Газодинамика и локальная теплоотдача во впускной системе поршневого ДВС

Предварительный анализ диаграмм скорости потока не выявил принципиальных отличий в характере влияния фильтров на газодинамические характеристики впускной системы со вставками, в чем можно убедиться, просмотрев последовательность рисунков приведенных ниже.

а

б

в

Рис. 3.12. Зависимость скорости воздуха w во впускном канале с вставкой квадратного поперечного сечения с использованием стандартного воздушного фильтра от угла поворота коленчатого вала при различных частотах вращения коленчатого вала: а - n=600 мин^-1; б - n=1500 мин^-1; в - n=3000 мин^-1, 1 - сигнал с первого по ходу потока термоанемометра; 2 - сигнал со второго термоанемометра

а

б

в

Рис. 3.13. Зависимость скорости воздуха w во впускном канале с вставкой квадратного поперечного сечения с использованием тканевого воздушного фильтра от угла поворота коленчатого вала при различных частотах вращения коленчатого вала: а - n=600 мин^-1; б - n=1500 мин^-1; в - n=3000 мин^-1 ,1 - сигнал с первого по ходу потока термоанемометра; 2 - сигнал со второго термоанемометра

а

б

в

Рис. 3.14. Зависимость скорости воздуха w во впускном канале с вставкой треугольного поперечного сечения с использованием стандартного воздушного фильтра от угла поворота коленчатого вала при различных частотах вращения коленчатого вала: а - n=600 мин^-1; б - n=1500 мин^-1; в - n=3000 мин^-1 ,1 - сигнал с первого по ходу потока термоанемометра; 2 - сигнал со второго термоанемометра

а

б

в

Рис. 3.15. Зависимость скорости воздуха w во впускном канале с вставкой треугольного поперечного сечения с использованием тканевого воздушного фильтра от угла поворота коленчатого вала при различных частотах вращения коленчатого вала: а - n=600 мин^-1; б - n=1500 мин^-1; в - n=3000 мин^-1, 1 - сигнал с первого по ходу потока термоанемометра; 2 - сигнал со второго термоанемометра

Действительно, из представленных рисунков видно, что при всех конфигурациях впускной системы и с использованием двух типов фильтрующих элементов на участке ускорения потока наблюдается зона перегиба (зона I). С увеличением частоты вращения газодинамика процесса впуска усложняется, и возрастает максимальное значение скорости потока воздуха. Однако величины максимальных значений скорости не одинаковы для разных конфигураций впускной системы с тем или иным фильтрующим элементом. Так, например, максимальное значение скорости воздуха для впускной системы, имеющей вставки с круглым и квадратным поперечным сечением при использовании стандартного воздушного фильтра составляют приблизительно 80 м/с (рис. 3.9 и 3.12), тогда как при впускной системе с «треугольной» вставкой и использовании стандартного воздушного фильтра максимальная скорость незначительно превышает величину 50 м/с (рис. 3.14). При установке тканевого воздушного фильтра при всех конфигурациях впускной системы максимальные значения скорости потока воздуха составляют приблизительно те же 50 м/с (рис. 3.10, 3.13, 3.15).

Анализ интенсивности пульсационных процессов по совмещенным графикам (рис. 3.11, 3.16 и 3.17) показал, что после закрытия впускного клапана сохраняются пульсационные эффекты для впускной системы с круглым поперечным сечением при использовании обоих типов воздушного фильтра (рис. 3.11). Напротив, для впускной системы с вставкой треугольного поперечного сечения и тканевым фильтром явления пульсации столба воздуха практически отсутствуют (рис. 3.17). Впускная система с «квадратной» вставкой при использовании обоих фильтрующих элементов (рис. 3.16) по уровню пульсаций занимает промежуточное положение, ближе к каналу постоянного круглого сечения.

Рис. 3.16. Зависимость скорости воздуха w во впускном канале с вставкой с квадратной формой поперечного сечения от угла поворота коленчатого вала при частоте вращения 1500 мин^-1 в различных исполнениях: 1 - без фильтра; 2 - стандартный фильтр; 3 - тканевый фильтр



Рис. 3.17. Зависимость скорости воздуха w во впускном канале с вставкой с треугольной формой поперечного сечения от угла поворота коленчатого вала при частоте вращения 1500 мин^-1 в разных исполнениях: 1 - без фильтра; 2 - стандартный фильтр; 3 - тканевый фильтр

Итак, для впускной системы с вставками с квадратным и треугольным поперечным сечением влияние фильтра на газодинамику процесса впуска в двигателе внутреннего сгорания в общих чертах аналогично влиянию фильтра при впускной системе с круглым поперечным сечением. А именно стандартный воздушный фильтр, обладая малым гидравлическим сопротивлением, не оказывает существенного влияния на газодинамику процесса впуска, тогда как тканевый фильтр с большим значительно снижает скорость движения потока, кроме того происходит более быстрое затухание пульсационных эффектов во впускной системе после закрытия впускного клапана. Поэтому процесс впуска в канале со вставками квадратного и треугольного поперечного сечения начинается практически с установившегося состояния (без пульсационных эффектов, характерных для впускной системы с круглым поперечным сечение), что должно привести к увеличению расхода в таких системах (рис. 3.16 и 3.17) [102].

