государственного технического университета.

Отзывы на автореферат в двух экземплярах, заверенные печатью, просим направлять по указанному адресу на имя ученого секретаря диссертационного совета.

Автореферат разослан «___» _________200__ г.

Ученый секретарь

диссертационного совета

А.Е. Свистула

газообмен поршневой продувка стенд

Общая характеристика работы

Актуальность темы. Мощностные показатели поршневых двигателей внутреннего сгорания (ПДВС) определяются, прежде всего, количеством поступившего в цилиндры воздуха или бензо-воздушной смеси, которая определяет максимум допустимой мощности. Вместе с тем, увеличение литровой мощности за счёт возрастания расхода воздуха в связи с наддувом или с повышением частоты вращения коленчатого вала приводит к сокращению времени протекания процессов газообмена, в которых важную роль приобретают газодинамические потери в процессах впуска и выпуска отработавших газов (ОГ) ПДВС.

Очевидно, что условия наполнения и очистки цилиндров в основном зависят от газодинамической эффективности элементов газовоздушных трактов ПДВС, а их экономичность - в значительной степени от качества наполнения и продувки цилиндров, а также затрат мощности на осуществление насосных ходов.

Это подтверждается и практикой создания современных автомобильных двигателей, у которых наметившееся в недавнем прошлом уменьшение мощности и экономичности в связи с выполнением постоянно ужесточающихся требований к снижению токсичности ОГ было ликвидировано, в частности, за счёт совершенствования газовоздушных трактов в направлении увеличения расхода воздуха и снижения механических потерь.

Учитывая эти обстоятельства, необходимо отметить, что проведение работ, направленных на снижение газодинамических потерь в основных элементах систем газообмена ПДВС, позволит улучшить их расходные характеристики, увеличить степень использования теплоты и поднять технико-экономические показатели двигателей в целом.

Информация по расходным характеристикам элементов систем газообмена может быть использована при математическом моделировании процессов наполнения цилиндров свежим зарядом и выпуска отработавших газов в ПДВС.

Цель работы. Научное обоснование, разработка методов исследования и средств улучшения расходных характеристик поршневых ДВС для повышения их мощностных и экономических показателей.

Для достижения поставленной цели предусматривалось решение следующих задач:

- проанализировать влияние конструктивных мероприятий и факторов, влияющих на расходные характеристики основных элементов систем газообмена поршневых ДВС, направленных на улучшение их мощностных и экономических показателей;

- выполнить термогазодинамический анализ течения воздуха и «горячего» газа по проточным каналам поршневых ДВС для получения зависимостей, на базе которых разработать методику обработки данных статической продувки;

- создание стендов для статической продувки основных элементов газовоздушных трактов поршневых ДВС, позволяющих выполнить низконапорную, высоконапорную, «горячую» и динамическую продувки, а также стенды для проведения моторных испытаний с двигателями 6Ч15/18, 6ЧН15/18;

- выполнить экспериментальные исследования по выявлению влияния геометрических и газодинамических факторов на расходные характеристики впускных и выпускных каналов с клапанами ПДВС и по определению критического режима течения в выпускном канале с клапаном с помощью высоконапорной продувки воздухом;

- осуществить доводку конструкции впускных и выпускных каналов с клапанами с помощью гипсовых моделей, после чего изготовить усовершенствованные экспериментальные головки цилиндров двигателя 6Ч 15/18 в металле и провести их проверку на моторном стенде.

Объектом исследования являются газовоздушные тракты систем газообмена 4-тактных дизелей типа Ч 15/18, Ч 15/15, ЧН 15/18, Ч 13/14, ЧН 13/14 с верхнеклапанными механизмами газораспределения и газовоздушный тракт системы газообмена 2-тактного двигателя (ДК ДВС) с количественным способом изменения мощности и золотниковым механизмом газораспределения типа Д 7,2/6,0.

Предметом исследования явились закономерности изменения расходных характеристик газовоздушных трактов систем газообмена поршневых ДВС и закономерности влияния на расходные характеристики термогазодинамических процессов с газодинамическими потерями и внешним теплообменом.

Методы исследования. Для решения перечисленных задач и достижения поставленной цели в работе нашли применение теоретические методы, базирующиеся на основных положениях классической термодинамики и газодинамики, а также различные экспериментальные методы исследования, как хорошо известные апробированные на практике, так и специально разработанные для решения поставленных задач, методы математического моделирования с настройкой модели и привлечением экспериментальных данных, обобщение научной и специальной литературы. Работа носит теоретико-экспериментальный характер.

Обоснованность и достоверность результатов подтверждается применением комплекса современных методов исследования, подбором измерительной аппаратуры, её систематической поверкой и тарировкой, соблюдением требований соответствующих стандартов и руководящих документов на проведение испытаний. Научные положения и выводы подтверждены результатами, полученными в ходе натурных экспериментов.

Научная новизна и теоретическая значимость работы заключается в следующих положениях, выносимых автором на защиту:

- путём термогазодинамического анализа адиабатного и политропного процессов расширения рабочего тела показана возможность теоретического обоснования зависимостей для изменения энтропии , коэффициентов газодинамических потерь о и расхода м, а также критического отношения давлений с учетом аэродинамических потерь в канале;

- разработаны методики обработки результатов статической продувки впускных и выпускных каналов воздухом и «горячим» газом;

- предложен способ косвенного определения коэффициента расхода системы продувки двухтактного двигателя с использованием свойства аддитивности энтропии , позволяющий исключить непосредственное измерение давления в выходном сечении продувочных окон;

- предложен способ разделения энтропии и газодинамических потерь, характеризуемых коэффициентом о, в адиабатном потоке на составляющие от механического и термического воздействия газодинамических сопротивлений на параметры потока;

- показана возможность более качественного профилирования выпускных и впускных каналов на малых и средних подъемах клапанов в процессе отработки проточных элементов 4-тактных ДВС с помощью гипсовых моделей.

