Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Анализ методов исследования тепло- напряженного состояния поршней быстроходных дизелей
1.1. Актуальность задачи определения теплонапряженного состояния поршня при форсировании двигателя 9
1.2. Математическая постановка задачи определения теплового состояния поршня газового двигателя 11
1.3. Методы экспериментального исследования теплового состояния поршня 15
1.4. Расчетно-теоретические методы определения граничных условий 25
1.5. Анализ методов решения задач теплопроводности 30
1.6. Выводы. Постановка задач исследований 35
Глава 2. Экспериментальное исследование рабочего процесса и теплового состояния поршня газового двигателя
2.1. Обоснование выбора объекта исследования 37
2.2. Технология конвертации штатного дизеля в газовый двигатель 37
2.3. Экспериментальная установка для исследования рабочего процесса газового двигателя 44
2.4. Экспериментальное исследование теплового состояния поршня и крышки цилиндра газового двигателя 52
2.4.1. Методы бесконтактного измерения температур 52
2.4.2. Измерение локальных температур головки цилиндра и поршня газового двигателя с использованием ИМТК 55
2.5. Сравнительный анализ экспериментальных значений локальных температур газового двигателя КамАЗ -740.13.Г и базового дизеля КамАЗ-7405 61
2.6. Выводы 67
Глава 3. Расчетно-экспериментальное исследование рабочего процесса и теплового состояния поршня газового двигателя
3.1. Анализ экспериментальной индикаторной диаграммы газового двигателя 70
3.2. Расчетно-экспериментальное определение граничных условий для расчета температурного поля поршня газового двигателя 75
3.3. Расчет теплового состояния поршня газового двигателя 79
3.4. Сравнительный анализ тепловых состояний поршней газового двигателя и базового дизеля КамАЗ 84
3.5. Выводы 89
Глава 4. Сравнительный анализ условий работы поршней в газовом и газожидкостном двигателях
4.1. Основные параметры, влияющие на теплонапряженное состояние поршня газового двигателя 92
4.2. Расчет индикаторных показателей рабочего процесса в газовом двигателе с искровым зажиганием 94
4.3. Расчет интегрального теплообмена в цилиндре газового двигателя с искровым зажиганием 99
4.3.1. Расчет осредненного по поверхности коэффициента теплоотдачи в цилиндре газового двигателя с искровым зажиганием 99
4.3.2. Уточненная зависимость для расчета коэффициента теплоотдачи в газовом двигателе с искровым зажиганием 103
4.4. Сравнительный анализ рабочего процесса и процесса теплообмена в газовом двигателе с искровым зажиганием и в газожидкостном двигателе 107
4.5. Расчет локального теплообмена в камерах сгорания газового двигателя с искровым зажиганием и газожидкостного двигателя 112
4.5.1. Описание метода расчета 112
4.5.2. Сравнительный анализ локального теплообмена в камерах сгорания газового двигателя с искровым зажиганием и газожидкостного двигателя 116
4.6. Выводы 119
Основные выводы и рекомендации 121
Литература 124
- Математическая постановка задачи определения теплового состояния поршня газового двигателя
- Технология конвертации штатного дизеля в газовый двигатель
- Расчетно-экспериментальное определение граничных условий для расчета температурного поля поршня газового двигателя
- Расчет индикаторных показателей рабочего процесса в газовом двигателе с искровым зажиганием
Введение к работе
Актуальность темы исследования.
В настоящее время отмечается значительный рост мирового парка автомобилей, работающих на компримированном природном газе (КПГ). По данным национальной газомоторной ассоциации в 2007 году рост составляет 2 млн. единиц (36% относительно 2006 года) и превысил 7,5 млн. Потребление природного газа как моторного топлива увеличилось на 30% по сравнению с показателями 2006 года. Таким образом, КПГ остается самым быстро развивающимся видом альтернативного моторного топлива. Между тем формирование отечественного сектора КПГ явно не поспевает за мировыми тенденциями, с точки зрения создания транспортных средств различного назначения, использующих КПГ в качестве моторного топлива.
