Размер: px

Начинать показ со страницы:

Транскрипт

1 На правах рукописи Машкур Махмуд А. МАТЕМАТИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ ПРОЦЕССОВ ГАЗОДИНАМИКИ И ТЕПЛООБМЕНА ВО ВПУСКНОЙ И ВЫПУСКНОЙ СИСТЕМАХ ДВС Специальность "Тепловые двигатели" Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук Санкт-Петербург 2005

2 Общая характеристика работы Актуальность диссертации В современных условиях ускоренного темпа развития двигателестроения, а также доминирующих тенденций интенсификации рабочего процесса при условии повышения его экономичности, все более пристальное внимание уделяется сокращению сроков создания, доводки и модифицированию имеющихся типов двигателей. Основным фактором, существенно снижающим как временные, так и материальные затраты, в этой задаче является применение современных вычислительных машин. Однако их использование может быть эффективным лишь при условии адекватности создаваемых математических моделей реальным процессам, определяющим функционирование ДВС. Особенно остро на данном этапе развития современного двигателестроения стоит проблема теплонапряженности деталей цилиндропоршневой группы (ЦПГ) и головки цилиндра, неразрывно связанная с повышением агрегатной мощности. Процессы мгновенного локального конвективного теплообмена между рабочим телом и стенкам газо-воздушных каналов (ГВК) все еще остаются недостаточно изученными и являются одним из узких мест в теории ДВС. В связи с этим создание надежных, экспериментально обоснованных расчетнотеоретических методов исследования локального конвективного теплообмена в ГВК, дающих возможность получать достоверные оценки температурного и теплонапряженного состояния деталей ДВС, является актуальной проблемой. Ее решение позволит осуществить обоснованный выбор конструкторских и технологических решений, повысить научно технический уровень проектирования, даст возможность сократить цикл создания двигателя и получить экономический эффект за счет снижения себестоимости и затрат на экспериментальную доводку двигателей. Цель и задачи исследования Основная цель диссертационной работы заключается в решении комплекса теоретических, экспериментальных и методических задач, 1

3 связанных с созданием новых уточных математических моделей и методов расчета локального конвективного теплообмена в ГВК двигателя. В соответствии с поставленной целью работы решались следующие основные задачи, в значительной мере определившие и методическую последовательность выполнения работы: 1. Проведение теоретического анализа нестационарного течения потока в ГВК и оценка возможностей использования теории пограничного слоя при определении параметров локального конвективного теплообмена в двигателях; 2. Разработка алгоритма и численная реализация на ЭВМ задачи невязкого течения рабочего тела в элементах системы впуска-выпуска многоцилиндрового двигателя в нестационарной постановке для определения скоростей, температуры и давления, используемых в качестве граничных условий для дальнейшего решения задачи газодинамики и теплообмена в полостях ГВК двигателя. 3. Создание новой методики расчета полей мгновенных скоростей обтекания рабочим телом ГВК в трехмерной постановке; 4. Разработка математической модели локального конвективного теплообмена в ГВК с использованием основ теории пограничного слоя. 5. Проверка адекватности математических моделей локального теплообмена в ГВК путем сравнения экспериментальных и расчетных данных. Реализация этого комплекса задач позволяет осуществить достижение основной цели работы - создания инженерного метода расчета локальных параметров конвективного теплообмена в ГВК бензинового двигателя. Актуальность проблемы определяется тем, что решение поставленных задач позволит осуществить обоснованный выбор конструкторских и технологических решений на стадии проектирования двигателя, повысить научно технический уровень проектирования, позволит сократить цикл создания двигателя и получить экономический эффект за счет снижения себестоимости и затрат на экспериментальную доводку изделия. 2

4 Научная новизна диссертационной работы состоит в том, что: 1. Впервые использована математическая модель, рационально сочетающая одномерное представление газодинамических процессов во впускной и выпускной системе двигателя с трехмерным представлением течения газа в ГВК для расчета параметров локального теплообмена. 2. Развиты методологические основы проектирования и доводки бензинового двигателя путем модернизации и уточнения методов расчета локальных тепловых нагрузок и теплового состояния элементов головки цилиндров. 3. Получены новые расчетные и экспериментальные данные о пространственных течениях газа во впускных и выпускных каналах двигателя и трехмерном распределении температур в теле головки блока цилиндров бензинового двигателя. Достоверность результатов обеспечена применением апробированных методов расчетного анализа и экспериментальных исследований, общих систем уравнений, отражающих фундаментальные законы сохранения энергии, массы, импульса с соответствующими начальными и граничными условиями, современных численных методов реализации математических моделей, применением ГОСТов и других нормативных актов, соответствующей градуировкой элементов измерительного комплекса в экспериментальном исследовании, а также удовлетворительным согласованием результатов моделирования и эксперимента. Практическая ценность полученных результатов состоит в том, что разработаны алгоритм и программа расчета замкнутого рабочего цикла бензинового двигателя с одномерным представлением газодинамических процессов во впускной и выпускной системах двигателя, а также алгоритм и программа расчета параметров теплообмена в ГВК головки блока цилиндров бензинового двигателя в трехмерной постановке, рекомендованные к внедрению. Результаты теоретического исследования, подтвержденные 3

5 экспериментом, позволяют значительно сократить затраты на проектирование и доводку двигателей. Апробация результатов работы. Основные положения диссертационной работы докладывались на научных семинарах кафедры ДВС СПбГПУ в г.г., на XXXI и XXXIII Неделях науки СПбГПУ (2002 и 2004 г.г.). Публикации По материалам диссертации опубликовано 6 печатных работ. Структура и объем работы Диссертационная работа состоит из введения, пятых глав, заключения и списка литературы из 129 наименований. Она содержит 189 страницы, в том числе: 124 страниц основного текста, 41 рисунков, 14 таблиц, 6 фотоснимков. Содержание работы Во введении обоснована актуальность темы диссертации, определены цель и задачи исследований, сформулированы научная новизна и практическая значимость работы. Приведена общая характеристика работы. В первой главе содержится анализ основных работ по теоретическому и экспериментальному исследованиям процесса газодинамики и теплообмена в ДВС. Ставятся задачи исследования. Проведен обзор конструктивных форм выпускных и впускных каналов в головке блока цилиндров и анализ методов и результатов экспериментальных и расчетно-теоретических исследований как стационарного, так и нестационарного течений газа в газовоздушных трактах двигателей внутреннего сгорания. Рассмотрены существующие в настоящее время подходы к расчету и моделированию термо- и газодинамических процессов, а также интенсивности теплоотдачи в ГВК. Сделан вывод, что большинство из них имеют ограниченную область применения и не дают полной картины распределения параметров теплообмена по поверхностям ГВК. В первую очередь это связано с тем, что решение задачи о движении рабочего тела в ГВК производится в упрощенной одномерной или двумерной 4

6 постановке, что неприменимо случае ГВК сложной формы. Кроме того, отмечено, что для расчета конвективной теплоотдачи в большинстве случаев используются эмпирические или полуэмпирические формулы, что также не позволяет получить в общем случае необходимую точность решения. Наиболее полно эти вопросы ранее были рассмотрены в работах Бравина В.В., Исакова Ю.Н., Гришина Ю.А., Круглова М.Г., Костина А.К., Кавтарадзе Р.З., Овсянникова М.К., Петриченко Р.М., Петриченко М.Р., Розенблита Г.Б., Страдомского М.В., Чайнова Н.Д., Шабанова А.Ю., Зайцева А.Б., Мундштукова Д.А., Унру П.П., Шеховцова А.Ф., Вошни Г, Хейвуда Дж., Benson R.S., Garg R.D., Woollatt D., Chapman M., Novak J.M., Stein R.A., Daneshyar H., Horlock J.H, Winterbone D.E., Kastner L.J., Williams T.J., White B.J., Ferguson C.R. и др. Проведенный анализ существующих проблем и методик исследования газодинамики и теплообмена в ГВК позволил сформулировать основную цель исследования как создание методики определения параметров течения газа в ГВК в трехмерной постановке с последующим расчетом локального теплообмена в ГВК головок цилиндров быстроходных ДВС и применением этой методики для решения практических задач снижения тепловой напряженности головок цилиндров и клапанов. В связи с изложенным в работе поставлены следующие задачи: - Создать новую методику одномерно-трехмерного моделирования теплообмена в системах выпуска и впуска двигателя с учетом сложного трехмерного течения газа в них с целью получения исходной информации для задания граничных условий теплообмена при расчете задач теплонапряженности головок цилиндров поршневых ДВС; - Разработать методику задания граничных условий на входе и выходе из газовоздушного канала на базе решения одномерной нестационарной модели рабочего цикла многоцилиндрового двигателя; - Проверить достоверность методики с помощью тестовых расчетов и сопоставления полученных результатов с данными эксперимента и расчетов по методикам, ранее известным в двигателестроении; 5