Отсюда следует, что фильтрующий элемент, оказывая существенное влияние на газодинамику процесса впуска, должен повлиять на закономерности мгновенной локальной теплоотдачи потока воздуха во впускной системе двигателя.

3.3 Расходные характеристики и спектральный анализ процесса впуска при различных конфигурациях впускной системы с разными фильтрующими элементами

Основным техническим параметром, определяющим качество процесса впуска, является объемный или массовый расход воздуха через впускную систему двигателя внутреннего сгорания, поскольку он определяет мощность и динамику двигателя в целом.

При этом под объемным расходом V, м³/с, понимался объем воздуха, поступивший в цилиндр за время =1 с, который равен сумме единичных объемов V_е всех тактов всасывания, прошедших за указанный период. Величина V_е определялась путем численного интегрирования зависимости w=f() для отдельного такта впуска и далее умножалась на их число за время . Величина V_e находилась как средняя по выборке отдельных тактов впуска за весь период измерений. Затем параметр V пересчитывался на нормальные технические условия.

Было установлено, что характер зависимости расхода V от числа оборотов n определяется взаимодействием двух факторов: изменением величины единичной порции V_e и числа m поскольку с ростом числа оборотов m растет линейно, то определяющей является функция .

Начнем анализ с зависимости объемного расхода воздуха V через впускные каналы с вставками различного поперечного сечения от частоты вращения коленчатого вала n со случая без использования фильтрующего элемента (рис. 3.18). Он показывает, что наибольший объемный расход воздуха через впускную систему при всех частотах вращения коленчатого вала получается при применении вставки с треугольным поперечным сечением. Это превышение (до 27%) в какой-то мере связано с наибольшей среди всех прочих площадью поперечного сечения данной вставки при равных d_э. Но этот фактор не может быть определяющим, поскольку вставка занимает по протяженности небольшую часть канала и создает дополнительные гидравлические сопротивления входа и выхода потока из этого участка. Вероятно, обсуждаемый эффект вызван стабилизирующим влиянием вихревых структур, образующихся в углах несимметричных профилей [63], которые наиболее сильны для треугольного профиля, имеющего острые углы. На стабилизацию указывает и более быстрое угасание пульсаций после закрытия впускного клапана во впускной системе с вставками с квадратным и треугольным поперечным сечениями.

Рис. 3.18. Зависимость объемного расхода воздуха V через впускную систему с вставками с различной формой поперечного сечения от частоты вращения коленчатого вала n без использования фильтрующего элемента. Форма поперечного сечения вставки: 1 - круг; 2 - квадрат; 3 - равносторонний треугольник

Весьма важным обстоятельством в аспекте рабочей характеристики двигателя является более резкое возрастание крутизны расходной характеристики в области мин^-1 во впускной системе со вставкой треугольного поперечного сечения, по сравнению с круглым и квадратным, что должно привести к более быстрому набору мощности двигателем в основном по n диапазоне эксплуатации двигателя. В свою очередь, впускная система с «квадратной» вставкой обладает другим достоинством - линейной расходной характеристикой, что может обеспечить плавной набор мощности двигателем и таким образом иметь более равномерные теплотехнические нагрузки на главные элементы двигателя, что естественно повысит ресурс двигателя. Рассмотрим как изменится сопротивление впускной системы при наличии в ней профилированной вставки с несимметричным поперечным сечением. Значение коэффициента сопротивления впускной системы о определялись стандартным способом по величине перепада статического давления в условиях, когда поток воздуха в нем был стационарным. Величина перепада измерялась жидкостным микроманометром типа МКВ-250 (кл. 0,02) при разных скоростях потока. Коэффициент о, вычисленный для каждого режима течения, усреднялся. Было установлено, что коэффициент сопротивления впускной системы с «квадратной» и «треугольной» вставкой возрастает на 3,6% и 10,3% соответственно, по сравнению с впускной системой постоянного круглого сечения.

Теперь рассмотрим влияние фильтрующих элементов на расходные характеристики (рис. 3.19 и 3.20).

Рис. 3.19. Зависимость объемного расхода V воздуха через впускную систему от частоты вращения коленчатого вала n с использованием стандартного фильтра и без него для вставок с различной формой поперечного сечения: форма точки на графике соответствует конфигурации вставки



Рис. 3.20. Зависимость объемного расхода V воздуха через впускную систему с вставками от частоты вращения коленчатого вала n с использованием тканевого воздушного фильтра и без него для вставок с различной формой поперечного сечения: форма точки на графике соответствует конфигурации вставки

