Содержание к диссертации
Введение
1. - Проблемы турбонаддува дизелей с числом цилиндров до трех 14
1.1. Развитие производства дизелей мощностью до 40 кВт 14
1.2. Эволюция турбонаддува поршневых двигателей ' 17
1.3. Методы исследования процессов в двигателях внутреннего сгорания .22
1.4. Анализ исследований процессов в комбинированных дизелях 30
1.5. Особенности турбонаддува двухцилиндровых дизелей 41
1.6. Основные задачи исследования.; 44
2. Теоретические основы расчета газообмена в дизелях с турбонаддувом 46
2.1 Теоретические циклы поршневых двигателей с турбонаддувом 46
2.2. Характеристика импульсного наддува 52
2.3 Математическая модель турбонаддува дизелей с числом цилиндров до трех 59
2.3.1. Выбор типа модели 59
2.3.2. Описание математической модели процесса газообмена . 66
2.4 Методика использования характеристики компрессора при согласовании работы дизеля с числом цилиндров до трех и турбокомпрессора 80
2.5 Последовательность операций в программе расчета цикла дизеля с турбонаддувом 84
2.5.1. Подготовка данных \ 84
2.5.2. Последовательность вычислений при расчете цикла 84
2.5.3. Вычисление и вывод на печать итоговых показателей 87
2.6. Оценка результатов расчета газообмена 88
2.7. Настройка программы расчета газообмена 91
2.8. Выводы по главе : 93
3. Исследование тепломассообменных процессов в дизелях с турбонаддувом при числе цилиндров до трех 95
3.1. Объекты исследования і 95
3.2. Особенности тепломассообменных процессов в комбинированном дизеле 96
3.2.1. В выпускной системе \ 97
! 3.2.2. В турбокомпрессоре 99
3.2.3, Во впускной системе 103
3.3. Согласование характеристик дизеля и турбокомпрессора 107
3.4. Выводы по главе і 113
4. Особенности турбонаддува двухцилиндрового дизеля с неравномерным чередованием работы цилиндров 115
4.1. Процессы в системах газообмена 115
4.2. Индикаторные показатели дизеля 121
4.3. Способы снижения неравномерности наполнения цилиндров 123
4.4. Выводы по главе 130
5. Влияние конструкционных параметров системы газообмена на показатели дизелей с турбонаддувом 132
5.1. Влияние объема впускного трубопровода 132
5.2. Влияние конструкционных параметров выпускной системы 138
5.2.1. Объем трубопровода ;... 139
5.2.2. Длина индивидуальных трубопроводов 143
5.2.3. Дополнительный ресивер перед турбиной J 148
| 5.2.4. Перепуск газа минуя турбину 155
5.3 Влияние фаз газораспределения на совместную работу дизеля
и турбокомпрессора ] 158
5.4 Результаты испытаний дизелей с турбонаддувом 163
5.4.1. Двухцилиндровый дизель Д120Т \ 164
5.4.2. Трехцилиндровый дизель Д130Т і 171
5.4.3. Одноцилиндровый дизель Т-450Д [. 177
5.5. Экологические показатели дизелей с турбонаддувом і .177
5.6. Оценка теплового состояния деталей дизелей воздушного охлажде-
ния с наддувом 182
5.7. Предварительные испытания дизеля Д120Т на надежность 184
5.8. Выводы по главе 185
Общие-выводы 186
Литература.
- Эволюция турбонаддува поршневых двигателей
- Описание математической модели процесса газообмена
- Особенности тепломассообменных процессов в комбинированном дизеле
- Способы снижения неравномерности наполнения цилиндров
Введение к работе
Актуальность темы. Потребности в энергетических установках мощностью до 40 кВт удовлетворяются в основном двигателями с рабочим объемом iiVh = 0,5...3,0 дм , значительное место среди которых занимают четырехтактные дизели с числом цилиндров до трех.
Начатое в 80-х годах серийное производство высокоэффективных турбоком-; прессоров с радиально-осевыми турбинами (ТКР), имеющих рабочие колеса диаметром менее 50 мм, создало реальные предпосылки для применения турбонадду-ва на дизелях С указанными рабочими объемами. Однако, если работы по наддуву трехцилиндровых моделей ведутся уже достаточно широко и во многих случаях успешно, то сведения о его применении на одно- и двухцилиндровых моделях пока еще крайне ограничены. Причина этого заключается не только в экономическом аспекте - соотношении стоимостей двигателя и агрегата наддува, но прежде всего в недостаточной изученности особенностей термодинамических и газодинамических процессов, протекающих в таких двигателях.