Основную часть «газовых» автомобилей составляют конвертированные для работы на КПГ базовые автомобили. В нашей стране серийное производство газовых и газожидкостных (газодизельных) двигателей находится на стадии становления. При конвертировании базовых двигателей, в большинстве случаев, задачи оценки надежности и долговечности их дальнейшей работы практически не решаются, ограничиваясь лишь исследованием отдельных показателей и характеристик рабочего процесса. Следует подчеркнуть, что теплонапряженное состояние газовых и газожидкостных двигателей вообще очень мало исследовано, что было заключено после проведения литературного обзора, где вопросы теплонапряженного состояния поршня или других основных деталей практически не затронуты. Это лишний раз подчеркивает значимость исследований в этой области.
В данной работе рассматривается задача оценки теплового состояния поршня, который является одной из основных и ответственных деталей двигателя, определяющей его долговечность и надежность.
Достоверная информация о температурных полях поршня газового двигателя и его дизельного прототипа позволяет создавать на базе дизеля
экономичные, экологичные и долговечные газовые двигателя при минимальных изменениях конструкции двигателя, в том числе и в, части цилиндропоршневой группы (ЦПГ).
Обеспечение теплонапряженности деталей ЦПГ на уровне базового двигателя требует проведения серьезных теоретических и экспериментальных исследовании для сохранения показателей надежности и долговечности двигателя. Поэтому задача расчета и прогнозирования температурных полей в ЦПГ, формирующихся под влиянием различных конструктивных, регулировочных и эксплуатационных факторов при конвертировании дизеля в газовый двигатель, является актуальной.
Цель диссертационной работы.
Разработка расчетно-экспериментальных методов оценки тепловой напряженности ЦПГ серийного дизельного двигателя, конвертируемого в газовый, и влияние на нее различных конструктивных и регулировочных факторов для определения эффективности конвертации в процессе доработки и опытной эксплуатации.
Основные задачи работы:
выбор и обоснование метода измерения локальных температур в деталях ЦПГ при конвертации дизельного двигателя;
создание экспериментальной установки для исследования теплонапряженности деталей ЦПГ конвертированных газовых двигателей;
проведение аналитических и экспериментальных исследований теплонапряженности цилинропоршневой группы конвертируемого газового двигателя КамАЗ-740.13Г;
создание математической модели и усовершенствование компьютерных программ для оценки теплонапряженности поршня газового двигателя;
разработка технических решений и конструкторской документации по конвертированию дизеля в газовый двигатель с сохранением его
эксплутационных характеристик и их реализация на базе проведенных стендовых испытаний.
Научная новизна.
Усовершенствована разработанная в МГТУ им. Н.Э. Баумана модель теплообмена в камере сгорания газового двигателя, применимая для исследования теплонапряженности любых дизельных двигателей с диаметром цилиндра до 150 мм, конвертируемых на природный газ.
Усовершенствован метод измерения локальных температур неподвижных и движущихся деталей двигателя с использованием кристаллических измерителей максимальной температуры.
Впервые определены термические граничные условия III рода для теплового состояния поршня двигателя с искровым зажиганием, работающего на природном газе.
Уточнены значения эмпирических величин для газовых двигателей в формуле осредненного по поверхности камеры сгорания коэффициента нестационарной теплоотдачи предложенной МГТУ им. Н.Э. Баумана.
Защищаемые положения:
уточненный теоретически и экспериментально обоснованный метод измерения локальных температур, основанный на использовании кристаллических измерителей максимальной температуры;
методика и реализующая ее экспериментальная установка для исследования теплонапряженности ЦПГ газовых двигателей;
усовершенствованная модель рабочего процесса и теплонапряжёности основных деталей цилиндропоршневой группы газового двигателя;
научно обоснованные и экспериментально подтвержденные рекомендации по конструктивным изменениям дизельных двигателей размерности 12/12 при их конвертировании для работы на природном газе по циклу V=const.