Практическая ценность работы заключается:

- в использовании возможностей разработанных методик обработки результатов статических продувок для анализа и оценки газодинамической эффективности отдельных элементов систем газообмена в процессе их совершенствования и доводки при проведении опытно - конструкторских работ;

- в применении гипсовых моделей, которые позволяют уменьшить объем трудоемких и дорогостоящих работ по созданию основных элементов газовоздушных трактов и сократить время доводки двигателей в целом;

- в использовании армированных гипсовых стержневых ящиков, изготовленных по отработанным профилям впускных и выпускных каналов с помощью гипсовых моделей, при отливке развернутых головок цилиндров;

- в использовании метода статической продувки для экспресс контроля качества изготовления впускных и выпускных каналов с клапанами в процессе их производства и модернизации;

- показана возможность путём математического моделирования повышения мощностных и экономических показателей 4-тактного двигателя за счёт увеличения эффективных проходных сечений системы газообмена и повышения индикаторной мощности двухтактного двигателя за счёт снижения газодинамических потерь продувочно-выпускного тракта;

- в разработке метода разделения и ранжирования газодинамических потерь в продувочно-выпускном тракте двухтактного ПДВС.

- в отработке профилей каналов с улучшенными газодинамическими характеристиками на гипсовых моделях, защищенные авторским свидетельством СССР № 1145167. По полученным профилям изготовлены армированные гипсовые стержневые ящики, отлита, обработана и собрана опытная партия головок цилиндров, проведены испытания двигателей и разработана рабочая конструкторская документация.

Реализация результатов работы. Результаты исследований приняты ОАО ХК «Барнаултрансмаш» и ОАО «ПО Алтайский моторный завод», а также по 2-тактному двигателю 3Д 7,2/6,0 - ООО КБ «Мотор» г. Бийск. Разработанные методы исследований и расчетов используются в учебном процессе и НИРС кафедры ДВС Алтайского государственного технического университета им. И.И.Ползунова.

Апробация работы. Результаты работы докладывались на следующих конференциях и семинарах:

- научной конференции, посвященной 40-летнему юбилею института г. Челябинск, ЧИМЭСХ, 1971г.;

- XXXII научной конференции, г. Омск, СибАДИ им. В.В.Куйбышева, 1972 г.;

- научной конференции «Исследование рабочих процессов ДВС», г. Ангарск, Ангарский филиал ИПИ, 1972 г.;

- 66-ом заседании Всесоюзного научно-технического семинара по комбинированным ДВС, г. Москва, МВТУ им. Н.Э.Баумана, 1973 г.;

- научной конференции профессорского-преподавательского состава и научных работников института, г. Барнаул АПИ им. И.И.Ползунова, 1975 г.;

- Всесоюзных межотраслевых научно-технических семинарах «Тепловыделение, теплообмен и теплонапряженность ДВС, работа на неустановившихся режимах», г. Ленинград, ЛПИ им. М.И.Калинина, 1980, 1982 г.г.;

- Всесоюзном семинаре «Современные проблемы газодинамики и теплообмена в энергетических установках», г. Москва, 1983 г.;

- отраслевом семинаре «Проблемы форсирования и надежности тракторных и комбайновых двигателей», г. Владимир, 1985 г.;

- Всесоюзном научно-техническом семинаре по ДВС, г. Москва, МВТУ им. Н.Э.Баумана, 1987 г.;

- Всесоюзной научно-технической конференции «Актуальные проблемы двигателестроения», г. Владимир, 1987г.;

- Всесоюзном семинаре «Диагностика, повышение эффективности, экономичности и долговечности двигателей», г. Пушкин, 1989 г.;

- Всесоюзной конференции «Совершенствование мощностных, экономических и экологических показателей ДВС» г. Владимир, 1989 г.;

- научно-практ. семинаре «Совершенствование мощностных, экономических и экологических показателей ДВС», г. Владимир, 1991 г.;

- международной научно-технической конференции «Совершенствование быстроходных ДВС», г. Барнаул, АлтГТУ, 1993, 1999 г.г.;

- международной конференции «Совершенствование автомобилей, тракторов и агрегатов», г. Барнаул, АлтГТУ, 2000 г.;

- международной научно-технической конференции «Актуальные проблемы теории и практики современного двигателестроения», г.Челябинск, ЮУрГУ, 2003, 2006 г.г.;

- Всероссийской научно-практ. конференции «Проблемы энергоснабжения и энергобезопасности в Сибири», г. Барнаул, АлтГТУ, 2003г.;

- III семинаре ВУЗов Сибири и Дальнего Востока по теплофизике и теплоэнергетике, г. Барнаул, АлтГТУ, 2003 г.;

- международной научно-техн. конференции «Современные технологические системы в машиностроении», г. Барнаул, АлтГТУ, 2003 г.;

- Всероссийской научно-практ. конференции с международным участием «Двигатели внутреннего сгорания - современные проблемы, перспективы развития», г. Барнаул, АлтГТУ, 2007 г.;

- XI Международной научно-практ. Конференции, - г.Владимир, ВГТУ, 2008 г.

- внутривузовских научно-практических конференциях и семинарах АлтГТУ, г. Барнаул, 1972-2007 г.

Публикации. Основные положения диссертации опубликованы в 64 печатных работах, из них 45 статей (9 в рекомендованных ВАК изданиях), 15 тезисов докладов, 2 учебных пособия, 2 авторских свидетельства.

Структура и объём диссертации. Диссертация состоит из введения, 8 разделов, основных результатов и выводов, списка литературы из 219 наименований и приложения, содержит 365 страниц м.п.т., включая 1 таблицу и 164 рисунка.