7 - Провести проверку и доработку методики путем выполнения расчетно-экспериментального исследования теплового состояния головок цилиндров двигателя и проведения сопоставления экспериментальных и расчетных данных по распределению температур в детали. Вторая глава посвящена разработке математической модели замкнутого рабочего цикла многоцилиндрового ДВС. Для реализации схемы одномерного расчета рабочего процесса многоцилиндрового двигателя выбран известный метод характеристик, гарантирующий высокую скорость сходимости и устойчивости процесса расчета. Газовоздушная система двигателя описывается в виде аэродинамически взаимосвязанного набора отдельных элементов цилиндров, участков впускных и выпускных каналов и патрубков, коллекторов, глушителей, нейтрализаторов и труб. Процессы аэродинамики в системах впуска-выпуска описываются с помощью уравнений одномерной газодинамики невязкого сжимаемого газа: Уравнение неразрывности: ρ u ρ u + ρ + u + ρ t x x F df dx = 0 ; F 2 = π 4 D ; (1) Уравнение движения: u t u + u x 1 p 4 f + + ρ x D 2 u 2 u u = 0 ; f τ = w ; (2) 2 0.5ρu Уравнение сохранения энергии: p p + u a t x 2 ρ x + 4 f D u 2 (k 1) ρ q u = 0 2 u u ; 2 kp a = ρ, (3) где а- скорость звука; ρ-плотность газа; u-скорость потока вдоль оси х; t- время; p-давление; f-коэффициент линейных потерь; D-диаметр C трубопровода; k = P -отношение удельных теплоемкостей. C V 6

8 В качестве граничных условий ставятся (на основе основных уравнений: неразрывности, сохранения энергии и отношения плотности и скорости звука в неизэнтропическом характере течения) условия на клапанных щелях в цилиндрах, а также условия на впуске и выпуске из двигателя. Математическая модель замкнутого рабочего цикла двигателя включает в себя расчетные соотношения, описывающие процессы в цилиндрах двигателя и частях впускных и выпускных систем. Термодинамический процесс в цилиндре описывается с помощью методики, разработанной в СПбГПУ. Программа обеспечивает возможность определения мгновенных параметров течения газа в цилиндрах и в системах впуска и выпуска для разных конструкций двигателей. Рассмотрены общие аспекты применения одномерных математических моделей методом характеристик (замкнутого рабочего тела) и показаны некоторые результаты расчета изменения параметров течения газа в цилиндрах и во впускных и выпускных системах одно- и многоцилиндровых двигателей. Полученные результаты позволяют оценить степень совершенства организации систем впуска-выпуска двигателя, оптимальность фаз газораспределения, возможности газодинамической настройки рабочего процесса, равномерность работы отдельных цилиндров и т.д. Давления, температуры и скорости потоков газа на входе и выходе в газовоздушные каналы головки блока цилиндра, определенные с помощью данной методики, используются в последующих расчетах процессов теплообмена в этих полостях в качестве граничных условий. Третья глава посвящена описанию нового численного метода, позволяющего реализовать расчет граничных условий теплового состояния со стороны газовоздушных каналов. Основными этапами расчета являются: одномерный анализ нестационарного процесса газообмена на участках системы впуска и выпуска методом характеристик (вторая глава), трехмерный расчет квзистационарного течения потока во впускном и 7

9 выпускном каналах методом конечных элементов МКЭ, расчет локальных коэффициентов теплоотдачи рабочего тела. Результаты выполнения первого этапа программы замкнутого цикла используются в качестве граничных условий на последующих этапах. Для описания газодинамических процессов в канале была выбрана упрощенная квазистационарная схема течения невязкого газа (система уравнений Эйлера) с переменной формой области из-за необходимости учета движения клапанов: r V = 0 r r 1 (V) V = p Сложная геометрическая конфигурация каналов, наличие в объеме клапана, фрагмента направляющей втулки делает необходимым 8 ρ. (4) В качестве граничных условий задавались мгновенные, усредненные по сечению скоростей газа на входном и выходном сечении. Эти скорости, а также температуры и давления в каналах, задавались по результатам расчета рабочего процесса многоцилиндрового двигателя. Для расчета задачи газодинамики был выбран метод конечных элементов МКЭ, обеспечивающий высокую точность моделирования в сочетании с приемлемыми затратами на реализацию расчета. Расчетный алгоритм МКЭ для решения данной задачи строится на базе минимизации вариационного функционала, полученного путем преобразования уравнений Эйлера с использованием метода Бубнова- Галеркина: (l l l l l l m m) k UU Φ x + VU Φ y + WU Φ z + p ψ x Φ) l l l l l l m m k (UV Φ x + VV Φ y + WV Φ z + p ψ y) Φ) l l l l l l m m k (UW Φ x + VW Φ y + WW Φ z + p ψ z) Φ) l l l l l l m (U Φ x + V Φ y + W Φ z) ψ dxdydz = 0. dxdydz = 0, dxdydz = 0, dxdydz = 0, (5)

10 использование объемной модели расчетной области. Примеры расчетных моделей впускного и выпускного канала двигателя ВАЗ-2108 приведены на рис. 1. -б- -а- Рис.1. Модели (а) впускного и (б) выпускного каналах двигателя ВАЗ Для расчета теплообмена в ГВК выбрана объемная двухзонная модель, основным допущением которой является разделение объема на области невязкого ядра и пограничного слоя. Для упрощения решение задач газодинамики ведется в квазистационарной постановке, то есть без учета сжимаемости рабочего тела. Проведенный анализ погрешности расчета показал возможность подобного допущения за исключением кратковременного участка времени сразу после открытия клапанной щели, не превышающего 5 7% от общего времени цикла газообмена. Процесс теплообмена в ГВК при открытых и закрытых клапанах имеет различную физическую природу (вынужденная и свободная конвекция соответственно), поэтому и описываются они по двум различным методикам. При закрытых клапанах используется методика, предложенная МГТУ, в которой учитывается два процесса теплового нагружения головки на этом участке рабочего цикла за счет собственно свободной конвекции и за счет вынужденной конвекции, обусловленной остаточными колебаниями столба 9

11 газа в канале под воздействием переменности давления в коллекторах многоцилиндрового двигателя. При открытых клапанах процесс теплообмена подчиняется законам вынужденной конвекции, инициируемой организованным движением рабочего тела на такте газообмена. Расчет теплообмена в этом случае предполагает двухэтапное решение задачи анализ локальной мгновенной структуры газового потока в канале и расчет интенсивности теплообмена через пограничный слой, образующийся на стенках канала. Расчет процессов конвективного теплообмена в ГВК строился по модели теплообмена при обтекании плоской стенки с учетом либо ламинарной, либо турбулентной структуры пограничного слоя. Критериальные зависимости теплообмена были уточнены по результатам сопоставления данных расчета и эксперимента. Окончательный вид этих зависимостей приведен ниже: Для турбулентного пограничного слоя: 0.8 x Re 0 Nu = Pr (6) x Для ламинарного пограничного слоя: Nu Nu x x αxx = λ (m,pr) = Φ Re t x Kτ, (7) где: α x локальный коэффициент теплоотдачи; Nu x, Re x местные значения чисел Нуссельта и Рейнольдса соответственно; Pr число Прандтля в данный момент времени; m характеристика градиентности потока; Ф(m,Pr) функция, зависящая от показателя градиентности потока m и числа 0.15 Прандтля рабочего тела Pr; K τ = Re d - поправочный множитель. По мгновенным значениям тепловых потоков в расчетных точках тепловоспринимающей поверхности проводилось усреднение за цикл с учетом периода закрытия клапана. 10