В дизелях с числом цилиндров до трех нестационарные тепломассообменные процессьі между цилиндрами и турбокомпрессором, осуществляемые через тру-і бопроводы, характеризуются не только большими амплитудами пульсаций давле-; ния газов, но и наличием периодов отсутствия таких процессов в течение цикла. В двухцилиндровых дизелях к тому же добавляется неравномерное чередование работы цилиндров. Именно эти особенности, даже при хорошем согласовании характеристик дизеля и компрессора ТКР по средним за цикл параметрам, при ма-ілом объеме впускного трубопровода могут приводить к неустойчивой работе і компрессора (помпажу) и, следовательно, к существенному ухудшению показателей комбинированного дизеля. Этим же следует объяснять и увеличение вероятности появления помпажа в компрессоре при уменьшении числа цилиндров.
Недостаточные изученность и учет отмеченных выше особенностей явились, в частности, одной из причин ряда неудачных попыток применения турбонаддува ;на двухцилиндровых дизелях. Другая причина заключается в отсутствии математических моделей, адекватно описывающих процессы, происходящие в системе газообмена дизелей с турбопаддувом при числе цилиндров до трех. Несомненная перспективность применения турбонаддува на дизелях с числом цилиндров до трех с целью повышения их технико-экономических и экологических показателей в первую очередь требует разработки теоретических основ и математических моделей нестационарных тепломассообменных процессов Б системах газообмена. В связи с этим необходимо также проведение многоплановых расчетных и экспериментальных научных исследований влияний различных факторов на эффективность турбонаддува указанных дизелей. Все это в совокупности определяет актуальность задач, решаемых в диссертационной работе.
Цель и задачи исследования. Целью диссертационной работы явились разработка теоретических основ и математических моделей нестационарных процессов в системах газообмена дизелей с числом цилиндров до трех с турбонаддувом, установление степени влияния различных конструкционных параметров системы воздухоснабжения на эффективность работы агрегата наддува и основные показатели комбинированного дизеля.
Поставленная цель достигалась решением следующих задач:
1. Разработка теоретических основ нестационарных тепломассообменных процессов в системах газообмена с учетом их прерывистости в течение цикла.
2. Математическое моделирование процесса передачи энергии от выпускных газов к свежему заряду через ротор турбокомпрессора, обладающий большим запасом кинетической энергии, в условиях прерывистости тепломассобменных процессов между цилиндрами, трубопроводами и агрегатом наддува и возможным в течение цикла появлением в компрессоре помпажа.
3. Совершенствование методики согласования характеристик дизеля и компрессора ТКР для импульсных систем наддува, учитывающей пульсации давления во впускном трубопроводе и изменение расхода воздуха через компрессор в течение цикла.
І і 4. Проведение на основе разработанных математической модели и програм- мы расчета необходимого комплекса расчетных и экспериментальных исследований, позволяющих осуществить оценку влияния конструкционных и режимных факторов на процессы газообмена, для определения эффективных путей совер- ф тпенствоаания технико-экономических показателей комбинированных дизелей.
Научная новизна
1. Разработаны теоретические основы импульсных тепломассообменных ;процессов в системах газообмена при турбонаддуве дизелей с числом цилиндров і 3, позволившие получить и обобщить данные об особенностях их работы.
2. Создана математическая модель цикла, в которой описание нестационарных процессов осуществляется с учетом:
- прерывистости тепломассообменных процессов между цилиндрами, трубопроводами и агрегатом наддува;
- передачи энергии от выпускных газов к свежему заряду через ротор тур-бокомпрессора, обладающий большим запасом кинетической энергии;
- различия параметров, характеризующих процессы в цилиндрах, при не-равномеоном чередовании их работы;
- пульсирующего характера давления во впускном трубопроводе и переменном расходе воздуха через компрессор;
! і і ;
I - возможного появления в компрессоре помпажа.
3. Предложена методика определения текущих значений расхода воздуха и КПД компрессора с использованием его универсальной характеристики.
4. Установлены закономерности влияния пульсаций давления во впускной і системе на КПД и расход воздуха через компрессор, на основе которых разработана нозая методика согласования параметров дизеля и ТКР, предполагающая построение диаграммы изменения параметров их совместной работы в поле универсальной характеристики компрессора, что позволяет зафиксировать появление з нем в ;,ечение цикла помпажа.
5. На основе расчетно-экспериментальных исследований определены принципы и направления совершенствования впускной и выпускной систем. Установлено, что основной причиной неудовлетворительной работы дизеля с ТКР при числе цилиндров до трех может быть малый объем впускного трубопровода, обу- $ словливающий периодическое появление в компрессоре помпажа в течение
цикла.
Практическая ценность. Обоснование принципиальной возможности создания комбинированных дизелей с высокими показателями при числе цилиндров і 3 с соверп енными системами наддува определяет практическую ценность результатов и рекомендаций выполненной работы.