Содержание работы

Во введении обоснована актуальность темы диссертации, сформулированы цель и задачи исследования, его научная новизна и практическая ценность, приведены основные положения, выносимые автором на защиту.

В первом разделе проведен обзор и анализ факторов, влияющих на расходные характеристики систем газообмена как 4-тактных, так и продувочно-выпускного тракта 2-тактных ДВС, рассматриваются методы их исследования и совершенствования.

Анализ изученности проблемы снижения газодинамических потерь в процессе газообмена показал, что наибольшее распространение как в России, так и за рубежом получили экспериментальные методы, основанные на снижении, в основном, диссипативньих потерь в проточных системах.

Для ускорения процессов исследования по отработке и доводке впускных и выпускных каналов с клапанами ПДВС все чаще стали использовать модели, изготавливаемые из быстротвердеющих материалов (гипса, смол, пластмасс и т.д.) совместно с одним из способов визуализации потока.

Для оценки газодинамической эффективности и доводки вновь создаваемых и модернизируемых газовоздушных трактов ПДВС широкое распространение получил метод статической продувки, в котором реализуется стационарное течение газа через исследуемый элемент. Однако при различных методиках обработки данных статической продувки, т.е. с учетом реальных условий течения потока или без учета, можно получить при определении расходных характеристик основных элементов систем газообмена и двигателей в целом достаточно ощутимую разницу в результатах.

Исследование процессов газообмена поршневых двигателей проводится с использованием теоретических и экспериментальных методов, причем, наилучшие результаты получают при их совместном применении.

Тщательная отработка конструкции органов газораспределения является одним из важнейших путей повышения мощности и снижения расхода топлива, особенно у 2-тактных поршневых ДВС. Особое внимание уделяется при этом повышению аэродинамического качества каналов впуска, продувки и выпуска. Работа эта кропотливая и длительная, поэтому очень важно иметь данные о степени влияния расходных характеристик отдельных элементов газовоздушного тракта на показатели двигателей.

В заключение первого раздела сформулированы цель и задачи исследования.

Второй раздел посвящен расчётно-теоретическому исследованию и определению расходных характеристик основных элементов систем газообмена ПДВС. Для решения этой задачи, прежде всего, необходимо провести термодинамический и газодинамический анализ изменения параметров рабочего тела в изоэнтропном, адиабатном и политропном потоках в открытых системах без совершения внешней работы с целью получения обоснованных зависимостей для дальнейшего использования их как при обработке результатов статических продувок, так и при математическом моделировании.

Газодинамические потери, вызывающие внутренний теплообмен при адиабатном процессе расширения рабочего тела в открытой системе, описываются известными дифференциальными уравнениями:

, (1); , (4);

, (2); , (5),

, (3);

где - соответственно удельная теплота газодинамических потерь; удельные теплоемкости при постоянном давлении, объеме и адиабатного процесса; абсолютные давление и температура; удельный объем; энтропия и скорость рабочего тела в потоке.

Совместное решение этих уравнений осуществляется с целью определения показателя адиабатного процесса расширения рабочего тела в открытой системе m, удельной теплоемкости адиабатного процесса и коэффициента газодинамических потерь о в потоке.

Используя, преобразуя и комбинируя зависимости (), получим:

, (6); , (11);

, (7); , (12);

, (8); , (13);

, (9); , (14),

, (10);

где - соответственно, показатели изоэнтропного и адиабатного процессов расширения; коэффициент газодинамических потерь; коэффициент скорости; абсолютное статическое давление; удельный объем, определённый по статистическим параметрам потока. Кроме этого, с целью установления связи параметров в движущемся потоке между сечениями 1-1 и 2-2 нужно решить две системы уравнений содержащих по два уравнения в изоэнтропной и адиабатной постановке:

где , и - абсолютные заторможенные и статическое давления в адиабатном и изоэнтропном потоке соответственно, в сечениях 1-1 и 2-2;

и - удельные объёмы, определённые по параметрам заторможенного потока;

,и - удельные объёмы, определённые по статическим параметрам адиабатного и изоэнтропного потоков;

и - соответственно показатели адиабатного и изоэнтропного процессов расширения в потоке.

Решая систему, содержащую уравнения (15) и (16), с учётом равенства по потоку будем иметь:

, откуда . (19)

Решая систему с уравнениями (17) и (18), с учётом тех же условий получим:

. (20)

Кроме этого, коэффициент можно ещё определить и через действительную и теоретическую скорости потока, тогда получим:

,(21)

где и - теоретическая и действительная скорости потока (соответственно) в сечениях 1-1 и 2-2;

и - абсолютные заторможенная и статическая температуры (соответственно) в адиабатном потоке;

- абсолютная базовая теоретически достижимая термодинамическая температура в изоэнтропном процессе расширения рабочего тела в потоке;

- перепад абсолютных статических температур в адиабатном потоке, характеризующих его необратимую часть;

- перепад абсолютных заторможенной и статической температур в адиабатном потоке, характеризующих его обратимую часть.

Таким образом, имеем четыре равнозначных выражения для определения коэффициента газодинамических потерь (12), (14), (19) и (21), но для более детального уточнения физической сущности явлений, происходящих в потоке, необходимо проанализировать изменение энтропии .

Как известно, изменение энтропии определяется по выражению

.

Для открытых адиабатных проточных систем изменение энтропии будет выглядеть так

, (22)

где - изменение энтропии в адиабатном процессе расширения рабочего тела в потоке;

- элементарное количество внутренней теплоты в адиабатном процессе расширения;

- удельная теплоёмкость при постоянном давлении.