12 Четвертая глава посвящена описанию экспериментального исследования температурного состояния головки цилиндров бензинового двигателя. Экспериментальное исследование выполнялось с целью проверки и уточнения теоретической методики. В задачу эксперимента входило получение распределения стационарных температур в теле головки цилиндров и сравнение результатов расчетов с полученными данными. Экспериментальная работа проведена на кафедре ДВС СПбГПУ на испытательном стенде с автомобильным двигателем ВАЗ Работы по препарированию головки цилиндров выполнены автором на кафедре ДВС СПБГПУ по методике, используемой в исследовательской лаборатории ОАО «Звезда» (г. Санкт-Петербург). Для измерения стационарного распределения температур в головке использовано 6 хромель-копелевых термопар, установленных вдоль поверхностей ГВК. Замеры проводились как по скоростной, так и по нагрузочным характеристикам при различных постоянных частотах вращения коленчатого вала. В результате проведенного эксперимента получены показания термопар, снятых при работе двигателя по скоростным и нагрузочным характеристикам. Таким образом, проведенные исследования показывают, каковы реальные значения температур в деталях головки блока цилиндра ДВС. Больше внимание уделено в главе обработке результатов эксперимента и оценке погрешностей. В пятой главе приводятся данные расчетного исследования, которое проводилось с целью проверки математической модели теплообмена в ГВК сопоставлением расчетных данных с результатами эксперимента. На рис. 2 представлены результаты моделирования скоростного поля во впускном и выпускном каналах двигателя ВАЗ-2108 методом конечных элементов. Полученные данные полностью подтверждают невозможность решения данной задачи в какой-либо иной постановке, кроме трехмерной, 11

13 поскольку стержень клапана оказывает существенное влияние на результаты в ответственной зоне головки цилиндра. На рис. 3-4 приведены примеры результатов расчета интенсивностей теплообмена во впускном и выпускном каналах. Исследования показали, в частности, существенно неравномерный характер теплоотдачи как по образующей канала, так и по азимутальной координате, что, очевидно, объясняется существенно неравномерной структурой газовоздушного потока в канале. Итоговые поля коэффициентов теплоотдачи использовались для дальнейших расчетов температурного состояния головки блока цилиндров. Граничные условия теплообмена по поверхностям камеры сгорания и полостей охлаждения задавались с использованием методик, разработанных в СПбГПУ. Расчет температурных полей в головке цилиндров проводился для установившихся режимов работы двигателя с частотой вращения коленчатого вала от 2500 до 5600 об/мин по внешней скоростной и нагрузочным характеристикам. В качестве расчетной схемы головки блока цилиндров двигателя ВАЗ выбрана секция головки, относящаяся к первому цилиндру. При моделировании теплового состояния использован метод конечных элементов в трехмерной постановке. Полная картина тепловых полей для расчетной модели приведена на рис. 5. Результаты расчетного исследования представлены в виде изменения температур в теле головки цилиндров в местах установки термопар. Сопоставление данных расчета и эксперимента показало их удовлетворительную сходимость, погрешность расчета не превысила 3 4%. 12

14 Выпускной канал, ϕ = 190 Впускной канал, ϕ = 380 ϕ =190 ϕ = 380 Рис.2. Поля скоростей движения рабочего тела в выпускном и впускном каналах двигателя ВАЗ-2108 (n = 5600) α (Вт/м 2 К) α (Вт/м 2 К) ,0 0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 S -б- 0 0,0 0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 S -а- Рис. 3. Кривые изменения интенсивностей теплообмена по внешним поверхностям -а- Выпускной канал -б- Впускной канал. 13

15 α (Вт/м 2 К) в начале впускного канале в середине впускного канале в конце впускного канале сечение-1 α (Вт/м 2 К) в начале выпускного канала в середине выпускного канала в конце выпускного канала сечение Угол поворота Угол поворота -б- Впускной канал -а- Выпускной канал Рис. 4. Кривые изменения интенсивностей теплообмена в зависимости от угла поворота коленчатого вала. -а- -б- Рис. 5. Общий вид конечно-элементной модели головки цилиндров (а) и расчетные поля температур (n=5600 об/мин) (б). 14

16 Выводы по работе. По результатам проведенной работы можно сделать следующие основные выводы: 1. Предложена и реализована новая одномерно-трехмерная модель расчета сложных пространственных процессов течения рабочего тела и теплообмена в каналах головки блока цилиндров произвольного поршневого ДВС, отличающаяся большей по сравнению с ранее предложенными методами точностью и полной универсальностью результатов. 2. Получены новые данные об особенностях газодинамики и теплообмена в газовоздушных каналах, подтверждающие сложный пространственно неравномерный характер процессов, практически исключающий возможность моделирования в одномерных и двумерных вариантах постановках задачи. 3. Подтверждена необходимость задания граничных условий для расчета задачи газодинамики впускных и выпускных каналов исходя из решения задачи нестационарного течения газа в трубопроводах и каналах многоцилиндрового двигателя. Доказана возможность рассмотрения этих процессов в одномерной постановке. Предложена и реализована методика расчета этих процессов на базе метода характеристик. 4. Проведенное экспериментальное исследование позволило внести уточнения в разработанные расчетные методики и подтвердило их точность и достоверность. Сопоставление расчетных и замеренных температур в детали показало максимальную погрешность результатов, не превышающую 4%. 5. Предложенная расчетно-экспериментальная методика может быть рекомендована для внедрения на предприятиях отрасли двигателестроения при проектировании новых и доводке уже существующих поршневых четырехтактных ДВС. 15

17 По теме диссертации опубликованы следующие работы: 1. Шабанов А.Ю., Машкур М.А. Разработка модели одномерной газодинамики во впускных и выпускных системах двигателей внутреннего сгорания// Деп. в ВИНИТИ: N1777-B2003 от, 14 с. 2. Шабанов А.Ю., Зайцев А.Б., Машкур М.А. Конечно-элементный метод расчета граничных условий теплового нагружения головки блока цилиндров поршнвого двигателя// Деп. в ВИНИТИ: N1827-B2004 от, 17 с. 3. Шабанов А.Ю., Махмуд Машкур А. Расчетно-экспериментальной исследование температурного состояния головки блока цилиндров двигателя // Двигателестроение: Научно-технический сборник, повященный 100-летию со дня рождения Заслуженного деятеля науки и техники Российской Федерации профессора Н.Х. Дьяченко // Отв. ред. Л. Е. Магидович. СПб.: Изд-во Политехнического ун-та, с Шабанов А.Ю., Зайцев А.Б., Машкур М.А. Новый метод расчета граничных условий теплового нагружения головки блока цилиндров поршневого двигателя // Двигателестроение, N5 2004, 12 с. 5. Шабанов А.Ю., Махмуд Машкур А. Применение метода конечных элементов при определении граничных условий теплового состояния головки цилиндра // XXXIII Неделя науки СПбГПУ: Материалы межвузовской научной конференции. СПб.: Изд-во Политехнического ун-та, 2004, с Машкур Махмуд А., Шабанов А.Ю. Применение метода характеристик к исследованию параметров газа в газовоздушных каналах ДВС. XXXI Неделя науки СПбГПУ. Ч. II. Материалы межвузовской научной конференции. СПб.: Изд-во СПбГПУ, 2003, с

18 Работа выполнена в Государственном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Санкт-Петербургский государственный политехнический университет», на кафедре двигателей внутреннего сгорания. Научный руководитель - кандидат технических наук, доцент Шабанов Александр Юрьевич Официальные оппоненты - доктор технических наук, профессор Ерофеев Валентин Леонидович кандидат технических наук, доцент Кузнецов Дмитрий Борисович Ведущая организация - ГУП «ЦНИДИ» Защита состоится 2005 г. в часов на заседании диссертационного совета Д при Государственном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Санкт-Петербургский государственный политехнический университет»по адресу: , Санкт- Петербург, ул. Политехническая 29, Главное здание, ауд.. С диссертацией можно ознакомиться в фундаментальной библиотеке ГОУ «СПбГПУ». Автореферат разослан 2005 г. Ученый секретарь диссертационного совета, Доктор технических наук, доцент Хрусталёв Б.С.