Практическая ценность и реализация работы:
разработаны практические рекомендации по конвертированию дизеля КамАЗ-7405 (8ЧН 12/12) в газовый двигатель КамАЗ -740.13.Г;
сформулированы требования к конструкции поршня, обеспечивающие сохранение уровня теплонаряжённости газового двигателя на уровне базового на всех рабочих режимах;
разработанные технические средства и методика измерения локальных температур ЦПГ, математические модели и компьютерные программы могут быть использованы при конструировании конвертируемых на природный газ дизелей мощностью 250-350 кВт;
результаты работы применены в Георгиевском ЛПУМГ ООО «Газпром трансгаз Ставрополь» при конвертировании двигателя седельного тягача КамАЗ-5410 на природный газ, используемого в настоящее время для перевозки сжиженного углеводородного газа. Они также распространены для использования в другие газотранспортные предприятия ООО «Газпром».
Апробация работы:
Основные положения диссертационной работы обсуждались на:
4-ой российской национальной конференции по теплообмену «Радиационный и сложный теплообмен. Теплопроводность, теплоизоляция» (Москва, 2006);
7-ой конференции молодых работников ООО «Газпром трансгаз Ставрополь» (Георгиевск, 2008);
заседании научно-технического совета ООО «Газпром трансгаз Ставрополь» (Ставрополь, март 2009);
заседании секции «Транспорт газа и промышленная безопасность» Ученого Совета ООО «Газпром ВНИИГАЗ».
Публикации.
Основные положения диссертационной работы изложены в 9 печатных
работах, в том числе 1 в издании, включенном в «Перечень рецензируемых научных журналов и изданий ВАК Минобрнауки РФ».
Объем и структура диссертационной работы. Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав, общих выводов, списка литературы. Работа изложена на 133 страницах и включает в себя 9 таблиц, 53 рисунка. Библиографический список содержит 95 наименований.
Математическая постановка задачи определения теплового состояния поршня газового двигателя
Нестационарное температурное поле поршня-определяется в результате решения дифференциального уравнения нестационарной теплопроводности (уравнения Фурье) где с-теплоемкость, р-плотность, А-теплопроводность материала поршня. При этом необходимо задание условий однозначности, которые включают в себя: 1. распределение температуры внутри поршня в начальный момент времени (начальное условие); 2. закон взаимодействия между окружающей средой и поверхностью тела (граничные условия); 3. геометрическую форму расчетной области (поршня); 4. теплофизические свойства материала поршня.
Совокупность начальных и граничных условий представляют собой краевые условия, и они однозначно определяет задачу нестационарной теплопроводности поршня. Очевидно, что точность задания временных и пространственных краевых условий решающим образом отражается на рассчитанных температурных полях и напряжениях поршня, т.е. на конечный результат решения краевой задачи теплопроводности.
Начальные условия задаются в виде закона распределения температуры внутри тела (поршня) в начальный момент времени: где f(x,y,z),- известная функция.
При решении задачи, например, по определению температурного поля в случае периодически изменяющегося воздействия среды (рабочего тела) предполагается, что предшествующая длительность процесса настолько велика, что влияние начального распределения температуры уже не проявляется и, следовательно, температурное поле определяется только внешними воздействиями.
Граничные условия, обычно встречающиеся в реальных условиях, могут быть сведены к четырем группам. 1. Граничное условие первого рода, когда задается распределение температуры на поверхности тела в любой момент времени, то есть где Т (г) - температура на поверхности тела. 2. Граничное условие второго рода, когда задается плотность теплового потока через каждый элемент поверхности тела как функция времени, то есть где q -плотность теплового потока на поверхности тела; п-внешняя нормаль к поверхности тела; Х-теплопроводность тела. 3. Граничное условие третьего рода, когда задаются коэффициент теплоотдачи а и температура окружающей среды. Тепловой поток в таком случае определяется по закону Ньютона.