Было выявлено, что порядок ранжирования впускных систем различного профиля по объемному расходу воздуха с появлением фильтра не изменяется, что можно объяснить сохранением влияния устойчивых вихревых структур, которые образуются в углах профиля и стабилизируют пульсирующий воздушный поток. В целом, установка любого фильтра снижает расходные характеристики при всех конфигурациях впускной системы [102]. При этом влияние фильтрующего элемента усиливается с ростом частоты вращения коленчатого вала, поскольку возрастает, как показано выше, скорость воздушного потока в канале и соответственно растет газодинамическое сопротивление системы. Согласно рисунку 3.19 и 3.20 при частоте вращения коленчатого вала 600 мин^-1 расход воздуха через впускную систему изменяется незначительно при всех формах поперечного сечения, как со стандартным воздушным фильтром, так и без него: снижение объемного расхода воздуха через впускную систему при использовании такого воздушного фильтра составляет приблизительно 10-15% при частоте вращения коленчатого вала 600 мин^-1, нарастая до 25-35% при 3000 мин^-1 для обсуждаемых конфигураций впускной системы. При этом наибольшее падение V наблюдается при установке вставки с поперечным сечением в форме равностороннего треугольника, тогда как меньшая разница относится к впускной системе с круглым поперечным сечением. По рисунку 3.20. видно, что снижение объемного расхода воздуха через впускную систему в случае применения тканевого фильтра более существенно, чем при использовании стандартного фильтра; составляет 10-19% уже при малых оборотах коленчатого вала, достигая 60-65% при максимальной скорости вращения коленчатого вала. Наибольшая разница в величине V, вызываемая данным фильтрующим элементом, также относится к впускной системе с профилированными вставками, а меньшая - к системе с круглым поперечным сечением.

По сводному рисунку 3.21 можно сделать заключение о том, что использование тканевого фильтра с коэффициентом сопротивления =32 приводит к линеаризации расходных характеристик для любой конфигурации впускного канала, сохраняя иерархию систем.

Рис. 3.21. Зависимость объемного расхода V воздуха через впускную систему с вставками с различной формой поперечного сечения (форма точки на графике соответствует конфигурации) от частоты вращения коленчатого вала n с использованием разных фильтров: 1 - стандартного воздушного фильтра; 2 - тканевого воздушного фильтра

Для более подробного изучения влияния сопротивления фильтрующего элемента на расходные характеристики процесса впуска в двигателе внутреннего сгорания был изготовлен дополнительный фильтр с =36. Рассмотрим рисунок 3.22, на котором показана зависимость объемного расхода воздуха V через впускную систему различной конфигурации от коэффициента сопротивления фильтрующего элемента при различных частотах вращения коленчатого вала двигателя.

Как и ожидалось, влияние фильтрующего элемента на расходные характеристики двигателя усиливается с увеличением коэффициента сопротивления. Можно отметить, что этот эффект при низких частота вращения коленчатого вала (зона холостого хода) невелик для всех конфигураций впускной системы, и расход воздуха через впускную систему практически одинаков при различных коэффициентах сопротивления фильтра. Негативное влияние фильтрующего элемента монотонно усиливается с увеличением частоты вращения коленчатого вала, достигая своего максимума при наибольших оборотах.

Рис. 3.22. Зависимость объемного расхода воздуха V через впускную систему различной конфигурации от коэффициента сопротивления фильтрующего элемента при следующих формах поперечного сечения профилированной вставки: 1 - круг; 2 - квадрат; 3 - равносторонний треугольник

Рабочие характеристики двигателя внутреннего сгорания определяются не только размером (массой) воздушного заряда, поступившего в цилиндр, но и его способностью обеспечить эффективное смесеобразование, что во многом определяется интенсивностью турбулентных пульсаций, формирующихся уже во впускном тракте. Сведения об этом можно получить путем спектрального анализа пульсаций скорости во впускном канале, который осуществлялся в программе «Lgraph» в дополнительном окне «Спектроанализатор». Данная программа позволяет проводить спектральный анализ сигналов, а так же осуществлять регистрацию данных с построением спектров в режиме реального времени.

Для спектрального анализа в программе «Lgraph» используется алгоритм быстрого преобразования Фурье (БПФ). Спектральный дисплей программы содержит амплитудно-частотное представление сигналов, полученное в результате БПФ.

Основные параметры спектрального анализа:

- Тип спектра - Amplitude - спектр амплитуды, где величина амплитуды А рассчитывается по формуле:

, (3.1)

где А - амплитуда, безразмерная величина; Re -значение реальной составляющей БПФ; Im -значение мнимой составляющей БПФ.

- Размер БПФ - количество значений, используемых при БПФ (размер спектрального окна). Этот список содержит значения равные 2 в степени N (это требование налагается алгоритмом БПФ) в диапазоне от 128 () до 1048576 (). В данной работе в спектральном анализе использовалось максимальное количество значений БПФ, то есть 1048576.

На рисунках П2.1 - П2.3 последовательно в порядке рассмотрения представлены амплитудно-частотные спектры пульсаций скорости потока воздуха w во впускной системой с круглым поперечным сечение, а также при установке профилированных вставок для разных частотах вращения коленчатого вала без фильтрующего элемента.