Тогда, интегрируя выражение (22) в обозначенных пределах, будем иметь

. (23)

Далее, подставив выражение (20) в (23), получим

. (24)

Преобразуя выражение (23) и выражение (24), будем иметь

. (25)

Из выражения (24) следует, что изменение энтропии в потоке складывается из двух составляющих:

- первая составляющая в правой части этого выражения свидетельствует о том, что газодинамические сопротивления, находящиеся в канале, механически воздействуют на поток, снижая заторможенное давление относительно ;

- вторая составляющая в той же части этого выражения свидетельствует о термическом воздействии на поток из-за преобразования газодинамических потерь в теплоту, за счёт механического воздействия тех же аэродинамических сопротивлений в канале, увеличивая тем самым статическое давление в адиабатном потоке относительно изоэнтропного уровня .

Полученные выражения для приращения энтропии в адиабатном потоке (23) и (24) не полностью отражают взаимосвязи параметров в процессе течения, т.к. не учитывают влияния на скорости потока.

С этой целью воспользуемся выражением (21) и, преобразовав его, будем иметь

. (26)

Заменим в этом выражении (26) отношение на его выражение (25), а отношение на его выражение

,

где М число Маха в выходном сечении потока.

Тогда будем иметь:

. (27)

Преобразуя это выражение относительно приращения энтропии , получим

. (28)

Таким образом, получено три равнозначных уравнения (23), (24) и (28) для определения изменения энтропии в адиабатном потоке.

При определении и анализе расходных характеристик газовоздушных трактов ПДВС используется коэффициент расхода м, который представляет из себя отношение действительного и теоретического массовых расходов

. (29)

Преобразовав выражение (29) с учётом (20) и уравнения состояния, будем иметь

, (30)

где - коэффициент скорости, ;

- коэффициент давления, ;

и - соответственно, плотности рабочего тела в потоке, определённые по теоретическим и выходным параметрам;

- площадь проходного сечения.

Таким образом, на основании проведенного термогазодинамического анализа изменения параметров рабочего тела в адиабатном потоке получено семь базовых выражений три из которых (12), (19) и (21) предназначены для определения коэффициентов , другие три (23), (24) и (28) - для определения изменения энтропии , а одно (30) - коэффициента расхода . Используя эти выражения, можно получить другие (производные) зависимости для различных отношений давлений и температур, а также их перепадов.

Далее можно представить итоги проведенного термогазодинамического анализа в адиабатном процессе расширения рабочего тела в потоке без совершения внешней работы с помощью тепловой диаграммы Т - S (рисунок 1).

Прежде всего, должно быть выдержано основное условие в адиабатном потоке с учетом принятых допущений . Теоретически возможные процессы расширения без газодинамических потерь, т.е. изоэнтропные, будут развиваться (с учетом индексации) от точек 1^*, 2^* и 3^* до точек 1_Т, 2_Т и 3_Т.

После появления в потоке газодинамических сопротивлений процесс расширения из изоэнтропного (точка 1_Т ) преобразуется в адиабатный (точка 2 или точка 3), причем статическая температура будет , статическое давление , а энтропия , и поэтому развитие адиабатного процесса по изобаре не произойдет.

Рисунок 1- Диаграмма Т-S расширения рабочего тела

Рисунок 2 - Диаграмма P-V расширения рабочего тела в потоке

Анализируя процесс адиабатного расширения рабочего тела в потоке (рисунок 1), можно выделить три характерных перепада температур , и , два из них представлены в выражении (21), а третье будет выглядеть так: - суммарный перепад абсолютных заторможенной и теоретически достижимой температуры в изоэнтропном процессе.

Развитие изоэнтропных процессов между точками1^*-1_Т, 2^*-2_Т и 3^*-3_Т будет происходить по выражению (18) с соответствующей индексацией для каждой изоэнтропы, а развитие адиабатных процессов между точками 1^*-2 и 1^*-3 будет происходить по выражению (16) с соответствующей индексацией для каждой адиабаты. Развитие адиабатных процессов от точек 1_Т и 2-3 для статических температур будет происходить в соответствии с выражением (24).

Итоги проведенного термогазодинамического анализа можно представить ещё и с помощью диаграммы работы в координатах Р-V (рисунок 2).

Изменение заторможенного давления в потоке будет развиваться по изотерме , точки 1^*, 2^* и 3^*, соответственно, давления , и .

Теоретически возможные процессы расширения рабочего тела без газодинамических потерь, т.е. изоэнтропные, будут развиваться по изоэнтропам до точек 1_Т, 2_Т и 3_Т.

После появления в потоке газодинамических сопротивлений процесс расширения из изоэнтропного точка 1_Т преобразуется в адиабатный точки 2 и 3, причем статическое давление будет , а удельные объёмы и .

Дальнейший анализ адиабатного процесса расширения рабочего тела приводит к тому, что в потоке можно выделить четыре характерных перепада давлений , ,и ,

где - перепад заторможенных давлений на входе и выходе потока, характеризующий (основную) необратимую часть адиабатного термодинамического процесса; - перепад заторможенного и статического давления в выходном сечении потока, характеризующий обратимую часть термодинамического процесса; - перепад статических давлений в адиабатном потоке относительно изоэнтропного уровня, характеризующий необратимую (меньшую) часть термодинамического процесса; - суммарный перепад давлений в адиабатном процессе, характеризующий как обратимую, так и необратимую части термодинамического процесса расширения рабочего тела в потоке.

Таким образом, можем записать:

. (33)

Развитие изоэнтропных процессов будет происходить по кривым , и , определяемых по зависимостям (17) и (18) с соответствующей индексацией, а развитие адиабатных процессов между точками 1^*-2 и 1^*-3 будет проходить по выражению (16) с необходимой индексацией (рисунок 2).

Развитие адиабатных процессов между точками 1_Т-2 и 3 для статических давлений будет происходить в соответствии с выражением (25).