В соответствии с законом сохранения энергии количество теплоты подведенного к поверхности тела, равно количеству теплоты, которое проходит в ней посредством теплопроводности: где «-коэффициент теплоотдачи (со стороны рабочего тела в цилиндре его представляют в виде коэффициента сложного теплообмена, учитывающего совместное воздействие конвекции и радиации); Гю-температура окружающей среды. В случае использования численных методов и разбивки поршня на отдельные элементы необходимо, чтобы температура окружающей среды Тп и коэффициент теплообмена а были заданы для всех элементов поверхности как функции координат и времени. 4. Граничное условие четвертого рода, соответствующее условиям теплообмена между двумя соприкасающимися телами, когда температура соприкасающихся поверхностей одинаковая:
В такой именно форме эти условия записываются для контактирующих поверхностей, например, в составных поршнях.
Таким образом, дифференциальное уравнение теплопроводности совместно с начальными и граничными условиями полностью определяют задачу, и, следовательно, зная геометрическую форму тела, начальные и граничные условия, можно, решив дифференциальное уравнение, найти искомую функцию Т = T{x,y,z,r).
В рабочем цикле поршневого двигателя температура газа колеблется в широких пределах. Ее значение, осредненное по объему камеры сгорания, может достигать 2500К, а локальные значения могут быть и выше. При этом температура тепловоспринимающей поверхности поршня, изготовленного из традиционных для дизелестроения материалов (алюминиевый сплав, чугун), колеблется в пределах 5-ЗОК [2,7,8,9]. Амплитуда колебания температуры поверхности зависит не только от теплофизических свойств применяемых материалов, но и в значительной степени от частоты вращения коленчатого вала. Чем выше частота вращения, тем меньше интервал между чередующимся рабочими циклами, и тем меньше амплитуда колебания температуры поверхности. Для быстроходных транспортных дизелей эта амплитуда не превышает 5-10К [2], а глубина проникновения температурной волны достигает всего 1-2 мм от поверхности. Это приводит к тому, что при установившемся режиме работы двигателя изменение температуры поршня характеризуется нестационарностью только в тонком поверхностном слое. Внутри самого поршня образуется стационарное температурное поле, заметное изменение которого происходит только при смене режима работы двигателя. В связи с этим задачу определения теплового состояния поршня решают в стационарной постановке и вместо уравнения Фурье (1.1) решается уравнение стационарной теплопроводности (уравнение Лапласа)
Очевидно, что в таком случае отпадает необходимость задания начальных условий (1.2), а граничные условия задаются в виде стационарных значений.
Технология конвертации штатного дизеля в газовый двигатель
ОАО «КамАЗ» выпускает две модели дизелей с наддувом базовой размерности 120x120: КамАЗ-740.11-240 и КамАЗ-740.13-260, их краткие характеристики приведены в таблице 2.1. Выбранная в качестве объекта исследования газовая модификация дизеля КамАЗ-740.13-260 по своему исполнению это V-образный, восьмицилинд ровый двигатель жидкостного охлаждения. Головки цилиндров раздельные на каждый цилиндр, отлиты из алюминиевого сплава. Впускные каналы в головках - тангенциальные, создающие в цилиндре вращательное движение воздушного заряда. Камера сгорания выполнена в поршне и смещена относительно оси цилиндра. Носок распылителя смещен относительно центра камеры, а ось форсунки наклонена в горизонтальной плоскости и относительно плоскости, перпендикулярной оси коленчатого вала. Данный двигатель имеет струйное охлаждение поршня и систему наддува с двумя турбокомпрессорами без промежуточного охлаждения. В мировой практике создания газовых двигателей применяют, как правило, два основных способа подачи газа: - с центральной подачей газа во всасывающий тракт двигателя. У дви гателей с наддувом, как правило, газ подается перед турбокомпрессором.