Как оказалось амплитудно-частотные спектры пульсаций скорости потока воздуха w идентичны для впускных систем различной конфигурации при частоте вращения коленчатого вала 600 мин^-1 (рис. П2.1, а; П2.2, а; П2.3, а). При всех исследованных конфигурациях впускной системы, явно выражены первые четыре частоты спектра: 6,0 Гц; 12,0 Гц; 18,0 Гц; 24,0 Гц. При этом в диапазоне больше 30 Гц практически отсутствуют значимые частоты (амплитуда сигнала незначительная) [103]. При средней частоте вращения коленчатого вала (рис. П2.1, б; П2.2, б; П2.3, б) амплитудно-частотный спектр уже имеет отличия в зависимости от конфигурации впускной системы. Однако и здесь для всех впускных систем можно также выделить в качестве основных по энергетической значимости первые четыре частоты: 13,5 Гц; 27,0 Гц; 40,5 Гц; 54,0 Гц. При этом для впускной системы с круглой формой поперечного сечения наблюдаются существенные колебания (с большой амплитудой), простирающиеся вплоть до 160 Гц [103]. Размещение вставки с квадратной формой поперечного сечения приводит к угасанию значимых колебаний в верхней части спектра с частоты более 100 Гц, а при впускной системе с вставкой треугольного поперечного сечения - с частот 60 Гц. Аналогичные эффекты наблюдаются и при наибольшей частоте вращения коленчатого вала (рис. П2.1, в; П2.2, в; П2.3, в); где существуют основные четыре частоты колебаний: 25,0 Гц; 50,0 Гц; 75,0 Гц; 100 Гц.

Таким образом, с увеличением частоты вращения коленчатого вала двигателя также возрастают величины значимых частот спектра. При этом при впускной системе с вставками с квадратной и треугольной формой поперечного сечения значимые частоты угасают быстрее, что свидетельствует о спаде высокочастотной составляющей сигнала, указывающей на присутствие в потоке мелкомасштабной турбулентности. Этот эффект может рассматриваться как положительный фактор, поскольку известно, что на процесс смесеобразование положительное влияние оказывает направленное крупномасштабное турбулентное движение заряда. Связано это с тем, что при недостатке кислорода турбулентные пульсации повышают вероятность соприкосновения окислителя и продуктов неполного окисления и распада топлива, что улучшает процесс перемешивания топлива и воздуха. Слишком интенсивный вихрь может быть причиной недостаточного проникновения кахпель топлива в объем заряда. Это явление называют перезавихриванием [100]. Использование впускной системы с вставками с квадратной и треугольной формой поперечного сечения приводит к опустошению высокочастотной части спектра, и отсюда к отсутствию мелкомасштабной турбулентности в потоке воздуха в процессе впуска в двигателе внутреннего сгорания [42], что должно положительно повлиять на процесс смесеобразования.

Теперь проанализируем влияние фильтрующего элемента на амплитудно-частотный спектр пульсаций скорости во впускном канале. На рисунках П2.4 и П2.5 показаны амплитудно-частотные спектры пульсаций скорости потока воздуха w во впускной системой различной конфигурации при использовании стандартного и тканевого фильтров при частоте вращения коленчатого вала 1500 мин^-1.

Опыты показали, что стандартный воздушный фильтр сглаживает высокочастотные составляющие (выше 70 Гц) при всех конфигурациях впускной системы (рис. П2.4), тогда как тканевый воздушный фильтр сглаживает пульсации частоты более 45 Гц при всех конфигурациях впускной системы (рис. П2.5). Таким образом, путем подбора величины гидравлического сопротивления фильтрующего элемента, можно выборочно сглаживать высокочастотные составляющие с требуемой частоты в потоке воздуха в процессе впуска и тем самым влиять на размер турбулентных образований. Таким образом, можно регулировать турбулизацию потока воздуха в процессе впуска, получать ее оптимальную интенсивность в потоке воздуха и обеспечивать наилучшие условия смесеобразования.

Заключение

В целом было установлено, что путем применения профилированных вставок (с поперечным сечением в форме квадрата и равностороннего треугольника) можно существенно изменить газодинамические характеристики впускного тракта поршневого двигателя внутреннего сгорания с воздушным фильтром и без него.

При этом за счет стабилизирующего влияния продольных вихревых структур, образующихся в углах профиля, можно в сравнение с традиционным каналом постоянного круглого сечения приобрести:

- увеличение объемного расхода воздуха, поступающего в цилиндр (до 24 % при «треугольной» вставке), а, следовательно, повысить мощность двигателя;

- более резкое возрастание крутизны зависимости расхода воздуха от числа оборотов коленчатого вала в рабочем диапазоне частот вращения ( мин^-1) при вставке с треугольным сечением, что будет способствовать более быстрому набору мощности двигателем;

- линеаризацию этой зависимости (расходной характеристики) во всем диапазоне частот вращения вала использованием «квадратной» вставки, что приведет к более плавному нарастанию мощности двигателя при его нагружении и равномерным нагрузкам на основные конструктивные элементы;

- подавление высокочастотных пульсаций воздушного потока во впускном канале, что указывает на преобладающее образование при впуске крупномасштабных турбулентных структур, усиливающих смешение в цилиндре.

Также было выявлено, что наличие фильтра отрицательно сказывается на расходных характеристиках двигателя при использовании любой конфигурации впускной системы. Падение объемного расхода воздуха составляет от 10 до 50%, увеличиваясь с ростом частоты вращения коленчатого вала и коэффициента сопротивления фильтра.