Разработанные математическая модель и программа расчета процессов в комбинированном дизеле, учитывающие особенности их импульсного наддува, неравномерное чередование работы цилиндров и возможный помпаж в компрессоре позволяют прогнозировать изменение показателей их работы в зависимости от конструкционных параметров систем выпуска и впуска, а также решать задачи оптимизации подбора турбокомпрессора для конкретного дизеля с целью существенного улучшения его технико-экономических и экологических показателей.
На основе предложенных рекомендаций по конструированию систем впуска и выпуска созданы образцы двухцилиндрового дизеля с турбонаддувом, имеющие мощность на 35% и экономичность на 7% выше, чем у базовой модели, а также трехциляндровые с повышенными показателями соответственно на 45 и 5%.
Реализация результатов работы. Результаты исследований использовались в ОАО ВТЗ» при создании промышленных образцов дизелей с турбонаддувом: двухцилиндрового Д120Т и трехцилиндрового Д130Т. і
Теоретические основы особенностей процесса газообмена в дизелях с турбонаддувом при і 3 и результаты исследований составляют базу лекционных курсов и практических занятий по дисциплинам «Газообмен в двигателях мототранспорта и средств малой механизации» и «Агрегаты наддува двигателей», а также включены в дисциплину «Теория рабочих процессов» (раздел - наддув двигате лей) для специальности 101200. Программа расчета процесса газообмена широко используется при выполнении курсового и дипломного проектирования. Апробация работы. Основные результаты работы доложены:
- на VII Международном симпозиуме «Мотор-Симпо-90» (Чехословакия, 1990 г.);
- на научно-практических семинарах «Совершенствование мощностных, экономических и экологических показателей ДВС» (Владимир, 1988, 1989, 1991, 1993, 1995, 1997,1999 гг.);
- на Международной научно-технической конференции «Двигатель-97» (МГТУ, Москва, 1997 г.);
- на конференции «Перспективы и концепции развития дизелей и бензиновых двигателей для легкой техники различного назначения и мототранспорта» специалистов фирмы AVL (Австрия), ВлГУ, ведущих научных и производственных организаций стран СНГ и Балтии (Владимир, 1998 г.);
- опытные образцы систем турбонаддува демонстрировались на региональных, российских и международных выставках.
Публикации. По результатам исследований, на базе которых выполнена диссертация, автором опубликовано 37 работ и получено 2 свидетельства на изобретения. Результаты изложены в отчетах по хоздоговорным и госбюджетным НИР, а также грантам по исследованиям в области транспортных наук в период с 1987 по 1998 гг.
Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, пяти глав, за ключения, списка использованных источников (141 наименование) и 12 приложе ний. Основная часть работы изложена на 125 страницах текста, содержит 59 ри сунков и 32 таблицы.
Диссертационная работа выполнена во Владимирском государственном уни верситете на кафедре «Двигатели внутреннего сгорания». Она базируется на фун даментальных трудах и исследованиях в области комбинированных двигателе: Б.П.Байкова, В.А.Ваншейдта, Н.Х.Дьяченко, Я.А. Егорова, И.А.Ковал;
О.Г.Крас овского, М.Г.Круглова, М.М.Масленникова, А.С.Орлина, Д.А.Портнова, А.Э.Симеона, Б.С.Стечкина, Н.С.Ханина, М.С.Ховаха, А.Д.Чаромского, Г.Д.Чернышева и др., а также на работах по турбонаддуву двухцилиндрового дизеля А.Б Азбеля, В.И.Ивина, А.Я.Шкарупило, В.В.Эфроса и др. В ее основу положены результаты исследований, выполняемых с 1987 года по настоящее время на кафедре «Двигатели внутреннего сгорания» при непосредственном участии соискателя, а также материалы, полученные в ЛТКР НАМИ и ОАО «Владимирский тракторный завод».
На защиту выносятся:
- основные закономерности влияния пульсаций давления в выпускной и впускной системах на параметры работы турбины и компрессора в составе комбинированного дизеля с числом цилиндров до трех;
- математическая модель и программа расчета термо- и газодинамических процесс- в при импульсном наддуве дизелей с числом цилиндров до трех с произвольные чередованием их работы, описывающая процесс передачи энергии к свежему заряду через ротор турбокомпрессора, прерывистые тепломассообмен-иые прі дессы между элементами системы газообмена и возможное появление помпажа в компрессоре;
- новая методика согласования параметров дизеля и турбокомпрессора, базирующаяся на построении диаграммы режимов их совместной работы в поле универсальной характеристики компрессора;
- результаты расчетно-экспериментальных исследований влияния различных факторов на технико-экономические показатели комбинированных дизелей с числом цилиндров до трех.