В этом варианте отсутствие избыточного давления позволяет применять как инжекторный, так и эжекторный способы подачи газа. — с распределенной по цилиндрам и фазированной подачей газа перед впускным клапаном. В этом случае обеспечивается лучшая равномерность распределения газа по цилиндрам, снижение прорыва газа в выпускной тракт в период перекрытия клапанов и, как следствие, улучшение экологических показателей. В данном исследовании применена распределенная фазированная подача газа через электромагнитные клапана, установленные на впускном коллекторе.
Технология конвертации штатного дизеля в газовый двигатель предусматривала: - установку свеч зажигания при доработке отверстий под распылители в головке цилиндров; - доработку камеры сгорания в поршне с целью снижения степени сжатия с 17 до 11.53 и организации рабочего процесса с внешним смесеобразованием газовоздушной смеси; - доработку впускных коллекторов для установки электромагнитных клапанов распределенной фазированной подачи газа; - установку датчика частоты вращения и отметки ВМТ с доработкой маховика для формирования сигнала «60 -2»; - установку датчика фазы с приводом от распределительного вала; - установку газового коллектора; - установку электроуправляемого дроссельного узла на впускном тракте; - применение промежуточного охлаждения наддувочного воздуха; - создание системы зажигания с микропроцессорным управлением; - установку процессора для микропроцессорной системы управления (МПСУ); - трассировку и установку жгута проводов с разъемами. Установка искровых свечей зажигания в головках цилиндров производилась с помощью доработки отверстий под распылители, в которых была нарезана свечная резьба.
Отверстия под резьбу просверлены с применением кондуктора, установленного в форсуночном канале, для избежания увода сверла. В резьбовые отверстия без доработки стенок форсуночного канала помещены свечи, имеющие резьбу М14 х 1,25 (длина 19 мм и размер шестигранника под ключ 16 мм). Для уплотнения свечи была использована штатная уплотнительная прокладка. Сверху в форсуночный канал плотно вставлена защитная втулка, которая предотвращала попадание масла в канал при наличии течи из-под клапанной крышки. На свечу надевался прямой колпачок из силиконового материала с заделанным в нем силиконовым высоковольтным проводом, имеющим металлический наконечник. Свечи и свечные провода располагались со стороны выпускных коллекторов, поэтому на головки были установлены также защитные экраны высоковольтных проводов. Доработка камеры сгорания в поршне производилась с учетом результатов теоретических исследований по влиянию геометрии камеры сгорания на мощностные и топливно-экономические показатели газового двигателя. На штатном дизеле КамАЗ-740.13-260 используются поршни со смещенной от оси цилиндра камерой сгорания, имеющей выступ (рис. 2.1). Для применения поршней дизеля на газовом двигателе был увеличен объем камеры сгорания с целью снижения степени сжатия до величины, при которой обеспечивается бездетонационная работа двигателя на всех режимах. Доработка камеры сгорания включала срезание выступа и увеличение ее диаметра. В результате получилась центральная цилиндрическая камера с закруглением у основания (рис. 2.2). Доработка впускных коллекторов предусматривала установку электромагнитных клапанов подачи газа непосредственно у впускного клапана каждого цилиндра (рис. 2.3). Газовый коллектор для питания газом электромагнитных клапанов распределенной подачи газа был установлен в развале блока цилиндров, а соединение с клапанами производилось при помощи дюри-товых шлангов (рис. 2.4).