Показано, что с возрастанием коэффициента гидравлического сопротивления фильтра снижается пороговое значение частоты пульсаций, начиная с которой происходит подавление высокочастотной части спектра, и соответственно, увеличиваются линейные размеры турбулентных структур, возникающих в воздушном потоке.

Следует также ожидать, что изменение структурно-газодинамических факторов в процессе впуска путем введения в тракт профилированных вставок приведет к перемене теплообменных характеристик и термического режима конструктивных элементов впускной системы.

4. Теплоотдача во впускном канале поршневого двигателя внутреннего сгорания

Целью данного этапа исследований (см. раздел 1.4) было изучение мгновенной локальной теплоотдачи во впускном тракте поршневого двигателя внутреннего сгорания в условиях гидродинамической нестационарности (ускорение и замедление потока воздуха) в классическом цилиндрическом канале, а также выяснить влияние конфигурации впускной системы (профилированных вставок и воздушных фильтров) на этот процесс.

На теплоотдачу в таких течениях влияют мельчайшие детали термогидравлической обстановки вблизи датчика, которые должны быть такими же как у стенки реального объекта.

Предварительный теоретический анализ и тестовые опыты показали, что обеспечить эти условия при реализации известных методик определения мгновенных локальных коэффициентов теплоотдачи б_х с помощью проволочных или пленочных датчиков в данном случае не представляется возможным. Прямое определение б_х по снимаемому тепловому потоку приводит к несоразмерно большим значениям коэффициента теплоотдачи, поскольку нагретый локальный микроэлемент создает вокруг себя иную газодинамическую и термическую обстановку, чем протяженная горячая стенка.

Поэтому был использован метод косвенной тарировки на базе показателей локальной интенсивности теплоотдачи хорошо изученного процесса - реперный процесс, в качестве которого для данного случая была выбрана стационарная теплоотдача в длинной круглой трубе. При этом на основе данных динамической тарировки (см. раздел 2.3) следует полагать, что полученная тарировочная зависимость будет сохраняться и в условиях пульсирующего течения в диапазоне частот, характерных для процесса впуска в поршневых ДВС.

4.1 Тарировка измерительной системы для определения локального коэффициента теплоотдачи

Измерительный комплекс, обеспечивающий определение коэффициентов теплоотдачи, описан в разделе 2.4.

Тарировка заключалась в соотнесении расчетного коэффициента теплоотдачи б_х, Вт/(м² К) и опытной величины сигнала датчика U, В.

Расчет базового уровня коэффициента теплоотдачи осуществлялся по известной зависимости [104,105] при турбулентном течении:

, (4.1)

где

в котором _х - локальный (на расстоянии х от входа) коэффициент теплоотдачи, Вт/(м²•К); d - внутренний диаметр трубы, м; л_х - коэффициент теплопроводности, Вт/(м•К). Определяющей является t_х - средняя температура в контрольном сечении «х». - число Прандля;

_l=f(x/d)

- поправочный коэффициент на длину канала (для l/d15 - _l?1);

- число Рейнольдса; где - средняя скорость, м/с; d - внутренний диаметр трубы, м; _х - кинематическая вязкость, м²/с.

Для тарировки системы измерения коэффициентов теплоотдачи была изготовлена экспериментальная установка, схема которой показана на рисунке 4.1 Установка включает в себя тяговый вентилятор 1, с возможностью регулирования расхода воздуха путем изменения числа оборотов двигателя, подсоединенный к исследуемой длинной трубе 2, общей длиной 1800 мм и внутренним диаметром 32 мм, как у впускной трубы основной экспериментальной установки. Датчик термоанемометра для измерения коэффициента теплоотдачи 3 устанавливался на расстояние 1600 мм от входа в трубу. Сигнал термоанемометра 4 поступал в аналого-цифровой преобразователь 5, который преобразовывал аналоговый сигнал в бинарный код для дальнейшей обработки на персональном компьютере 6. Температура измерялась термопарой медь-константин, размещенной в исследуемом канале. Показания с термопары считывались при помощи милливольтметра 7. Для измерения скорости потока воздуха w использовался термоанемометр. Способ измерения скорости подробно описан в разделе 2.3.

Рис. 4.1. Схема установки для тарировки системы измерения коэффициентов теплоотдачи: 1 - тяговый вентилятор; 2 - длинная труба; 3 - датчик термоанемометра для измерения коэффициента теплоотдачи; 4 - термоанемометр; 5 - аналого-цифровой преобразователь; 6 - персональный компьютер; 7 - милливольтметр; 8 - датчик термоанемометра для измерения скорости потока воздуха

При статической тарировке измерялись следующие величины: температура воздуха Т, К, атмосферное давление р, мм.рт.ст., скорость потока воздуха w, м/с и напряжение с тарируемого датчика для измерения локального коэффициента теплоотдачи U, В. Проводились эксперименты при 8 режимах. При этом скорость потока воздуха w изменялась от 0 до 60 м/с. На каждом режиме измерения проводились 2-3 раза для подтверждения воспроизводимости результатов. Таким образом, были получены тарировочные кривые в виде функциональной связи напряжения на выходе термоанемометра и локального коэффициента теплоотдачи (рис. 4.2).