Газодинамические потери в адиабатном потоке согласно рисунка 2 будут складываться из площади 1^*-1₂^*-1₃^*-3^*-2^*-1^*, характеризующей механическое воздействие сопротивлений в канале на движущийся поток и площади 1_T-2-3-3_T-2_T-1_T, характеризующей термическое воздействие тех же сопротивлений в канале на поток рабочего тела.

Принудительный внешний отвод теплоты от ОГ в выпускной системе ПДВС ставит термодинамический процесс расширения отработавшего газа в потоке в разряд политропного, который можно представить как адиабатный процесс с наложенными на него условиями, характеризующими внешний теплообмен.

Для этого введем корректирующий коэффициент внешнего теплообмена в потоке, который будет равен

, (34)

где и - энтальпии заторможенного потока в сечениях 1-1 и 2-2.

Элементарное суммарное количество теплоты в политропном процессе расширения рабочего тела в потоке складываются из теплоты, образующейся от преобразования газодинамических потерь и теплоты, принудительно отведенной от рабочего тела, то есть:

. (35)

В связи с этим можно ввести коэффициент, характеризующий перераспределение теплоты в политропном потоке из-за наличия как внутреннего, так и внешнего теплообмена

, (36)

где - коэффициент перераспределения внутренней и внешней теплоты в политропном потоке.

Тогда с учетом (35) выражение (8) можно записать:

, (37)

где - показатель политропного процесса расширения рабочего тела в потоке.

Используя, преобразуя и комбинируя зависимости (6),(7),(8),(35) и (37) с учетом уравнения состояния, получим

. (38)

Помимо этого, необходимо решить вопрос о возникновении критического течения в канале с учетом газодинамических потерь и внешнего теплообмена. Определить критическое отношение давлений можно по выражению

, (39)

где - абсолютное статическое критическое давление рабочего тела в потоке.

Таким образом, проведенный термодинамический анализ изменения параметров рабочего тела в одномерном стационарном потоке с внутренним и внешним теплообменом показал, что на базе вновь полученных физически более обоснованных зависимостей можно создать методику обработки данных статической продувки основных элементов системы газообмена ПДВС, которая учитывала бы влияние газодинамического сопротивления и внешнего теплообмена на расходные характеристики газовоздушных трактов.

В третьем разделе дано описание безмоторных и моторных экспериментальных установок, методик проведения испытаний, измерительной аппаратуры и специального оборудования.

Экспериментальные исследования, выполняемые с целью улучшения расходных характеристик и газодинамической эффективности впускных и выпускных каналов с клапанами 4-тактных, а также продувочно-выпускного тракта 2-тактных ПДВС, проводились на натурных образцах и гипсовых моделях методом статической и динамической продувки воздухом и «горячим» газом.

Для этой цели были разработаны и изготовлены пять экспериментальных установок: три установки для низконапорной и высоконапорной продувки воздухом; одна установка для продувки «горячим газом» и одна для динамической продувки.

Проверка результатов исследования, совершенствования, отработки и доводки расходных характеристик впускных и выпускных систем ПДВС проводилась на моторных установках с двигателями размерностью Ч 15/18 и Д 7,2/6,0, оборудованных необходимыми контрольно-измерительными приборами, датчиками, усиливающей и записывающей аппаратурой для снятия индикаторных диаграмм насосных ходов и колебаний давления в коллекторах впуска и выпуска.

В четвёртом разделе представлены результаты исследования расходных характеристик основных элементов газовоздушных трактов ПДВС методом низконапорной и высоконапорной продувки воздухом.

Обработка результатов продувок проводилась по вновь полученным зависимостям, приведённым в разделе 2. Процесс расширения воздуха в продувочных системах принимался адиабатным.

Под низконапорной продувкой, в этом случае, следует понимать, статическую продувку основных элементов газовоздушного тракта, проводимую при абсолютном давлении на входе не выше Р*=0,115 МПа.

В результате проведенных расчетов оказалось, что показатель термодинамического процесса расширения воздуха в потоке m очень близок к единице (рисунок 3), т.е. адиабатный термодинамический процесс практически становится изотермическим, особенно это заметно на малых подъёмах клапанов мм, а диапозон его изменения в потоке будет находится в пределах .

Как видно из графика, полученного с помощью высоконапорной продувки воздухом выпускного канала с клапаном, коэффициенты газодинамических потерь снижаются с уменьшением отношения давлений (или ростом перепада давлений ) и увеличением подъёма клапана, причём на малых подъёмах мм - резко снижаются, на средних подъёмах мм - имеют менее выраженную тенденцию к снижению, на больших подъёмах мм - снижаются в значительно меньшей степени (рисунок 4).

Коэффициент расхода представлен в двояком исполнении - условном и действительном. Условность коэффициента расхода получается из-за того, что определяемое эффективное проходное сечение в процессе продувки относится к геометрическому проходному сечению щели клапана , хотя продувается система «клапан-канал- спрямляющийся патрубок». Действительный коэффициент расхода определяется как отношение того же , но только к геометрическому проходному сечению спрямляющего патрубка в выходном сечении потока.

Использование условного коэффициента расхода вызвано тем, что его можно сравнить с результатами опубликованными в отечественной литературе по продувке впускных и выпускных каналов с клапанами обработанных по методике, предложенной профессором Н. М. Глаголевым, а так же определить аэродинамическое качество канала с клапаном (характеризуемое коэффициентом ).

Рисунок 3 - Изменение показателя адиабаты m от отношения давлений



Рисунок 4 - Зависимость коэффициента газодинамического сопротивления о от отношения давлений

Рисунок 5 - Зависимость действительного коэффициента расхода µ от подъема выпускного клапана h_кл

Рисунок 6 - Зависимость условных коэффициентов расхода µ от отношения давлений

Таким образом, условный коэффициент расхода с увеличением подъёма клапана снижается, а действительный коэффициент увеличивается (рисунки 5 и 6).