Содержание работы В первой главе приведен обзор производства малолитражных (iVh = 0,5...3,0 дм3) двигателей мощностью до 40 кВт, среди которых значительную часть составляют четырехтактные двух- и трехцилиндровые дизели. Рассмотрены эволюция конструкций выпускаемых фирмами турбокомпрессоров и эффективность различных систем турбонаддува. Установлены проблемы, возникающие при импульсном наддуве дизелей с числом цилиндров до трех, обусловленные прерывистостью поступления газа Ш турбину, значительными пульсациями давления во впускной системе малого объема и повышенной вероятностью в этом случае помпажа в компрессоре, а в двухцилиндровых двигателях, кроме того, че-редованием работы цилиндров через 180 и 540°п.к.в. Выполнено сравнение математических моделей, используемых для описания процесса газообмена, по уровню их сложности и возможностей. Отмечены примеры их успешного применения.
Сформулированы задачи диссертационной работы.
Во второй главе рассмотрены теоретические циклы комбинированного дизеля как объединения поршневого и газотурбинного двигателя (турбокомпрессора).
Получено уравнение теоретического КПД для смешанного подвода теплоты к турбине и уравнение для объема выпускной системы при изобарном наддуве. Выполнено уточнение признаков наддува с постоянным и переменным (pTVar) давлениях газа перед турбиной, а также определены признаки, дающие основание относить наддув с pTvar к импульсному. Показана правомерность использования для описания процессов газообмена в дизелях с числом цилиндров до трех математической модели нестационарных процессов без учета движения газа, решаемой квазистационарным методом. Приведено описание математической модели дизеля с турбонаддувом, в которой учтены передача энергии от выпускных газов к свежему заряду через ротор турбокомпрессора, и прерывистость тепломассообмен-ных процессов между элементами системы газообмена. Обоснована методика оп-іределения текущих расхода воздуха и КПД компрессора с использованием его универсальной характеристики. Установлены обобщенный оценочный показатель качества газообмена и параметры настройки программы расчета на исследуемый I -«"• двигатель. : і ; і В третьей главе приведены результаты исследований процессов тепломассо ! і • ! обмена между цилиндрами, трубопроводами и агрегатом наддува. Текущие пока ; : [ затели состояния выпускных газов и свежего заряда зависят от параметров тепломассообмена GT. Отмечено, что при объемах трубопроводов, менее рабочего объема цилиндра, перед турбиной и после компрессора, имеют место большие пульсации давления. Несмотря на это, а также на наличие прерывистости в тепло- I массообменах между элементами системы газообмена, частота вращения ротора \ турбокомпрессора за цикл изменяется незначительно (0,2%), т.е. практически по- [ стоянная.Установлены закономерности влияния пульсаций давления во впускном трубопроводе на параметры работы компрессора. Обоснована специфичность согласования совместной работы дизелей с числом цилиндров до трех и компрессо- іраТКР. I
В четвертой главе рассмотрено влияние неравномерного чередования рабо-\ ты цилиндров на термодинамические процессы в системе газообмена двухцилин-дрового дизеля с турбонаддувом. На основе анализа индикаторных диаграмм насосных ходов и рабочего процесса установлены причины и степень неравномерности наполнения и различия затрат работы на газообмен в первом и втором цилиндрах. Показано, что увеличением объема впускной системы, выбо-! ром турбокомпрессора с повышенной пропускной способностью турбины и другими способами можно обеспечить практически равномерную работу цилиндров и более высокие эффективные показатели комбинированного дизеля.
В пятой главе приводятся результаты исследования влияния конструкционных параметров выпускной и впускной систем на показатели дизелей с турбонад- і дувом. Установлено, что минимальный объем впускной системы лимитируется ! началом неустойчивой работы компрессора, а максимальный - габаритными раз- I мерами и лучшими эффективными показателями комбинированного дизеля. При- : ведены рекомендации по выбору рациональных параметров впускного трубопро- І вода. I Показано, что при турбонаддуве увеличение объема выпускного трубопровода; Vp приводит к снижению мощности и экономичности дизелей с числом цилин-дров до трех. Минимальное значение объема Vp, определяемое условием компо і I ! новки турбокомпрессора на дизеле, в большинстве случаев обеспечивает ! улучшенные показатели газообмена. I
I Приведены результаты исследования влияния преобразователей характера I пульсаций давления перед турбиной на показатели работы двухцилиндрового ди- зеля с чередованием работы цилиндров через 180 и 540°п.к.в., для чего использо- вались индивидуальные трубопроводы различной длины и применение в выпускной системе дополнительного ресивера. Установлен механизм положительного влияния на совместную работу дизеля и турбокомпрессора перепуска части газа ; минуя турбину. j
Пог азана эффективность применения турбонаддува на дизелях с числом цилиндров i 3. Приведены экологические показатели и данные; по тепловому со- стоянию дизелей воздушного охлаждения.