На правах рукописи Булгаков Николай Викторович МАТЕМАТИЧЕСКОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ И ЧИСЛЕННЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ТУРБУЛЕНТНОГО ТЕПЛОМАССОПЕРЕНОСА В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 05.13.18 -Математическое моделирование,

ОТЗЫВ официального оппонента Драгомирова Сергея Григорьевича на диссертацию Смоленской Натальи Михайловны «Улучшение экономичности двигателей с искровым зажиганием за счет применения газовых композитных

ОТЗЫВ официального оппонента к.т.н., Кудинова Игоря Васильевича на диссертацию Супельняк Максима Игоревича «Исследование циклических процессов теплопроводности и термоупругости в термическом слое твердого

Лабораторная работа 1. Расчет критериев подобия для исследования процессов тепло- и массопередачи в жидкостях. Цель работы Использование инструментальных средств электронных таблиц MS Excel при расчете

12 июня 2017 г. Совместный процесс конвекции и теплопроводности называется конвективным теплообменом. Естественная конвекция вызывается разностью удельных весов неравномерно нагретой среды, осуществляется

РАСЧЕТНО-ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЙ МЕТОД ОПРЕДЕЛЕНИЯ КОЭФФИЦИЕНТА РАСХОДА ПРОДУВОЧНЫХ ОКОН ДВУХТАКТНОГО ДВИГАТЕЛЯ С КРИВОШИПНО-КАМЕРНОЙ Е.А. Герман, А.А. Балашов, А.Г. Кузьмин 48 Мощностные и экономические показатели

УДК 621.432 МЕТОДИКА ОЦЕНКИ ГРАНИЧНЫХ УСЛОВИЙ ПРИ РЕШЕНИИ ЗАДАЧИ ОПРЕДЕЛЕНИЯ ТЕПЛОВОГО СОСТОЯНИЯ ПОРШНЯ ДВИГАТЕЛЯ 4Ч 8,2/7,56 Г.В. Ломакин Предложена универсальная методика оценки граничных условий при

Секция «ПОРШНЕВЫЕ И ГАЗОТУРБИННЫЕ ДВИГАТЕЛИ». Метод повышения наполнения цилиндров высокооборотного двигателя внутреннего сгорания д.т.н. проф. Фомин В.М., к.т.н. Руновский К.С., к.т.н. Апелинский Д.В.,

УДК 621.43.016 А.В. Тринев, канд. техн. наук, А.Г. Косулин, канд. техн. наук, А.Н. Авраменко, инж. ИСПОЛЬЗОВАНИЕ ЛОКАЛЬНОГО ВОЗДУШНОГО ОХЛАЖДЕНИЯ КЛАПАННОГО УЗЛА ДЛЯ ФОРСИРОВАННЫХ АВТОТРАКТОРНЫХ ДИЗЕЛЕЙ

КОЭФФИЦИЕНТ ТЕПЛООТДАЧИ ВЫПУСКНОГО КОЛЛЕКТОРА ДВС Сухонос Р. Ф., магистрант ЗНТУ Руководитель Мазин В. А., канд. техн. наук, доц. ЗНТУ С распространением комбинированных ДВС становится важным изучение

НЕКОТОРЫЕ НАУЧНО-МЕТОДИЧЕСКИЕ НАПРАВЛЕНИЯ ДЕЯТЕЛЬНОСТИ РАБОТНИКОВ СИСТЕМЫ ДПО В АЛТГТУ РАСЧЕТНО-ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЙ МЕТОД ОПРЕДЕЛЕНИЯ КОЭФФИЦИЕНТА РАСХОДА ПРОДУВОЧНЫХ ОКОН ДВУХТАКТНОГО ДВИГАТЕЛЯ С КРИВОШИПНО-КАМЕРНОЙ

ГОСУДАРСТВЕННОЕ КОСМИЧЕСКОЕ АГЕНСТВО УКРАИНЫ ГОСУДАРСТВЕННОЕ ПРЕДПРИЯТИЕ «КОНСТРУКТОРСКОЕ БЮРО «ЮЖНОЕ» ИМ. М.К. ЯНГЕЛЯ» На правах рукописи Шевченко Сергей Андреевич УДК 621.646.45 УСОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ ПНЕВМОСИСТЕМЫ

АННОТАЦИЯ дисциплины (учебного курса) М2.ДВ4 Локальный теплообмен в ДВС (шифр и наименование дисциплины (учебного курса)) Современное развитие техники требует широкого внедрения в промышленность новых

ТЕПЛОПРОВОДНОСТЬ В НЕСТАЦИОНАРНОМ ПРОЦЕССЕ Расчет температурного поля и тепловых потоков в процессе теплопроводности рассмотрим на примере нагрева или охлаждения твердых тел, поскольку в твердых телах

ОТЗЫВ официального оппонента о диссертационной работе Москаленко Ивана Николаевича «СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ МЕТОДОВ ПРОФИЛИРО- ВАНИЯ БОКОВОЙ ПОВЕРХНОСТИ ПОРШНЕЙ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ», представленной

УДК 621.43.013 Е.П. Воропаев, инж. МОДЕЛИРОВАНИЕ ВНЕШНЕЙ СКОРОСТНОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЯ СПОРТБАЙКА SUZUKI GSX-R750 Введение Применение трехмерных газодинамических моделей в проектировании поршневых

94 Техника и технологии УДК 6.436 П. В. Дворкин Петербургский государственный университет путей сообщения ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА ТЕПЛООТДАЧИ В СТЕНКИ КАМЕРЫ СГОРАНИЯ В настоящее время не существует единого

ОТЗЫВ официального оппонента на диссертационную работу Чичиланова Ильи Ивановича, выполненную на тему «Совершенствование методики и средств диагностирования дизельных двигателей» на соискание ученой степени

УДК 60.93.6:6.43 Е. А. Кочетков, А. С. Курылев ÃÐÀÍÈ ÍÛÅ ÏÀÐÀÌÅÒÐÛ ÈÑÑËÅÄÎÂÀÍÈÉ ÊÀÂÈÒÀÖÈÎÍÍÛÕ ÐÀÇÐÓØÅÍÈÉ ÎÁÐÀÇÖÎÂ ÍÀ ÝÊÑÏÅÐÈÌÅÍÒÀËÜÍÎÉ ÓÑÒÀÍÎÂÊÅ Исследования кавитационного износа на двигателях внутреннего

Лабораторная работа 4 ИССЛЕДОВАНИЕ ТЕПЛООТДАЧИ ПРИ СВОБОДНОМ ДВИЖЕНИИ ВОЗДУХА Задание 1. Провести теплотехнические измерения для определения коэффициента теплоотдачи горизонтальной (вертикальной) трубы

УДК 612.43.013 Рабочие процессы в ДВС А.А. Хандримайлов, инж., В.Г. Солодов, д-р техн. наук СТРУКТУРА ТЕЧЕНИЯ ВОЗДУШНОГО ЗАРЯДА В ЦИЛИНДРЕ ДИЗЕЛЯ НА ТАКТЕ ВПУСКА И СЖАТИЯ Введение Процесс объемно-пленочного

УДК 53.56 АНАЛИЗ УРАВНЕНИЙ ЛАМИНАРНОГО ПОГРАНИЧНОГО СЛОЯ Докт. техн. наук, проф. ЕСЬМАН Р. И. Белорусский национальный технический университет При транспортировании жидких энергоносителей в каналах и трубопроводах

УТВЕРЖДАЮ: ьд у I / - гт л. эоректор по научной работе и А * ^ 1 доктор биологиче-!ссор М.Г. Барышев ^., - * с^х \"л, 2015 г. ОТЗЫВ ВЕДУЩЕЙ ОРГАНИЗАЦИИ на диссертационную работу Ярцевой Елены Павловны

ТЕПЛОПЕРЕДАЧА План лекции: 1. Теплоотдача при свободном движении жидкости в большом объёме. Теплоотдача при свободном движении жидкости в ограниченном пространстве 3. Вынужденное движение жидкости (газа).