Рис. 4.2. Тарировочная зависимость для измерения локальных коэффициентов теплоотдачи, 1 - экспериментальные данные, 2 - экстраполяция кривой

Полученная тарировочная кривая и была использована для исследования локальной теплоотдачи во впускных каналах двигателя внутреннего сгорания.

4.2 Локальный коэффициент теплоотдачи во впускном канале двигателя внутреннего сгорания при стационарном режиме

Для получения предварительного представления о теплоотдаче во впускном канале ДВС было произведено ее исследование на статических режимах продувки. Для этого была изготовлена экспериментальная установка, общая схема которой показана на рисунке 4.3.

Рис. 4.3. Схема экспериментальной установки для исследования локальных коэффициентов теплоотдачи на статических режимах: 1 - тяговый вентилятор; 2 - цилиндр; 3 - головка цилиндра; 4 - впускной канал; 5 - измерительный участок; 6 - датчик термоанемометра для измерения локальных коэффициентов теплоотдачи; 7 - датчик термоанемометра для измерения скорости потока; 8 - термоанемометр; 9 - аналого-цифровой преобразователь; 10 - персональный компьютер

Данная экспериментальная установка содержит тяговый вентилятор 1, с возможностью регулирования количества всасываемого воздуха с помощью изменения частоты вращения двигателя, подсоединенный к цилиндру 2. Цилиндр 2, который имитирует внутрицилиндровое пространство двигателя, подсоединен к головке цилиндра 3, заимствованной от двигателя автомобиля ВАЗ-ОКА. К впускному окну головки цилиндров 3 крепится на шпильках впускной канал 4, к которому при помощи хомутов подсоединен измерительный участок 5. В измерительном участке 5 имеется в каждом контрольном сечении по два отверстия для установки датчика термоанемометра 6 для измерения локальных коэффициентов теплоотдачи и датчика термоанемометра 7 для измерения скорости потока воздуха. При этом датчики сдвинуты на 90^о друг относительно друга. Оба датчика в свою очередь подключены к одноканальному термоанемометру 8. Сигналы с термоанемометров поступают в аналого-цифровой преобразователь 9, который преобразует аналоговые сигналы с датчиков в цифровой код для дальнейшей обработки на персональном компьютере 10.

Более подробно конфигурация исследуемого впускного тракта и места установки датчика для измерения локального коэффициента теплоотдачи показаны на рисунке 4.4.

Из рисунка видно, что конфигурация исследуемого канала имеет очень сложную пространственную форму. Она состоит из криволинейного канала в головке цилиндра 1, имеющего сужение и препятствие в виде втулки клапана с дальнейшим расширением в районе седла клапана и два прямолинейных участка круглого поперечного сечения (впускная труба 2 и измерительный канал 3).

Следует отметить, что статические продувки проводились без впускного клапана. Также на рисунке показаны места размещения датчика термоанемометра 4 для измерения локального коэффициента теплоотдачи. Датчики 4 устанавливались в четырех поперечных сечения по длине измерительного участка 3. При длине измерительного участка 250 мм первое сечение располагалась на расстоянии 40 мм от входа воздуха, второе - 110 мм, третье - 140 мм, четвертое - 210 мм.

При этом локальный коэффициент теплоотдачи в каждом из сечений последовательно измерялся вдоль периметра сечения с шагом по углу 90^о (рис. 4.4).

Рис. 4.4. Конфигурация исследуемого впускного тракта и места установки датчиков: 1 - криволинейный канал в головке цилиндра; 2 - впускной канал; 3 - измерительный канал; 4 - датчик термоанемометра для измерения локальных коэффициентов теплоотдачи

Таким образом, во время статической продувки впускной системы основными измеряемыми параметрами были средняя по сечению скорость воздушного потока w, м/с, а также локальный коэффициент теплоотдачи _х, Вт/(м²•К) по длине и периметру впускного канала при разных скоростях потока воздуха.

Рассмотрим, экспериментально полученное, распределение коэффициента теплоотдачи по периметру контрольных сечений при разных скоростях потока воздуха (рис. 4.5-4.8). На этих рисунках в прямоугольных окнах приведены значения коэффициента теплоотдачи в Вт/(м² К) в той точке по периметру, на которую указывает стрелка.



Рис. 4.5. Распределение коэффициента теплоотдачи _х, Вт/(м²•К) по периметру сечений при скорости потока воздуха w=8 м/с

Рис. 4.6. Распределение коэффициента теплоотдачи _х, Вт/(м²•К) по периметру сечений при скорости потока воздуха w=20 м/с



Рис. 4.7. Распределение коэффициента теплоотдачи _х, Вт/(м²•К) по периметру сечений при скорости потока воздуха w=40 м/с

Рис. 4.8. Распределение коэффициента теплоотдачи _х, Вт/(м²•К) по периметру сечений при скорости потока воздуха w=58 м/с

Согласно рисункам 4.5-4.8 локальный коэффициент теплоотдачи не одинаков как по длине канала, так и по периметру.