І В общих выводах сформулированы основные научные и практические результаты, выполненных исследований. I
Успешное решение сложной задачи, являющейся новой для отечественного двигателестроения, определила творческая деятельность группы исследователей с участием автора на кафедре «Двигатели внутреннего сгорания» Владимирского
Государственного университета (ВлГУ) под руководством заслуженного деятеля І І науки и техники РФ д.т.н., профессора В.В.Эфроса при активной помощи сотруд І І І ников ГСКБ ОАО ВТЗ. Автор глубоко признателен организациям, предоставив ішим малоразмерные турбокомпрессоры для проведения испытаний: ЛТКР НАМИ ; г. Москва; ГСКТВ по турбокомпрессорам, г. Дергачи (Украина); фирме Мицубиси ! і 1
II . . I (Япония).
Эволюция турбонаддува поршневых двигателей
Турбонаддув, как средство повышения эффективных показателей двигателей, известен более 80 лет. Первая схема использования турбины и компрессора, закрепленных на коленчатом валу, для наддува двигателя с принудительным воспламенением была запатентована в 1906 г. швейцарским инженером А.Бюхи (A.Buchi), а в 1915 г. им же была запатентована схема турбонаддува с газовой связью [46, 110]. Французскому инженеру Рено был выдан в 1911 г. патент на применение турбокомпрессора на стационарном дизеле [84]. В 1917 г. француз А.Рато, а в 1918 г. американец С.А.Мосс применяют турбонаддув на авиационном поршневом ДВС с воспламенением от искры [46]. Серийное производство турбокомпрессоров начато Brown Boveri в 1923 г. В 1938 г. Arbon построил быстроходный дизель с турбонаддувом для грузового автомобиля, а начало их серийного производства относят к 1954 г. Первый серийный легковой автомобиль с дизелем, имеющим турбокомпрессор, выпущен фирмой Mersedes-Benz в 1978 г. [119].
История практической реализации турбонаддува на ДВС тесно связана с процессом разработки турбокомпрессоров. Достижение необходимых значений степени повышения давления як в компрессоре при высоких КПД с уменьшением расходов рабочего тела через проточные части агрегата наддува услолшяется, так как требуется существенное увеличение частоты вращения ротора турбокомпрессора. Это обусловливает повышение требований к технологии их изготовления. Поэтому вначале было освоено производство турбокомпрессоров большой размерности, применявшихся на тепловозных и судовых дизелях. К шестидесятым годам, по мере появления серийных образцов турбокомпрессоров малой размерности, в основном с радиалыю-осевой турбиной (ТКР), турбонаддув распро страняется на автотракторные дизели с рабочим объемом более 4 дм . Турбокомпрессоры с расходом воздуха до 1 кг/с и частотой вращения ротора до 65000мин" , предназначенные для двигателей средней и малой мощности, появились в 50-х годах. Так ТКР фирмы Schwitzer-Cummins (США) имели расход воздуха от 0,07 до 0,37 кг/с, степень повышения давления кк до трёх, при частоте вращения ротора свыше 45000 мин" . ТКР фирмы Eirizerch (США), предназначенные для автотракторных двигателей, имели як = 1,85, расход воздуха от 0,53 до 0,72 кг/с и КПД компрессора от 0,70 до 0,82 [84].
В СССР широкие работы по турбонаддуву двигателей проводились в научно-исследовательских организациях. НАМИ, НАТИ, ЦНИДИ и др., Алтайском, Владимирском, Волгоградском, Минском, Челябинском, Ярославском и др. заводах, выпускающих двигатели, а также в высших учебных заведениях. Налаживание серийного производства турбокомпрессоров ТКР-14, ТКР-11, ТКР-8,5, ТКР-7 обусловило широкое распространение турбонаддува на дизелях автотракторного назначения в начале большого, а затем все меньшего литража. Однако до конца 70-х годов на дизелях мощностью до 30 кВт с числом цилиндров і 3 наддув практически не применялся.
В начале 80-х годов ряд фирм (Garret, Cummins, Warner - IHI, Hitachi, ККК, Mitsubishi и др.) приступили к разработке и выпуску агрегатов наддува для мало з литражных двигателей с рабочим объёмом 0,5...3,0 дм . На состоявшейся в 1Q82 г. в Лондоне международной конференции по турбонаддуву [120] подчёркивалась настоятельная необходимость использования турбонаддува двигателей небольшого рабочего объёма. К этому моменту фирма Garret объявила о начале производ з . ства ТКР модели Т-2 для двигателей с рабочим объёмом 1,3...2,2 дм и эффективной мощностью до 39,5 кВт. ТКР этой серии характеризовались массой 4,2...4,7 кг, частотой вращения ротора до 120000 мин" и максимальным КПД компрессора свыше 0,65, а также возможностью регулирования давления наддувз встроенным перепускным клапаном в турбине [127]. Практически одновременно работы по созданию малоразмерных турбокомпрессоров начали и другие фирмы.