ЛЕКЦИЯ 13 РАСЧЕТНЫЕ УРАВНЕНИЯ В ПРОЦЕССАХ ТЕПЛООБМЕНА Определение коэффициентов теплоотдачи в процессах без изменения агрегатного состояния теплоносителя Теплообменные процессы без изменения агрегатного

ОТЗЫВ официального оппонента на диссертацию Некрасовой Светланы Олеговны «Разработка обобщенной методики проектирования двигателя с внешним подводом тепла с пульсационной трубой», представленную к защите

15.1.2. КОНВЕКТИВНАЯ ТЕПЛООТДАЧА ПРИ ВЫНУЖДЕННОМ ДВИЖЕНИИ ТЕКУЧЕЙ СРЕДЫ В ТРУБАХ И КАНАЛАХ В этом случае безразмерный коэффициент теплоотдачи критерий (число) Нуссельта зависит от критерия Грасгофа (при

ОТЗЫВ официального оппонента Цыдыпова Балдандоржо Дашиевича на диссертационную работу Дабаевой Марии Жалсановны «Метод исследования колебаний систем твердых тел, установленных на упругом стержне, на основе

РОССИЙСКАЯ ФЕДЕРАЦИЯ (19) RU (11) (51) МПК F02B 27/04 (2006.01) F01N 13/08 (2010.01) 169 115 (13) U1 R U 1 6 9 1 1 5 U 1 ФЕДЕРАЛЬНАЯ СЛУЖБА ПО ИНТЕЛЛЕКТУАЛЬНОЙ СОБСТВЕННОСТИ (12) ОПИСАНИЕ ПОЛЕЗНОЙ МОДЕЛИ

МОДУЛЬ. КОНВЕКТИВНЫЙ ТЕПЛООБМЕН В ОДНОФАЗНЫХ СРЕДАХ Специальность 300 «Техническая физика» Лекция 10. Подобие и моделирование процессов конвективного теплообмена Моделирование процессов конвективного теплообмена

УДК 673 РВ КОЛОМИЕЦ (Украина, Днепропетровск, Институт технической механики НАН Украины и ГКА Украины) КОНВЕКТИВНЫЙ ТЕПЛООБМЕН В АЭРОФОНТАННОЙ СУШИЛКЕ Постановка проблемы Конвективная сушка продуктов основана

Отзыв официального оппонента на диссертационную работу Подрыги Виктории Олеговны «Многомасштабное численное моделирование течений газа в каналах технических микросистем», представленную на соискание ученой

ОТЗЫВ официального оппонента на диссертацию Алюкова Сергея Викторовича «Научные основы инерционных бесступенчатых передач повышенной нагрузочной способности», представленную на соискание ученой степени

Министерство образования и науки Российской Федерации Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования САМАРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АЭРОКОСМИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ имени академика

ОТЗЫВ официального оппонента Павленко Александра Николаевича на диссертацию Баканова Максима Олеговича «Исследование динамики процесса порообразования при термической обработке пеностекольной шихты», представленную

Д"спбпу a"" ротэга o " "а IIIII I Л 1!! ^.1899... Г МИНОБРНАУКИ РОССИИ федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего образования «Санкт-Петербургский политехнический университет

ОТЗЫВ официального оппонента на диссертацию ЛЕПЕШКИНА Дмитрия Игоревича на тему «Улучшение показателей дизеля в условиях эксплуатации повышением стабильности работы топливной аппаратуры», представленной

Отзыв официального оппонента на диссертационную работу Кобяковой Юлии Вячеславовны на тему: "Качественный анализ ползучести нетканых материалов на стадии организации их производства с целью повышения конкурентоспособности,

Испытания проводились на моторном стенде с инжекторным двигателем ВАЗ-21126. Двигатель был установлен на тормозном стенде типа «MS-VSETIN», оборудованном измерительной аппаратурой, позволяющей контролировать

Электронный журнал «Техническая акустика» http://webceter.ru/~eeaa/ejta/ 004, 5 Псковский политехнический институт Россия, 80680, г. Псков, ул. Л. Толстого, 4, e-mail: [email protected] О скорости звука

Отзыв официального оппонента на диссертационную работу Егоровой Марины Авинировны на тему: "Разработка методов моделирования, прогнозирования и оценки эксплуатационных свойств полимерных текстильных канатов

В пространстве скоростей. Данная работа фактически направлена на создание промышленного пакета для расчетов течений разреженного газа на основе решения кинетического уравнения с модельным интегралом столкновений.

ОСНОВЫ ТЕОРИИ ТЕПЛООБМЕНА Лекция 5 План лекции: 1. Общие понятия теории конвективного теплообмена. Теплоотдача при свободном движении жидкости в большом объёме 3. Теплоотдача при свободном движении жидкости

НЕЯВНЫЙ МЕТОД РЕШЕНИЯ СОПРЯЖЁННЫХ ЗАДАЧ ЛАМИНАРНОГО ПОГРАНИЧНОГО СЛОЯ НА ПЛАСТИНЕ План занятия: 1 Цель работы Дифференциальные уравнения теплового пограничного слоя 3 Описание решаемой задачи 4 Метод решения

Методика расчета температурного состояния головных частей элементов ракетно-космической техники при их наземной эксплуатации # 09, сентябрь 2014 Копытов В. С., Пучков В. М. УДК: 621.396 Россия, МГТУ им.

Напряжений и реальную работу фундаментов при малоцикловых нагрузках с учетом предыстории нагружений. В соответствии с этим, тема исследований является актуальной. Оценка структуры и содержания работы В

ОТЗЫВ официального оппонента доктора технических наук, профессора Павлова Павла Ивановича на диссертационную работу Кузнецова Алексея Николаевича на тему: «Разработка системы активного шумоподавления в

1 Министерство образования и науки Российской Федерации Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение Высшего профессионального образования «Владимирский государственный университет

В диссертационный совет Д 212.186.03 ФГБОУ ВО «Пензенский государственный университет» Учёному секретарю д.т.н., профессору Воячеку И.И. 440026, г. Пенза, ул. Красная, 40 ОТЗЫВ ОФИЦИАЛЬНОГО ОППОНЕНТА Семенова

УТВЕРЖДАЮ: Первый проректор, проректор по научной и инновационной работе федерального государственного бюджетного образовательного учреждецщ^^ысшего образования ^ ^сударственный университет)игорьевича

КОНТРОЛЬНО-ИЗМЕРИТЕЛЬНЫЕ МАТЕРИАЛЫ по дисциплине «Силовые агрегаты» Вопросы к зачету 1. Для чего предназначен двигатель, и какие типы двигателей устанавливают на отечественных автомобилях? 2. Классификация

Д.В. Гринев (к. т. н.), М.А. Донченко (к. т. н., доцент), А.Н. Иванов (аспирант), А.Л. Перминов (аспирант) РАЗРАБОТКА МЕТОДИКИ РАСЧЕТА И КОНСТРУИРОВАНИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ РОТОРНО-ЛОПАСТНОГО ТИПА С ВНЕШНИМ ПОДВОДОМ

Трехмерное моделирование рабочего процесса в авиационном роторно-поршневом двигателе Зеленцов А.А., Минин В.П. ЦИАМ им. П.И. Баранова Отд. 306 «Авиационные поршневые двигатели» 2018 Цель работы Роторно-поршневые

НЕИЗОТЕРМИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ ТРАНСПОРТА ГАЗА Трофимов АС, Куцев ВА, Кочарян ЕВ г Краснодар При описании процессов перекачки природного газа по МГ, как правило, рассматриваются отдельно задачи гидравлики и теплообмена