Расчетно-экспериментальное определение граничных условий для расчета температурного поля поршня газового двигателя
Для расчета температурного поля поршня, помимо локального коэффициента теплоотдачи на поверхности его огневого днища, необходимо также задать локальные значения температуры рабочего тела (граничные условия III рода, изложенные в главе 1). Кроме того, необходимо задать граничные условия и на остальных участках поверхности поршня. В целях получения граничных условии для поршня газового двигателя поступим следующим образом: 1. Воспользуемся известными распределениями граничных условии III рода (коэффициент теплоотдачи, температура рабочего тела) вдоль радиуса цилиндра для данного типа камеры сгорания, подтвержденными экспериментальными исследованиями [12, 32, 83]; 2. Воспользуемся экспериментальными значениями локальных температур поршня, полученными путем непосредственного измерения с помощью датчиками ИМТК непосредственно на двигателе (см. главу 2). 3. Значения коэффициентов теплоотдачи в зоне контакта поршня и колец вычисляем на основе теории контактного теплообмена, изложенной в [84]. Необходимо подчеркнуть, что граничные условия, особенно со стороны рабочего тела, будут уточняться в процессе численных экспериментов с применением значений измеренных локальных температур огневого днища поршня (см. главу 2). Очевидно, что такой подход при определении термических граничных условии поршня носит расчетно-экспериментальный характер. Значения коэффициентов теплоотдачи в зоне контакта поршня и колец, а также юбки поршня и гильзы цилиндра определим по известным формулам, полученных для зон контакта [84]. В соответствии с расчетной схемой, представленной на рис.3.7 имеем следующие соотношения: 1. Приведенный радиус контакта a = JR2 -г2 , где R=0,06 м - радиус поршня, г=0.055 м- радиус канавки под кольцо. 2.
Приведенная теплопроводность в зоне контакта где \ф=90 Вт/(мК)- теплопроводность вставки из нирезиста в канавке первого (верхнего) компрессионного кольца, \гг=40 Вт/(мК) -теплопроводность кольца; Коэффициент теплоотдачи в зоне контакта поршня и верхнего компрессионного кольца где Sk=ra2- площадь зоны контакта, ср = 1 -1,41х + 0,3г3 + 0,053л:5 -коэффициент стягивания линий теплового потока к пятнам фактического контакта [84], х=а/Ь - коэффициент сужения (рис.3.7). Очевидно, что в нашем случае а=Ь. Принимаем, что число единичных пятен контакта на номинальной площади (отношение фактической площади контакта к геометрической) п=1. Расчет коэффициента теплоотдачи в области второго и третьего поршневых колец, контактирующих непосредственно с поршнем, осуществляется аналогично с учетом того, что теплопроводность поршня из алюминиевого сплава \AL=140 Вт/(мК). При этом ашт2 3 = 57800 Граничные условия на поверхности поршня со стороны картерных газов сначала задаются на основе статистических данных [68,69,70,71,83], а потом уточняются в процессе численного моделирования. На рис. 3.8-а приведен внешний контур поршня с термическими граничными условиями на характерных участках. Распределение граничных условий III рода (а и Т) по радиусу поршня со стороны рабочего тела, полученное с учетом известных данных [83], приведено на рис.3.8-6. В заключении отметим, что наличие экспериментальных данных по локальным температурам поршня (глава 2), используемых для проверки расчетных данных, позволяет ограничиться изложенным выше, относительно простым (расчетно-экспериментальным) подходом при задании ГУ, и не использовать более сложный метод, основанный на теории пограничного слоя [45]. Расчет температурного поля поршня базируется на методе конечных элементов (см. раздел 1.5). Физическая сущность метода заключается в том, что реальная поршень заменяется при сохранении его конфигурации комбинацией из отдельных элементов, названных конечными элементами [65]. Они связаны друг с другом определенным количеством узловых точек.