Сначала рассмотрим отличие теплоотдачи по длине канала. Наибольшие значения коэффициент теплоотдачи имеет в первом сечение по сравнению с другими при всех скоростях потока воздуха, что можно объяснить малой толщиной гидродинамического пограничного слоя на начальном участке канала. Также следует отметить, что отличия в значениях локальных коэффициентов теплоотдачи по длине канала возрастают с ростом скорости потока воздуха. Так при w=8 м/с наибольшее отличие составляет 24,5%, тогда как при w=40 м/с оно достигает 38,5%, однако при w=58 м/с разница в значениях локальных коэффициентов теплоотдачи вновь снижается до 30,0%, что можно объяснить сменой режима течения и более устойчивым гидродинамическим пограничным слоем. Отличие в следующих сечениях (2-4) составляет примерно 10-12%.

Теперь рассмотрим изменение локального коэффициента теплоотдачи по периметру в различных сечениях канала. Распределение _х является постоянным в первом сечение и находится в пределах от 1,5 до 10,0%, тогда как по другим сечениям (2-4) отличие достигает 15,5% при разных скоростях потока воздуха.

С ростом скорости распределение _х по периметру сглаживается (при w=58 м/с разница в значениях локального коэффициента теплоотдачи не превышает 5%), это говорит о том, что влияние поворота и сужения в канале в головке цилиндра ослабевает и на всех участках формируется одинаковый пограничный слой.

На рисунках 4.9 - 4.12 показаны зависимости для всех, исследуемых сечений в сопоставлении с расчетными данными по уравнению (4.1).

Отсчет угла положения точки по периметру контрольного сечения проводили против часовой стрелки от =0^о в крайней нижней точке.



Рис. 4.9. Зависимость локального коэффициента теплоотдачи _х, от скорости потока воздуха w для первого сечения. Сплошная линия - экспериментальные данные; пунктирная линия - расчет по (4.1)

Рис. 4.10. Зависимость локального коэффициента теплоотдачи _х, от скорости потока воздуха w для второго сечения. Сплошная линия - экспериментальные данные; пунктирная линия - расчет по (4.1)



Рис. 4.11. Зависимость локального коэффициента теплоотдачи _х, от скорости потока воздуха w для третьего сечения. Сплошная линия - экспериментальные данные; пунктирная линия - расчет по (4.1)

Рис. 4.12. Зависимость локального коэффициента теплоотдачи _х, от скорости потока воздуха w для четвертого сечения. Сплошная линия - экспериментальные данные; пунктирная линия - расчет по (4.1)

На представленных зависимостях можно проследить следующую тенденцию: по мере удаления контрольных сечений от входа потока воздуха во впускной канал экспериментальные значения локального коэффициента теплоотдачи приближаются к расчетным значениям, полученным по формуле (4.1). То есть на начальном участке существуют значительные отличия в экспериментальных данных для впускного канала ДВС и расчетными значениями, тогда как далее по каналу эти отличия не столь заметны. Также на рассматриваемых зависимостях можно выделить два характерных участка с разным углом наклона кривой. Первый участок имеет место для диапазона изменения скорости потока воздуха от 0<w<35 м/с (0<Re<73500), второй участок для скоростей больше 35 м/с (73500<Re<121700). При этом точка перегиба для всех контрольных сечений канала наблюдается в районе w?35 м/с. Первый из этих участков отличается более интенсивным ростом теплоотдачи с увеличением скорости потока воздуха, по сравнению со вторым. При этом в третьем и четвертом сечениях эти участки не столь заметны, как в первом и втором. Значительное отличие в локальных коэффициентах теплоотдачи, а также наибольшее расхождение с расчетными данными на начальном участке впускного канала, особенно в первом сечении, можно объяснить формированием теплового пограничного слоя, особенность заключается в том, что турбулентные структуры, формирующиеся в области клапанного узла распространяют свое влияние вверх по потоку, вплоть до участка входа потока в канал, более того именно здесь проявляется их наибольшее влияние.

Также следует отметить, что на первом участке разброс значений локальных коэффициентов теплоотдачи по углу в контрольных сечениях гораздо меньше, чем на втором. В связи с этим предварительно можно говорить о существовании двух скоростных режимов теплоотдачи во впускной системе двигателя внутреннего сгорания.

Далее рассмотрим (рис. 4.13) распределение локального коэффициента теплоотдачи по длине канала при установке датчика в нижнее положение (г=0^о), которое в дальнейшем принималось за основное при описании мгновенных локальных коэффициентов теплоотдачи в условиях гидродинамической нестационарности.

Рис. 4.13. Зависимость локального коэффициента теплоотдачи _х от скорости потока воздуха w по вдоль нижней образующей (=0^о)

Из рисунка 4.13 видно, что величина локального коэффициента теплоотдачи по длине канала изменяется следующим образом. Наибольшие значения _х, как уже отмечалась выше, характерны для первого сечения (ближнего к входу потока воздуха), что можно объяснить малой толщиной формирующегося теплового пограничного слоя на начальном участке канала. При этом разница по углу в максимальных значениях _х в первом сечение в сравнение с другими сечениями составляет от 24 до 40% в зависимости от скорости потока воздуха. Разброс же значений коэффициента теплоотдачи по 2-4 сечениям не превышает 12%. На представленных (рис. 4.13) зависимостях можно выделить все те же два участка с разным углом наклона кривой.