Зависимость условного коэффициента расхода от отношения давлений при заключается в том, что с уменьшением отношения давлений коэффициент расхода растёт (рисунок 6), действительный будет тоже расти при и увеличении подъёма клапана, тогда как условный будет снижаться согласно выражению

,

где и - действительный и условный коэффициенты расхода соответственно; и - площадь геометрического проходного сечения клапанной щели и спрямляющего патрубка при продувке соответственно.

С уменьшением отношения давлений растёт действительная скорость потока, характеризуемая числом Маха М, и снижается коэффициент газодинамических потерь , что приводит согласно выражению (28) к росту энтропии (рисунок 7).

При высоконапорной продувке выпускного канала с клапанном двигателя 1Ч 13/14 воздухом не было обнаружено (по внешним признакам) критического истечения в щели выпускного клапана. В этом случае должна была произойти стабилизация относительного расхода воздуха , чего при проведении эксперимента не произошло (рисунок 8). Эти данные говорят о том, что клапанная щель на малых подъёмах клапана мм, обладает высоким газодинамическим сопротивлением, которое резко снижает заторможенное давление за клапанной щелью , а поэтому критическое отношение давлений не достигает величины 0,528 из-за высоких газодинамических потерь в клапанной щели. Определить какое давление нужно иметь в цилиндре для создания критического истечения за щелью клапана, можно по выражению

.

На возможное отличие коэффициентов расхода , полученных с помощью статической продувки канала с клапаном и с помощью индицирования низких давлений в коллекторах и цилиндре двигателя в условиях нестационарного потока указывается многими авторами.

В связи с этим желательно выяснить вопрос о зависимости пропускной способности впускного тракта двигателя при продувке его стационарным и нестационарным потоком воздуха (динамическая продувка), т.к. в данном случае есть основание полагать, что располагаемое «градус-сечение» впускных клапанов будет полностью использовано для прохода воздуха, а явления заброса газа и выброса заряда, существующие на реальном двигателе, будут практически отсутствовать.

Рисунок 7 - Изменение коэффициентов о, чисел Маха М и энтропии ДS от отношения давлений.

Рисунок 8 - Зависимость отношения расходов Gв/Gв.кр. от отношения давлений

Рисунок 9 - Расходная характеристика впускной системы головки двигателя 6Ч 15/18 по воздуху

Рисунок 10 - Сравнение расходных характеристик основных элементов газовоздушного тракта двигателя 3Д 7,2/6,0

Для проверки правильности высказанных предположений была выполнена динамическая продувка впускной системы 6 цилиндровой блочной головки дизеля 6Ч 15/18. Продувка производилась в два этапа: на первом этапе выполнялась статическая продувка при последовательно открывающихся клапанах 6-ого и 2-ого цилиндров (порядок работы 1-5-3-6-2-4); на втором этапе проводилась динамическая продувка впускного тракта при вращающихся газораспределительных валиках в диапазоне 2501000 мин^-1 и при различных перепадах давления 0,006; 0,01; 0,014 МПа (рисунок 9).

Результатом работы явилось определение средних динамических и статических коэффициентов расхода .

Таким образом, ранее высказанное предположение о влиянии нестационарности потока воздуха, движущегося через систему «коллектор-канал-клапан», в исследованном диапазоне частот вращения не подтвердилось.

В связи с поставленной целью необходимо выполнить сравнительный анализ аэродинамической эффективности отдельных элементов газовоздушного тракта 2-тактного двигателя в составе подвесного лодочного мотора (ПЛМ), использовав для этих целей разработанную методику обработки результатов статической продувки воздухом.

Сопоставляя расходные характеристики отдельных элементов составляющих газовоздушный тракт двигателя, можно дать количественную оценку их газодинамического сопротивления при различных режимах течения воздуха (рисунок 10).

Самое высокое сопротивление у системы впуска, а выпускные окна имеют наименьшие потери. В среднем по расходу воздуха сопротивление выпускных окон в 4 раза меньше чем у продувочных и в 6 раз меньше системы впуска в целом. Основным лимитирующим звеном системы впуска является обратный пластинчатый клапан (ОПК), на долю которого приходится 70% от общих потерь системы. Основная причина повышенного давления в дейдвуде при работе двигателя на высоких частотах вращения - недостаточная площадь проходного сечения канала, выполненного в корпусе редуктора гребного винта. Аэродинамические потери на этом участке практически сопоставимы с потерями в системе впуска.

В пятом разделе представлены результаты экспериментального исследования выпускного канала с клапаном методом высоконапорной статической продувки его воздухом и «горячим газом».

Проведение сравнительной статической продувки выпускного канала с клапаном воздухом и «горячим» газом (в дальнейшем газом) вызвано, прежде всего, необходимостью выяснения влияния основных факторов (отношения давлений, внутреннего и внешнего теплообмена в потоке) на его расходную характеристику, а также на показатели, коэффициенты и параметры характеризующие поток, такие как показатель политропы n, коэффициенты расхода , газодинамических потерь и изменение энтропии .

С этой целью был проведен эксперимент по продувке выпускного канала с клапаном модельной головки двигателя размерностью Ч 12/12 со штатным выпускным коллектором. Сравнительная статическая продувка осуществлялась на сходственных режимах воздухом и газом при абсолютных давлениях в цилиндре МПа и температуре газа от К до К. В период продувки газом головка охлаждалась водой.