УДК 6438 МЕТОД РАСЧЕТА ИНТЕНСИВНОСТИ ТУРБУЛЕНТНОСТИ ПОТОКА ГАЗА НА ВЫХОДЕ ИЗ КАМЕРЫ СГОРАНИЯ ГАЗОТУРБИННОГО ДВИГАТЕЛЯ 007 А В Григорьев, В А Митрофанов, О А Рудаков, А В Соловьева ОАО «Климов», г Санкт-Петербург

ДЕТОНАЦИЯ ГАЗОВОЙ СМЕСИ В ШЕРОХОВАТЫХ ТРУБАХ И ЩЕЛЯХ В.Н. ОХИТИН С.И. КЛИМАЧКОВ И.А. ПЕРЕВАЛОВ Московский Государственный Технический Университет им. Н.Э. Баумана Москва Россия Газодинамические параметры

Лабораторная работа 2 ИССЛЕДОВАНИЕ ТЕПЛООТДАЧИ ПРИ ВЫНУЖДЕННОЙ КОНВЕКЦИИ Цель работы экспериментальное определение зависимости коэффициента теплоотдачи от скорости движения воздуха в трубе. Полученные

Лекция. Диффузионный пограничный слой. Уравнения теории пограничного слоя при наличии массообмена Понятие пограничного слоя, рассмотренное в п. 7. и 9. (для гидродинамического и теплового пограничных слоев

ЯВНЫЙ МЕТОД РЕШЕНИЯ УРАВЕНЕНИЙ ЛАМИНАРНОГО ПОГРАНИЧНОГО СЛОЯ НА ПЛАСТИНЕ Лабораторная работа 1, План занятия: 1. Цель работы. Методы решения уравнений пограничного слоя (методический материал) 3. Дифференциальные

УДК 621.436 Н. Д. Чайнов, Л. Л. Мягков, Н. С. Маластовский МЕТОДИКА РАСЧЕТА СОГЛАСОВАННЫХ ТЕМПЕРАТУРНЫХ ПОЛЕЙ КРЫШКИ ЦИЛИНДРА С КЛАПАНАМИ Предложена методика расчета согласованных полей крышки цилиндра

# 8, август 6 УДК 533655: 5357 Аналитические формулы для расчета тепловых потоков на затупленных телах малого удлинения Волков МН, студент Россия, 55, г Москва, МГТУ им Н Э Баумана, Аэрокосмический факультет,

Отзыв официального оппонента на диссертацию Самойлова Дениса Юрьевича «Информационно-измерительная и управляющая система для интенсификации добычи нефти и определения обводненности продукции скважин»,

Федеральное агентство по образованию Государственное образовательное учреждение Высшего профессионального образования Тихоокеанский Государственный университет Тепловая напряженность деталей ДВС Методические

Отзыв официального оппонента доктора технических наук, профессора Лабудина Бориса Васильевича на диссертационную работу Сюй Юня на тему: «Повышение несущей способности соединений элементов деревянных конструкций

Отзыв официального оппонента Львова Юрия Николаевича на диссертацию МЕЛЬНИКОВОЙ Ольги Сергеевны «Диагностика главной изоляции силовых маслонаполненных электроэнергетических трансформаторов по статистическому

УДК 536.4 Горбунов А.Д. д-р техн. наук, проф., ДГТУ ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА ТЕПЛООТДАЧИ ПРИ ТУРБУЛЕНТНОМ ТЕЧЕНИИ В ТРУБАХ И КАНАЛАХ АНАЛИТИЧЕСКИМ МЕТОДОМ Аналитический расчёт коэффициента теплоотдачи

К газодинамическому наддуву относят способы повышения плотности заряда на впуске за счёт использования:

· кинетической энергии воздуха, движущегося относительно приемного устройства, в котором она при торможении потока преобразуется в потенциальную энергию давления – скоростной наддув ;

· волновых процессов во впускных трубопроводах – .

В термодинамическом цикле двигателя без наддува начало процесса сжатия происходит при давлении p 0 , (равному атмосферному). В термодинамическом цикле поршневого двигателя с газодинамическим наддувом начало процесса сжатия происходит при давлении p k , вследствие повышения давления рабочего тела вне цилиндра от p 0 до p k . Это связано с преобразованием кинетической энергии и энергии волновых процессов вне цилиндра в потенциальную энергию давления.

Одним из источников энергии для повышения давления в начале сжатия может быть энергия набегающего потока воздуха, что имеет место при движении самолета, автомобиля и др. средств. Соответственно наддув в этих случаях называют скоростным.

Скоростной наддув основан на аэродинамических закономерностях преобразования скоростного напора потока воздуха в статическое давление. Конструктивно он реализуется в виде диффузорного воздухозаборного патрубка, направленного навстречу потоку воздуха при движении транспортного средства. Теоретически повышение давления Δp k =p k - p 0 зависит от скорости c н и плотности ρ 0 набегающего (двигающегося) потока воздуха

Скоростной наддув находит применение в основном на самолетах с поршневыми двигателями и спортивных автомобилях, где скорости движения больше 200 км/ч (56 м/с).

Следующие разновидности газодинамического наддува двигателей основаны на использовании инерционных и волновых процессов во впускной системе двигателя.

Инерционный или динамический наддув имеет место при относительно большой скорости движения свежего заряда в трубопроводе c тр. В этом случае уравнение (2.1) принимает вид

где ξ т – коэффициент, учитывающий сопротивления движению газа по длине и местные.

Реальная скорость c тр потока газа во впускных трубопроводах, во избежание повышенных аэродинамических потери и ухудшения наполнения цилиндров свежим зарядом, не должна превышать 30…50 м/с.

Периодичность процессов в цилиндрах поршневых двигателей является причиной колебательных динамических явлений в газовоздушных трактах. Эти явления могут быть использованы для существенного улучшения основных показателей двигателей (литровой мощности и экономичности.

Инерционные процессы всегда сопровождаются волновыми процессами (колебаниями давления), возникающими в результате периодического открытия и закрытия впускных клапанов системы газообмена, а также возвратно-поступательного движения поршней.

На начальном этапе впуска во впускном патрубке перед клапаном создается разрежение, и соответствующая волна разрежения, достигая противоположного конца индивидуального впускного трубопровода, отражается волной сжатия. Путем подбора длины и проходного сечения индивидуального трубопровода можно добиться прихода этой волны к цилиндру в наиболее благоприятный момент перед закрытием клапана, что позволит существенно увеличить коэффициент наполнения , а следовательно, крутящий момент M e двигателя.

На рис. 2.1. приведена схема настроенной впускной системы. Через впускной трубопровод, минуя дроссельную заслонку, воздух поступает в приемный ресивер, а из него– впускные трубопроводы настроенной длины к каждому из четырех цилиндров.

На практике это явление использовано в зарубежных двигателях (рис. 2.2), а также отечественных двигателях для легковых автомобилей с настроенными индивидуальными впускными трубопроводами (например, двигатели ЗМЗ), а также на дизеле 2Ч8,5/11 стационарного электрогенератора, имеющего один настроенный трубопровод на два цилиндра.

Наибольшая эффективность газодинамического наддува имеет место при длинных индивидуальных трубопроводах. Давление наддува зависит от согласования частоты вращения двигателя n , длины трубопровода L тр и угла

запаздывания закрытия впускного клапана (органа) φ a . Эти параметры связаны зависимостью

где – местная скорость звука; k =1,4 – показатель адиабаты; R = 0,287 кДж/(кг∙град.); T – средняя температура газа за период наддува.

Волновые и инерционные процессы могут обеспечивать заметное увеличение заряда в цилиндр при больших открытиях клапана или в виде повышения дозарядки в такте сжатия. Реализация эффективного газодинамического наддува возможна только для узкого диапазона частоты вращения двигателя. Сочетание фаз газораспределения и длины впускного трубопровода должно обеспечивать наибольший коэффициент наполнения. Такой подбор параметров называют настройкой впускной системы. Она позволяет увеличить мощность двигателя на 25…30%. Для сохранения эффективности газодинамического наддува в более широком диапазоне частот вращения коленчатого вала могут быть использованы различные способы, в частности:

· применение трубопровода с изменяемой длиной l тр (например, телескопического);

· переключение с короткого трубопровода на длинный;

· автоматическое регулирование фаз газораспределения и др.