Так фирма Hitachi к 1982 г. разработала для автомобильных двигателей рабо ! і з і чим объёмом 0,5...1,0 дм модель НТ7 со встроенным в турбину перепускным клапаном. При диаметре рабочего колеса менее 40 мм максимальный КПД компрессора составлял более 0,70, а частота вращения ротора достигала 170000 мин" [120].
Фирмой Mitsubishi для двигателей с рабочим объёмом 0,5...1,8 дм созданы ТКР, обеспечивающие работу двигателя с расходом воздуха 0,015...0,135 кг/с при кк= 2,3. .2,4, частотой вращения ротора 190000...210000 мин" и максимальными КПД компрессора до 0,74 [132]. Совместное предприятие, образованное фирмами Borg Wargner и Wargner IHI, начало выпуск ТКР модели RHB3 с массой 2,2 кг и частотой вращения ротора -і із 250000 мин , предназначенной для двигателей рабочим объёмом 0,5...2,0 дм .
Фирмой Schwitzer для двигателей мощностью до 37 кВт подготовлено производство ТКР серии S, с диаметром рабочего колеса компрессора 42 мм при частоте вращения ротора 200000 мин" .
В связи с успехами в разработке и производстве малоразмерных, малоинерционных ТКР увеличилось применение турбонаддува на трёхцилиндровых двигателях. . : .;! Среди фирм, ведущих работы по наддуву трёхцилиндровых двигателей можно отметить Maxessoires, Deutz, Volkswagen и Eicher, Perkins. На автомобиль Daihatsu фирма Maxessoires устанавливает трёхцилиндровый
Описание математической модели процесса газообмена
Ten лообменные процессы в ДВС не стационарны, а поля температур элемен-j тов, составляющих внутрицилиндровые поверхности,различны и неоднородны. Но I так как градиенты их на установившемся режиме работы двигателя практически постоянны, то принятие средних температур для стенки цилиндра Тц, поршня Тп и ! днища головки цилиндра Тг ц не должны вносить большой погрешности в результаты расчета. В этом случае уравнение (2.25) преобразуется к виду QTO = aro D Sx(TJ + (2Tnr.4) (2.26) і где D - диаметр цилиндра; і Sx текущее значение перемещения поршня. j Для определения коэффициента теплоотдачи осто предложено большое число : эмпирических формул. Достаточно подробный их анализ приведен в работах [80, 85]. Наиболее широкое распространение для вычисления ато вследствие своей I простоты, получила формула Ц. Эйхельберга aT0 = 2Дл/рТз/с , і j где Сп - средняя скорость поршня.
Эта формула удобна для определения ато при моделировании турбонаддува, Ітак как содержит только текущие значения давления р и температуры Т газов. В практике двигателестроения принято к коротким относить трубопроводы, у ! которых отношение длины к гидравлическому диаметру 1- /( 6. Анализ конст- рукций выпускных трубопроводов на КМЦД показывает, что в двухцилиндровых ! двигателях это соотношение соблюдается, а в трехцилиндровых не превышает 10.
Прохождение волны давления со скоростью звука а = VkRT от выпускного кла-іпана самого удаленного цилиндра до турбины ТКР не более 10 п.к.в. Поэтому і волновые процессы не оказывают существенного влияния на протекание давления в коротких выпускных трубопроводах. Изменение параметров газа в них обусловлено в основном массообменами рабочего тела между цилиндрами и трубопроводом с одной стороны и между трубопроводом и турбиной ТКР, с другой. Кроме того ввиду относительно малого объема выпускного трубопровода Vp неоднородностью параметров газа в нем можно пренебречь.
Принятие этих допущений делают правомерным применение для описания процессов в выпускном трубопроводе КМЦД математической модели первого ти-па и соответствующей расчетной схемы (рис. 2.4).