Точность аппроксимации твердотельной модели поршня конечным числом конечных элементов можно повысить путем уменьшения размеров элементов с соответствующим увеличением их количества. Это, конечно, требует больше оперативной памяти компьютера. В настоящее время имеются значительное число методов и программ расчета, основанных на применение метода конечных элементов ANSYS, NASTRAN, ABAQUS, COSMOS и др. Программный комплекс ANSYS [85], используемый в данной работе, является наиболее универсальным и подходящим для расчета деталей поршневых двигателей (см. раздел 1.5). Большинство расчетов были выполнены по версии «ANSYS 8.0», а на ранних этапах исследования применялись и предыдущие версии. Начальный этап расчета теплового состояния поршня предусматривает создания геометрической (твердотельной) модели поршня средствами CAD. В результате созданная модель может быть в дальнейшем использована не только для расчета температурных полей поршня, что является основной задачей данной работы, но и для расчета напряженно-деформированного состояния, обусловленного термическими и механическими нагрузками. На рис. 3.9 приведена трехмерная твердотельная модель поршня, созданная в программной среде «Solid Works 2003», которая в дальнейшем разбивалась на конечное число конечных элементов.
Расчет индикаторных показателей рабочего процесса в газовом двигателе с искровым зажиганием
В качестве исходных данных воспользуемся экспериментальной индикаторной диаграммой р(ф), снятой на двигателе с искровым зажиганием в условиях стендового испытания (см. главу 2). Кроме того, воспользуемся диаграммами нестационарной температуры (рис.3.2) и тепловыделения (рис. 3.3), полученными в результате обработки экспериментальной индикаторной диаграммы.
Расчетные значения давления, приведенные на рис. 3.1, получены с помощью программного комплекса, разработанного в ООО «ВНИИГАЗ» к.т.н. А.И. Гайворонским, Д.А. Савченковым и А.В. Шибановым для задач трехмерного нестационарного моделирования рабочих процессов газовых и газожидкостных двигателей с учетом химической кинетики. В основе этого комплекса лежит программного обеспечение FIRE, разработанное компанией AVL (Австрия), и адаптированное для решения подобных задач. Представленные расчетные данные соответствуют рабочему режиму Ne=174 кВт, п=2204 мин"1, 0 =1,34 дизеля, конвертированного на природный газ и работающего с искровым зажиганием (рис. 3.1). Применение FIRE для исследования влияния отдельных параметров на процесс теплообмена и тепловое состояние связано с определенными трудностями, какими являются высокая стоимость самого программного комплекса, длительное время счета, невозможность определения локальных термических граничных условий и т.д. Кроме того, следует учесть, что исследование экологических показателей газового двигателя не является целью данной диссертационной работы (Программное обеспечение FIRE, как известно, направлено на решение задач, связанных с прогнозированием экологических показателей двигателя).
В связи с этим, для экспресс — оценки влияния указанных выше (см. раздел 4.1) параметров на теплообмен в газовом двигателе целесообразно применение относительно простых и доступных программ для расчета. В данной работе используются программные комплексы NKIU и DIESEL-RK, разработанные в МГТУ им. Н.Э. Баумана [85, 86], в основе которых лежит квазистационарная постановка расчетной задачи.
Следует подчеркнуть, что в данном случае наличие экспериментальных индикаторных диаграмм позволяет провести верификацию математических моделей, использованных в указанных программных комплексах, а затем использовать их для расчета тех режимов, для которых опытные результаты отсутствуют. Таким образом, в начале задача расчёта сводится к моделированию рабочего процесса газового двигателя с искровым зажиганием в целях обеспечения идентичных (с экспериментальными данными) результатов. В первую очередь, предполагается добиться совпадения интегрального закона тепловыделения, моделируемого процесса с заданным законом тепловыделения (рис. 3.3). При применении программного комплекса «DIESEL-RK» [86] это обеспечивается варьированием двух параметров: показателя сгорания т продолжительность сгорания тсг, входящих в выражение закона Вибе и где х=х(т)- доля выгоревшего в рабочем цикле топлива, т - текущее время, отсчитанное от начала сгорания. В результате последовательного подбора указанных параметров и сравнения характеристик было достигнуто их совпадение (рис. 4.1).