Однако применение газодинамического наддува для форсирования двигателя связано с определенными проблемами. Во-первых, не всегда имеется возможность рационально скомпоновать достаточно протяженные настроенные впускные трубопроводы. Особенно это трудно сделать для низкооборотных двигателей, поскольку с уменьшением частоты вращения длина настроенных трубопроводов увеличивается. Во-вторых, фиксированная геометрия трубопроводов дает динамическую настройку лишь в некотором, вполне определенном диапазоне скоростного режима работы.

Для обеспечения эффекта в широком диапазоне применяют плавную или ступенчатую регулировку длины настроенного тракта при переходе с одного скоростного режима на другой. Ступенчатое регулирование с помощью специальных клапанов или поворотных заслонок считается более надежным и успешно применяется в автомобильных двигателях многих зарубежных фирм. Чаще всего используют регулирование с переключением на две настроенные длины трубопровода (рис. 2.3).

В положении закрытой заслонки соответствующему режиму до 4000 мин -1 , подача воздуха из впускного ресивера системы осуществляется по длинному пути (см. рис. 2.3). В результате (по сравнению с базовым вариантом двигателя без газодинамического наддува) улучшается протекание кривой крутящего момента по внешней скоростной характеристике (на некоторых частотах от 2500 до 3500 мин -1 крутящий момент возрастает в среднем на 10…12 %). С повышением частоты вращения n > 4000 мин -1 подача переключается на короткий путь и это позволяет увеличить мощность N e на номинальном режиме на 10 %.

Существуют и более сложные всережимные системы. Например, конструкции с трубопроводами, охватывающими цилиндрический ресивер с поворотным барабаном, имеющим окна для сообщения с трубопроводами (рис. 2.4). При повороте цилиндрического ресивера 1 против хода часовой стрелки длина трубопровода увеличивается и наоборот, при повороте по часовой стрелке – уменьшается. Однако реализация этих способов значительно усложняет конструкцию двигателя и снижает его надежность.

В многоцилиндровых двигателях с обычными трубопроводами эффективность газодинамического наддува снижается, что обусловлено взаимным влиянием процессов впуска в различные цилиндры. На автомобильных двигателях впускные системы «настраивают» обычно на режим максимального крутящего момента для повышения его запаса.

Эффект газодинамического наддува можно также получить соответствующей «настройкой» выпускной системы. Этот способ находит применение на двухтактных двигателях.

Для определения длины L тр и внутреннего диаметра d (или проходного сечения) настраиваемого трубопровода необходимо проводить расчеты с использованием численных методов газовой динамики, описывающих нестационарное течение, совместно с расчетом рабочего процесса в цилиндре. Критерием при этом является прирост мощности,

крутящего момента или снижение удельного расхода топлива. Эти расчеты весьма сложны. Более простые методы определения L тр и d основаны на результатах экспериментальных исследований.

В результате обработки большого числа экспериментальных данных для выбора внутреннего диаметра d настраиваемого трубопровода предлагается следующая зависимость:

где (μF щ) max – наибольшее значение эффективной площади проходного сечения щели впускного клапана. Длина L тр настраиваемого трубопровода может быть определена по формуле:

Заметим, что применение разветвленных настроенных систем типа общая труба – ресивер - индивидуальные трубы оказалось весьма эффективным в сочетании с турбонаддувом.

1

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

впускной тракт

резонатор

наполнение цилиндра

математическое моделирование

модернизированный канал.

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

Длины пульсационной трубы;

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

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

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

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

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

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

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

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

(2)

Уравнение энергии (полная энтальпия)

Уравнение состояния идеального газа:

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

Уравнения для k и ε

турбулентная вязкость:

константы, параметры и источники:

(9)

(10)

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

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

fa = f + fref, (11)

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

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

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

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

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

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

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

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

Рис. 1. Модернизированная с ресивером расчетная область в CADSolidWorks

Собственная частота резонатора Гельмгольца равна:

(12)

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

Для нашего примера имеем следующие значения:

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

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

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

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

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

Рис. 2. Расход газового потока в клапанной щели для каналов стандартного, модернизированного и с ресивером при n=5600 мин-1: 1 - стандартный, 2 - модернизированный, 3 - модернизированный с ресивером	Рис. 3. Скорость движения потока в клапанной щели для каналов стандартного, модернизированного и с ресивером при n=5600 мин-1: 1 - стандартный, 2 - модернизированный, 3 - модернизированный с ресивером

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

Рис. 4. Давление потока в стандартном, модернизированном и канале с ресивером при n=5600 мин-1(1 - стандартный канал, 2 - модернизированный канал, 3 - модернизированный канал с ресивером)	Рис. 5. Плотность потока в стандартном, модернизированном и канале с ресивером при n=5600 мин-1(1 - стандартный канал, 2 - модернизированный канал, 3 - модернизированный канал с ресивером)

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

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

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

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

Рецензенты:

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

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

Библиографическая ссылка

Жолобов Л. А., Суворов Е. А., Васильев И. С. ВЛИЯНИЕ ДОПОЛНИТЕЛЬНОЙ ЕМКОСТИ ВО ВПУСКНОЙ СИСТЕМЕ НА НАПОЛНЕНИЕ ДВС // Современные проблемы науки и образования. – 2013. – № 1.;
URL: http://science-education.ru/ru/article/view?id=8270 (дата обращения: 25.11.2019). Предлагаем вашему вниманию журналы, издающиеся в издательстве «Академия Естествознания» Страница: (1) 2 3 4 ... 6 » Я уже писал о резонансных глушителях - "дудках" и "маффлерах/муфлерах" (моделистами используется несколько терминов, производных от английского "muffler" - глушитель, сурдинка и т.д). Почитать об этом можно в моей статье "А вместо сердца - пламенный мотор".

Наверное, стоит поговорить подробнее о выхлопных системах ДВС в целом, чтобы научиться разделять "мух от котлет" в этой не простой для понимания области. Не простой с точки зрения физических процессов, происходящих в глушителе после того, как двигатель уже завершил очередной рабочий такт, и, казалось бы, сделал свое дело.
Далее речь пойдет о модельных двухтактных двигателях, но все рассуждения верны и для четырехтактников, и для двигателей "не модельных" кубатур.

Напомню, что далеко не каждый выхлопной тракт ДВС, даже построенный по резонансной схеме, может дать прирост мощности или крутящего момента двигателя, равно как и уменьшить уровень его шума. По большому счету, это два взаимоисключающих требования, и задача конструктора выхлопной системы обычно сводится к поиску компромисса между шумностью ДВС, и его мощностью в том или ином режиме работы.
Это обусловлено несколькими факторами. Рассмотрим "идеальный" двигатель, у которого внутренние потери энергии на трение скольжения узлов равны нулю. Также не будем учитывать потери в подшипниках качения и потери, неизбежные при протекании внутренних газодинамических процессов (всасывание и продувка). В итоге, вся энергия, высвобождаемая при сгорании топливной смеси, будет расходоваться на:
1) полезную работу движителя модели (пропеллер, колесо и т.д. Рассматривать КПД этих узлов не будем, это отдельная тема).
2) потери, возникающие при еще одной цикличной фазе процесса работы ДВС - выхлопе.

Именно потери выхлопа стоит рассмотреть более детально. Подчеркну, что речь идет не о такте "рабочий ход" (мы условились, что двигатель "внутри себя" идеален), а о потерях на "выталкивание" продуктов сгорания топливной смеси из двигателя в атмосферу. Они определяются, в основном, динамическим сопротивлением самого выхлопного тракта - всего того, что присоединяется к картеру мотора. От входного до выходного отверстий "глушителя". Надеюсь, не надо никого убеждать в том, что чем меньше сопротивление каналов, по которым "отходят" газы из двигателя, тем меньше нужно будет потратить усилий на это, и тем быстрее пройдет процесс "газоотделения".
Очевидно, что именно фаза выхлопа ДВС является основной в процессе шумообразования (забудем о шумах, возникающем при всасывании и при горении топлива в цилиндре, равно как и о механических шумах от работы механизма - у идеального ДВС механических шумов просто не может быть). Логично предположить, что в таком приближении общий КПД ДВС будет определяться соотношением между полезной работой, и потерями на выхлоп. Соответственно, уменьшение потерь на выхлоп будет повышать КПД двигателя.