В случае увеличения длины трубопровода, т. е. при Ц/сЦ 6 и использова нии принятой модели, распространение прямой волны давления в определенной мере можно учесть смещением давления рт у турбины относительно давления рр у выпускного клапана на угол
Кроме этого в дифференциальное уравнение для расчета давления в трубопроводе целесообразно ввести член, учитывающий кинетическую энергию газового потока Ек. С учетом отмеченного система дифференциальных уравнений для выпускного трубопровода имеет вид: 1 і ЕКЛ GpjTpj S GTTT + — =1 CVJ Фр R VJ (2.27) dcp 6пдУр TpR dPp d(p ppcp dq /і "T) PP f -у _ /- «-p , c. Р.І PJ „ І І pc p (2.28) где Vp - объем выпускной системы9включающий объемы трубопровода V-ф, дополнительного ресивера Vpec и каналов в головках цилиндров VKaH; 72 і І ! і і - Число цилиндров, подсоединяемых к трубопроводу; І Ек -кинетическая энергия потока газа; GTK. Gno, Gpec - расходы газа через турбину, перепускное отверстие и канал
При турбонаддуве турбокомпрессор является объектом, йередающим энер ігию от пыпускных газов к свежему заряду. При математическом моделировании наддува основной задачей является определение взаимной связи граничных усло вий на входе и выходе из ТКР. Значения выходных параметров, а именно, давле ния рк и температуры Тк зависят от: j - располагаемой энергии выпускных газов, поступающей из каждого цилиндра, порядка их работы и конструкционных параметров выпускной системы; - эффективности срабатывания располагаемой энергии на турбине и передаючи ее через компрессор к свежему заряду для повышения его плотности; I - процессов, происходящих во впускной системе. ! Определению располагаемой энергии выпускных газов перед турбиной по священо большое число исследований, опубликованных как в периодической пе чати, так и в монографиях [80]. Эффективность ее использования взаимосвязана с (мощностью турбины, которая при постоянном давлении рт определяется по урав нению
Особенности тепломассообменных процессов в комбинированном дизеле
Как указывалось в 2.3 } для определения текущих значений расхода воздуха G,c целесообразно использовать универсальную характеристику компрессора. На Преобразованных характеристиках компрессоров ТКР при постоянной степени повышения давления 7ік с ростом GK значение GK/TK увеличивается (рис. 2.6). Это обеспечивает возможность при заданном тгк найти на кривой GK/tK точку, соответ ствующую рассчитанному по (2.42) значению (GK/4K)pac, и следовательно, опреде лить текущий расход воздуха через компрессор GK. В ЭВМ характеристика представляется в виде двухмерного массива, элементы которого нумеруются в соответствии с дискретными значениями GK
При вводе элементами массива являются КПД компрессора тк, а для практиче : І і і ! ского использования формируется массив из элементов GK/TJK; Ввод значений % ! начинается с границы помпажа. Первые номера элементов (по оси GK) для каждого дискретного значения як оформляются в виде одномерного! массива и исполь зуются и модели для определения момента входа компрессора! в режим помпажа. і Аналогично оформляются и номера крайних правых элементов! массива пк для оп ределения моментов выхода точки совместной работы дизеля! и ТКР за пределы ! введенных с универсальной характеристики компрессора значений rjK.
Необходимо далее оценить влияние неустойчивой работы компрессора (пом пажа) на протекание массообменных процессов между ним и впускным трубопро водом. В [60] описаны процессы, возникающие в жидкостном нагнетателе, рабо тающем на сеть и приведены графики изменения давления в сети в зависимости от расхода жидкости. Применим описанные явления к компрессору ТКР, установ ленному на одноцилиндровом дизеле с объемом впускного трубопровода Vs VjT.
При анализе условимся обозначать расходы воздуха GK, G соответственно через ;компрессор и клапан цилиндра, рк - максимальное давление, развиваемое ком прессором при постоянной частоте вращения ротора ТКР и заданном значении GK (напор), ps давление во впускном трубопроводе.
Рассмотрим нагнетание воздуха компрессором в трубопровод при постоянной частоте его вращения и отсутствии впуска в цилиндр. Анализ начнем с расхода! GK, соответствующего на диаграмме точкам as и ак (рис. 2.7,а). Это состояние характеризуется давлением в трубопроводе ps в точке as и напором компрессора рк в точке ак. По мере увеличения массы воздуха в замкнутом {Gm = 0) объеме трубопровода начнется обратное течение воздуха через компрессор (обратный выброс). Условно это можно представить как скачкообразный переход из точки b в точку с с изменением знака расхода воздуха (-GK). Вследствие обратного выброса давление ps снижается до точки d и система скачком переходит в состояние точки as. Далее процесс повторяется. Компрессор в этом случае работает неустойчиво и имеет место обратный выброс воздуха, т.е. наблюдается помпаж. Каждой частоте вращения компрессора соответствует своя точка Ь. Теоретически линия, соединяющая эти точки, является границей помпажа. Описанным явлениям способствует такой характер протекания кривой рк= f(GK), при котором максимум рк достигается при положительных значениях GK.
Если максимум рк в области положительных GK отсутствует (рис. 2.7,6), то при GKJI GK обратного выброса может не быть. В этом случае после достижения Ps Рк? происходит скачкообразное снижение расхода GK, т.е. переход из точки b в точку с. С этого момента GItn GK, давление ps снижается и система переходит в состояние точки d (рк ps). Происходит скачек в точку as. Неустановившийся режим работы компрессора сопровождается снижением его производительности без обратного выброса воздуха.