Рисунок 11а - Изменение показателей к и n от отношения давлений

Рисунок 11б - Изменение о_а от температуры входа



Рисунок 12 - Изменение энтропии ДS_п, ДS_а, от температуры входа потока

Рисунок 13 - Изменение действительных коэффициентов расхода м_a и м_п от отношения давлений

Проведённые расчёты показывают, что показатель политропного процесса расширения газа в потоке изменяется в широком диапазоне , что свидетельствует о наличии внешнего отвода теплоты и внутреннего её притока в газ за счёт преобразования газодинамических потерь (рисунок 11а). Коэффициенты газодинамических потерь не зависят от температурного режима продувки при , а зависят только от отношения давлений (рисунок 11б).

Изменение энтропии в потоке, движущемуся по охлаждаемому выпускному каналу, будет зависеть от интенсивности внешнего теплоотвода и с увеличением температуры продувки будет снижаться (рисунок 12) из-за возрастающего теплообмена, причём, изменение энтропии в политропном потоке будет происходить как в положительной, так и в отрицательной зоне.

Одним из результатов проделанной работы по продувке выпускного канала с клапаном, явилось определение коэффициентов расхода при политропном и адиабатном процессах расширения газа в потоке, которые в значительной степени, как оказалось, зависят от отношения давлений и с уменьшением его увеличиваются (рисунок 13). Причём , и эта разница достигает 2530%, что говорит о влиянии внешнего теплообмена на поток.

В шестом разделе представлены результаты оценки эффективности мероприятий по совершенствованию и отработке расходных характеристик основных элементов газовоздушных трактов поршневых ДВС.

Значительное внимание в работе уделено исследованию влияния формы и конфигурации впускных и выпускных каналов на их расходные характеристики.

В последнее время исследователи всё чаще и чаще обращаются к различным методам ускоренной обработки впускных и выпускных каналов с клапанами ввиду того, что применение их позволяет достаточно быстро и со значительно меньшими затратами выполнить отработку каналов на моделях. Поэтому признано целесообразным использовать для отработки основных элементов систем газообмена поршневых ДВС гипсовые модели.

Полученные сведения по влиянию отдельных элементов проточной части каналов на расходные характеристики позволили организовать ускоренную отработку и получение парофино-стеориновых слепков усовершенствованных впускных и выпускных каналов, по которым изготовлены армированные гипсовые стержневые ящики, песчаные стержни, собраны формы, а затем произведена их заливка. Таким образом, были отлиты и обработаны четыре блочных головки двигателей 6Ч 15/18 с усовершенствованными каналами впуска и выпуска.

Среднее эффективное проходное сечение впускных каналов увеличино на 27%, а выпускных на 25%.

Поэтому следующим этапом совершенствования расходных характеристик 4-тактного двигателя будет этап подбора фаз газораспределения , с учётом текущего давления во впускном и противодавления в выпускном коллекторах, на моторном стенде.

В седьмом разделе представлены результаты моторных испытаний 4-тактных ДВС с усовершенствованными впускными и выпускными каналами, результаты определения расходных характеристик двигателей на моторных установках с учётом заброса газа во впускную систему, результаты испытаний 2-тактного двигателя с целью определения и исследования расходных характеристик его газовоздушного тракта, а также получения исходных данных для настройки математической модели.

Отлитые, обработанные и собранные головки цилиндров (четыре опытных и одна серийная) проходят сравнительные испытания на нагрузочной установке.

Результаты сравнительных испытаний головок цилиндров двигателя 6Ч 15/18 выявили лучший вариант головки, испытание которой показали, что на номинальном режиме его работы удельный эффективный расход топлива снизился до г/кВт·ч, а на режиме 50% нагрузки до г/кВт·ч (рисунок15).

В развитие этой работы было признано целесообразным проведение работы по подбору фаз газораспределения выпускной системы лучшей опытной головки цилиндров двигателя с наддувом 6ЧН 15/18.

Параллельно с работой по подбору фаз газораспределения 4-тактных ДВС, проведено расчётное определение расходной характеристики двигателя по воздуху с учётом заброса газа во впускную систему. Для этого использован условный средний коэффициент расхода , полученный с помощью статической продувки, который рекомендуется выбирать в пределах . При этом имеется ввиду, что и, соответственно, эффективное проходное сечение впускных каналов с клапанами определяются на всём участке открытия клапанов, т.е. тем самым предполагается, что свежий заряд воздуха поступает в цилиндры работающего двигателя с момента открытия до момента закрытия клапанов.

Однако эксперименты показывают, что располагаемое «градус-сечение» впускных клапанов для наполнения цилиндров воздухом полностью не используются из-за наличия обратных забросов во впускную систему отработавших газов в начале открытия клапанов и практически свежего заряда - в конце их закрытия.

Наличие обратных забросов и перетеканий приводит к тому, что весь период открытия впускного клапана можно разбить на три участка (рисунок 16) по углу поворота коленчатого вала:

первый участок - от начала открытия клапана до момента окончания заброса ОГ (точка пересечения и );

второй участок - от момента окончания заброса ОГ до начала выброса свежего заряда перед закрытием клапана;

третий участок - от начала выброса свежего заряда перед закрытием клапана до его закрытия.

Поэтому ,

где - период полного открытия впускного клапана в градусах поворота коленчатого вала.



Рисунок 14 - Изменение коэффициентов расхода м_а, м_п и количества отведенной теплоты q_охл и q_кол от температуры входа потока.

Рисунок 15 - Сравнительные нагрузочные характеристики дизеля 6Ч 15/18 при n=1500 мин^-1:

?----? головка блока серийная;

головка блока опытная.

Рисунок 16 - Осциллограммы давлений во впускном коллекторе P_к и в цилиндре P_ц.



Рисунок 17 - Изменение углов чистого наполнения ц₂ и обратных выбросов ц₁ и ц₃ от нагрузки.

Решение этой задачи связано с использованием данных, полученных с помощью статической продувки впускного канала с клапаном.