Куда расходуется энергия, теряемая при выхлопе? Естественно, она преобразуется в акустические колебания окружающей среды (атмосферы), т.е. в шум (разумеется, имеет место и разогрев окружающего пространства, но мы об этом пока умолчим). Место возникновения этого шума - срез выхлопного окна двигателя, где происходит скачкообразное расширение отработанных газов, которое и инициирует акустические волны. Физика этого процесса очень проста: в момент открытия выхлопного окна в маленьком объеме цилиндра находится большая порция сжатых газообразных остатков продуктов сгорания топлива, которая при выходе в окружающее пространство быстро и резко расширяется, при этом и возникает газодинамический удар, провоцирующий последующие затухающие акустические колебания в воздухе (вспомните хлопок, возникающий при откупоривании бутылки шампанского). Для уменьшения этого хлопка достаточно увеличить время истечения сжатых газов из цилиндра (бутылки), ограничивая сечение выхлопного окна (плавно приоткрывая пробку). Но такой способ снижения шума не приемлем для реального двигателя, у которого, как мы знаем, мощность прямо зависит от оборотов, следовательно - от скорости всех протекающих процессов.
Можно уменьшить шум выхлопа другим способом: не ограничивать площадь сечения выхлопного окна и времени истечения выхлопных газов, но ограничить скорость их расширения уже в атмосфере. И такой способ был найден.

Еще в 30-х годах прошлого века спортивные мотоциклы и автомобили начали оснащать своеобразными конусными выхлопными трубами с маленьким углом раскрыва. Эти глушители получили название "мегафонов". Они незначительно снижали уровень выхлопного шума ДВС, и в ряде случаев позволяли, также незначительно, увеличить мощность двигателя за счет улучшения очистки цилиндра от остатков отработанных газов за счет инерционности газового столба, движущегося внутри конусной выхлопной трубы.

Расчеты и практические опыты показали, что оптимальный угол раскрыва мегафона близок к 12-15 градусам. В принципе, если сделать мегафон с таким углом раскрыва очень большой длины, он будет достаточно эффективно гасить шум двигателя, почти не снижая его мощности, но на практике такие конструкции не реализуемы из-за очевидных конструктивных недостатков и ограничений.

Еще один способ снижения шума ДВС заключается в минимизации пульсаций отработанных газов на выходе выхлопной системы. Для этого выхлоп производится не непосредственно в атмосферу, а в промежуточный ресивер достаточного объема (в идеале - не менее чем в 20 раз превышающий рабочий объем цилиндра), с последующим выпуском газов через относительно маленькое отверстие, площадь которого может быть в несколько раз меньше площади выхлопного окна. Такие системы сглаживают пульсирующий характер движения газовой смеси на выходе из двигателя, превращая его в близкий к равномерно-поступательному на выходе глушителя.

Напомню, что речь в данный момент идет о глушащих системах, не увеличивающих газодинамическое сопротивление выхлопным газам. Поэтому не буду касаться всевозможных ухищрений типа металлических сеток внутри глушащей камеры, перфорированных перегородок и труб, которые, разумеется, позволяют уменьшить шум двигателя, но в ущерб его мощности.

Следующим шагом в развитии глушителей были системы, состоящие из различных комбинаций описанных выше способов глушения шума. Скажу сразу, в большинстве своем они далеки от идеала, т.к. в той или иной степени увеличивают газодинамическое сопротивление выхлопного тракта, что однозначно приводит к снижению мощности двигателя, передаваемой на движитель.

//
Страница: (1) 2 3 4 ... 6 »

Использование резонансных выхлопных труб на моторных моделях всех классов позволяет резко повысить спортивные результаты соревнований. Однако геометрические параметры труб определяются, как правило, методом проб и ошибок, поскольку до настоящего времени не существует ясного понимания и четкого толкования процессов, происходящих в этих газодинамических устройствах. А в немногочисленных источниках информации по этому поводу приводятся противоречивые выводы, имеющие произвольную трактовку.

Для детального исследования процессов в трубах настроенного выхлопа была создана специальная установка. Она состоит из стенда для запуска двигателей, переходника мотор - труба со штуцерами для отбора статического и динамического давления, двух пьезоэлектрических датчиков, двухлучевого осциллографа С1-99, фотоаппарата, резонансной выхлопной трубы от двигателя R-15 с «телескопом» и самодельной трубы с чернением поверхности и дополнительной теплоизоляцией.

Давление в трубах в районе выхлопа определялось следующим образом: мотор выводился на резонансные обороты (26000 об/мин), данные с присоединенных к штуцерам отбора давления пьезоэлектрических датчиков выводились на осциллограф, частота развертки которого синхронизирована с частотой вращения двигателя, и осциллограмма регистрировалась на фотопленку.

После проявления пленки в контрастном проявителе изображение переносилось на кальку в масштабе экрана осциллографа. Результаты для трубы от двигателя R-15 приведены на рисунке 1 и для самодельной трубы с чернением и дополнительной теплоизоляцией - на рисунке 2.

На графиках:

Р дин - динамическое давление, Р ст - статическое давление. ОВО - открытие выхлопного окна, НМТ - нижняя мертвая точка, ЗВО - закрытие выхлопного окна.

Анализ кривых позволяет выявить распределение давления на входе резонансной трубы в функции фазы поворота коленвала. Повышение динамического давления с момента открытия выхлопного окна с диаметром выходного патрубка 5 мм происходит для R-15 приблизительно до 80°. А его минимум находится в пределах 50° - 60° от нижней мертвой точки при максимальной продувке. Повышение давления в отраженной волне (от минимума) в момент закрытия выхлопного окна составляет около 20% от максимального значения Р. Запаздывание в действии отраженной волны выхлопных газов - от 80 до 90°. Для статического давления характерно повышение в пределах 22° с «плато» на графике вплоть до 62° от момента открытия выхлопного окна, с минимумом, находящимся в 3° от момента нижней мертвой точки. Очевидно, что в случае использования аналогичной выхлопной трубы колебания продувки происходят в 3°… 20° после нижней мертвой точки, а отнюдь не в 30° после открытия выхлопного окна, как считалось ранее.

Данные исследования самодельной трубы отличаются от данных R-15. Повышение динамического давления до 65° от момента открытия выхлопного окна сопровождается минимумом, расположенным в 66° после нижней мертвой точки. При этом повышение давления отраженной волны от минимума составляет около 23%. Запаздывание в действии выхлопных газов меньше, что связано, вероятно, с увеличением температуры в теплоизолированной системе, и составляет около 54°. Колебания продувки отмечаются в 10° после нижней мертвой точки.

Сравнивая графики, можно заметить, что статическое давление в теплоизолированной трубе в момент закрытия выхлопного окна меньше, чем в R-15. Однако динамическое давление имеет максимум отраженной волны в 54° после закрытия выхлопного окна, а в R-15 этот максимум сдвинут на целых 90“! Отличия связаны с разницей в диаметрах выхлопных патрубков: на R-15, как уже указывалось, диаметр равен 5 мм, а на теплоизолированной - 6,5 мм. Кроме того, за счет более совершенной геометрии трубы R-15 коэффициент восстановления статического давления у нее больше.

Коэффициент полезного действия резонансной выхлопной трубы в значительной мере зависит от геометрических параметров самой трубы, сечения выхлопного патрубка двигателя, температурного режима и фаз газораспределения.

Применение контротражателей и подбор температурного режима резонансной выхлопной трубы позволит сместить максимум давления отраженной волны выхлопных газов к моменту закрытия выхлопного окна и таким образом резко увеличить эффективность ее действия.