Таким образом характеристика компрессора также оказывает определенное влияние на склонность его к помпажу и, следовательно, протекание массообмен-ных процессов в системе воздухоснабжения КМЦД.
Для ввода характеристики компрессора и формирования зависимости GK/ гк= f(GK, як) предусмотрена специальная подпрограмма. Обеспечение в течение цикла непрерывности вычисления GK и пк осуществляется интерполированием значений GK/nIC, соответствующих области помпажа, с помощью полиноминальных уравнений.
Способы снижения неравномерности наполнения цилиндров
Неравномерность наполнения цилиндров свежим зарядом обусловливает со \ ответстр}/ющие различия в протекании процессов сжатия, сгорания и расширения.
На рис. 4.4 приведены индикаторные диаграммы рабочих ходов,снятые в первом и втором цилиндрах дизеля Д120 с TD03-06G. При снятии их на дизеле были ус тановлены: топливный насос НД21 с плунжером диаметром 8 мм, трехдырчатые форсуньи с пропускной способностью \.ЇРф = 182,4 мм /мин и давлением начала І впрыска рф= 20 МПа. Установочный угол опережения впрыска топлива равнялся ;26п.к.в доВМТ.
Обработка индикаторных диаграмм выполнялась по программе, разработанной автором, в основу которой положена методика З.С. Маца [73]. Пример обработки приведен в прил. 10. Для обеспечения большей достоверности результатов и получения дополнительной информации индикаторные диаграммы снимались ; на 5 нагрузочных режимах при 2000 мин . !
Сравнение индикаторных диаграмм (рис. 4.4) и результатов их обработки (табл. 13) показывает, что максимальное давление цикла pz во втором цилиндре меньше, чем в первом на 1,73 МПа (17,2%), а среднее индикаторное давление pi і ! на 0,04 МПа (примерно 3,7%). Максимальная температура цикла Ттах меньше на :208 К (10,7%). При этом протекание кривых температур и кривых скорости выго Имеющая место разность показателей, характеризующих рабочие процессы в цилиндрах, сохраняется практически неизменной в диапазоне мощностей Ne от 22 до 30 кВт (рис. 4.5,а).
Отмеченная разница показателей, характеризующих протекание рабочих процессов в цилиндрах, оказывает дополнительное влияние на динамические характеристики двухцилиндрового дизеля с порядком работы цилиндров через 180 и 540п.к.в. Изменение индикаторных и эффективных показателей дизеля Д120Т приведено нарис. 4.5,6.
Определенного снижения неравномерности можно достигнуть оптимизацией фаз газораспределения. На дизеле Д120 фазы газораспределения с наддувом остаются практически такими же как и без наддува. Расчетные исследования пока зали, что фазы газораспределения, индивидуальные для каждого цилиндра, позволяют снизить неравномерность затрат работы на газообмен и наполнение их свежим зарядом.
Равенство удельных затрат работы на газообмен рго достигается при более позднем открытии выпускного клапана в первом цилиндре по отношению ко второму, т.е. фы фь2- Уменьшение угла начала выпуска фы от 60 до 41п.к.в до НМТ (при фь2 = 60п.к.в.) приводит к росту удельной затраты работы на газообмен рго в первом цилиндре на 0,032 МПа, а во втором она снижается только на 0,015 МПа, т.е. более чем в два раза меньше (рис. 4.6,а). Влияние начала выпуска во втором цилиндре фьг (при Фы=г41) на величину рго существенно меньше (рис. 4.6,6). Равенство рго1 Рго2 достигается при Фы = 41 и Фы = 55п.к.в. до НМТ и сопровождается увеличением затрат работы на газообмен в дизеле примерно на 15...20% по сравнению с исходным вариантом. Установка указанных фаз выпуска существенно изменяет характер протекания давления рт в трубопроводе (рис. 4.7). Оно в период выпусков становится более равномерным, а следовательно, условия выпуска газов из первого и второго цилиндров практически одинаковы, что и обеспечивает равенство ргоі = рг02.
На массовое наполнение цилиндров свежим зарядом Мі основное влияние оказывает угол окончания впуска фа. Уменьшение фаі от 40 до 20п.к.в. после НМТ, при фа2 = 40п.к.в., приводит к заметному снижению массы свежего заряда, поступившей в первый цилиндр (рис. 4.8,а). Одинаковое количество свежего заряда, поступившего в цилиндры, имеет место при фа1 = 34. Изменение фа2 при указанном значении фаі мало влияет на величину Mj (рис. 4.8,6). Равенство Mj достигается при фазах впуска фаі = 34 и фа2 = 52п.к.в. после НМТ. Перекрытие клапанов на показатели газообмена в цилиндре практически не влияет.