Для этого, прежде всего, нужно иметь экспериментально полученную зависимость , тогда можно получить среднее значение эффективного проходного сечения цилиндра , а также двигателя в целом. В этом случае не есть коэффициент расхода системы «канал-клапан», а скорее всего, есть коэффициент эффективности использования проходного сечения канала с клапаном за период его открытия т.к. он, в отличии от обычного коэффициента расхода , должен быть связан уже и с режимными факторами, т.е. с частотой вращения, нагрузкой, противодавлением в выпускном коллекторе, сопротивлением на впуске и т.д. Поэтому коэффициент эффективности использования проходного сечения будет меньше среднего (за период открытия клапана) коэффициента расхода и в пределе может быть, вероятно, равен ему.

Таким образом, для определения эффективного среднего «градус-сечения» (за период открытия клапана) и коэффициента использования проходного сечения с учётом режимных факторов , необходимо, прежде всего, иметь диаграммы изменения низких давлений в цилиндре и во впускном коллекторе , затем определить точки их пересечения, а после этого найти эффективное среднее проходное сечение и далее определить коэффициент его использования за период открытия впускного клапана.

На основании вышеупомянутых предпосылок были проведены моторные испытания двигателя 6ЧН 15/18 с целью определения реальных фаз наполнения с учётом заброса газа во впускную систему.

Моторные испытания проводились по нагрузочным характеристикам двигателя 6ЧН 15/18 при n=1000 мин^-1 и n=1800 мин^-1, в процессе испытаний снимались индикаторные диаграммы насосных ходов и колебания давления в коллекторах впуска и выпуска.

Индикаторные диаграммы и колебания давления в коллекторах были приведены к одному масштабу, а затем определены реальные фазы наполнения и углы и(рисунок 17).

На основании определенных реальных фаз наполнения были найдены коэффициенты эффективности использования располагаемого проходного сечения и эффективное проходное сечение двигателя в зависимости от нагрузки.

В результате проведенного расчета был определен текущий (по углу поворота коленчатого вала) расход воздуха и цикловой суммарный его расход .

Рисунок 18 - Влияние эффективного проходного сечения каналов впуска (а) и выпуска (б) на показатели дизеля 6ЧН 15/18 при n=1500 мин^-1,P_j=0,95 Мпа

Рисунок 19 - Внешняя скоростная характеристика двигателя 3Д 7,2/6,0 ПЛМ «Бийск-45»

Рисунок 20 - Расчетное влияние коэффициента расхода системы впуска на показатели двигателя 3Д 7,2/6,0 ПЛМ «Бийск-45», при n=5000 мин^-1

Для оценки возможности форсирования 2-тактного двигателя 3Д 7,2/6,0 за счет снижения противодавления на выпуске были сняты внешние характеристики с дейдвудом и реверс-редуктором и без них (рисунок 19).

Условия снятия характеристик: диапазон частот вращения коленчатого вала двигателя n=10005600 мин^-1, полное открытие дроссельных заслонок =100%.

Перед снятием внешних характеристик были сняты регулировочные характеристики по углу опережения зажигания и составу смеси.

Сравнение внешних скоростных характеристик в диапазоне частот n=49005600 мин^-1 позволяет сделать следующие выводы:

- на номинальном режиме n=5000±100 мин^-1 снижение противодавления на выпуске приводит к росту мощности и крутящего момента в среднем на 20% и повышению экономичности двигателя на 10%;

- увеличение частоты вращения коленчатого вала до 5600 мин^-1 позволяет достичь расчетной мощности = 33,0+1,5 кВт, но при снижении экономичности на 8,5%;

- коэффициент наполнения кривошипной камеры в этом диапазоне частот имеет низкие значения = 0,65 - 0,69, что указывает на высокое сопротивление обратного пластинчатого клапана (ОПК) и ограничивает форсирование двигателя по частоте вращения.

В восьмом разделе проведено исследование возможности совершенствования расходных характеристик поршневых ДВС на математических моделях.

Для теоретического исследования процессов газообмена в поршневых ДВС были приняты две математические модели, течение рабочего тела в которых через впускные и выпускные каналы принимается одномерным, квазистационарным, адиабатным с учетом газодинамических потерь. В 2-тактных двигателях рабочее тело представляет собой смесь свежего воздуха и продуктов сгорания, относительное содержание которых определяется процессом сгорания, а расчетная модель газообмена в этом случае строится на базе сочетания гипотез о послойном вытеснении продуктов сгорания и полном смешении газа.

Соотношение времени продувки по той или иной гипотезе подбирается таким образом, чтобы расчетный коэффициент продувки соответствовал экспериментально определенному. Принятые модели относительно просты, вполне пригодны для практических расчетов при небольших затратах машинного времени, они позволяют считать процессы газообмена в дизелях с перекрытием и без перекрытия клапанов, определять работу насосных потерь, оценивать эффективность совершенствования впускных и выпускных систем по эффективному проходному сечению каналов, выбирать фазы газораспределения и ряд других вопросов, а для 2-такных ДВС учитывать значительное влияние геометрии и газодинамического сопротивления органов газообмена на протекание процессов в двигателе; тесную взаимосвязь между процессами в цилиндре и смежных с ним объемов; большую вероятность обратных течений смеси и газа через продувочные и выпускные окна; смещение продуктов сгорания со свежей смесью.

Как и все модели, они обладают рядом допущений, направленных на упрощение алгоритма, в связи с чем сходимость с экспериментом во многом определяется корректным заданием граничных условий (настройка модели). Начальные условия задаются из анализа предварительных моторных испытаний по одному из режимов. В первую очередь, для расчета необходимо задание газодинамических характеристик системы газообмена, которые в данной модели задаются в виде массива эффективных проходных сечений или коэффициентов расхода по углу поворота коленчатого вала. Для их определения были проведены специальные исследования на стендах для статической продувки.

...