Как известно [104-108], в общем случае число Нуссельта для турбулентного течения газа в трубе является функцией числа Рейнольдса в степени т=0,8, то есть . В результате аппроксимации данных по локальным коэффициентам теплоотдачи _х для рассматриваемого случая были получены со среднеквадратичным отклонением в 8% следующие зависимости:

участок 1 (Re=0-73500):

, (4.2)

участок 2 (73500<Re<121700):

, (4.3)

или

участок 1:

, (4.4)

участок 2:

, (4.5)

где k - поправочный коэффициент на длину канал равный 1 при и 1,35 при .

Следует отметить, что среднее по обоим участкам значение степени при числе Рейнольдса составляет приблизительно 0,8, что согласуется с классическими сведениями по теплоотдаче при течении в длинных трубах с круглым поперечным сечением.

Качество аппроксимации можно проследить по рисунку 4.14, где на аппроксимационную кривую нанесены экспериментальные данные для первого сечения.



Рис. 4.14. Зависимость числа Нуссельта Nu от местного числа Рейнольдса для первого сечения

4.3 Мгновенные локальные коэффициенты теплоотдачи во впускном канале двигателя внутреннего сгорания

Как отмечалось в обзоре литературы (см. раздел 1.3) экспериментальные и теоретические исследования свидетельствуют о существенном отличии коэффициента теплоотдачи в нестационарных условиях от стационарного случая. Оно может достигать 3-4-кратного значения. Основной причиной этого отличия является специфическая перестройка турбулентной структуры потока [87,88,109].

В данном разделе рассмотрим результаты экспериментального изучения влияния гидродинамической нестационарности на локальный коэффициент теплоотдачи во впускном канале двигателя внутреннего сгорания. Исследование проводилось на установке, описанной в разделе 2.1. Сейчас детально опишем места установки датчиков в ходе этих экспериментов.

Конфигурация исследуемого канала (рис. 4.15) состоит из криволинейного участка в головке цилиндра 1, имеющего сужение и препятствие в виде втулки впускного клапана с дальнейшим расширением в области седла клапана и два прямолинейных участка круглого поперечного сечения (впускная труба 2 и измерительный канал 3). Датчики 4 для измерения локального коэффициента теплоотдачи устанавливались в трех поперечных сечения канала 3: при общей длине измерительного канала
250 мм первое сечение располагалась на расстояние 110 мм от входа воздуха, второе - 140 мм и третье - 210 мм. Локальный коэффициент теплоотдачи во всех сечениях измерялся только в нижнем положение датчика 4 (=0^о). Одновременно с определением интенсивности теплоотдачи, в том же контрольном сечении измерялись мгновенные значения средней по сечению канала скорости потока воздуха w с помощью датчика термоанемометра 5.

Рис. 4.15. Конфигурация впускного тракта экспериментальной установки и места установки датчиков для исследования локального коэффициента теплоотдачи: 1 - криволинейный канал в головке цилиндра; 2 - впускная труба; 3 - измерительный канал; 4 - датчик термоанемометра для измерения коэффициента теплоотдачи; 5 - датчик термоанемометра для измерения скорости потока воздуха

Рассмотрим совмещенные графики зависимостей скорости потока воздуха w и условной интенсивности теплоотдачи от угла поворота коленчатого вала при разных частотах его вращения для впускной системы круглого поперечного сечения без фильтра (рис. 4.16, 4.17). В связи с тем, что тарировочная кривая системы измерения коэффициента теплоотдачи имеет сложную форму, то для получения предварительных сведений на представленных рисунках показана косвенная зависимость в виде сигнала (напряжения) с датчика термоанемометра, фиксируемого с помощью аналого-цифрового преобразователя.

а

б

в

Рис. 4.16. Зависимости скорости потока воздуха w (1) и условной интенсивности теплоотдачи (2) от угла поворота коленчатого вала для первого сечения впускной системы круглого поперечного сечения для разных частот вращения коленчатого вала:а - n=600 мин^-1; б - n=1500 мин^-1; в - n=3000 мин^-1

а

б

в

Рис. 4.17. Зависимости скорости потока воздуха w (1) и условной интенсивности теплоотдачи (2) от угла поворота коленчатого вала для третьего сечения впускной системы круглого поперечного сечения для разных частот вращения коленчатого вала: а - n=600 мин^-1; б - n=1500 мин^-1; в - n=3000 мин^-1

Оказалось (рис. 4.16 и 4.17), что интенсивность изменения и максимальные значения локального коэффициента теплоотдачи по сечениям отличаются в зависимости от частоты вращения коленчатого вала установки. При этом разница, как в интенсивности изменения теплоотдачи, так и в максимальных значениях _х увеличивается с ростом n. Количественную оценку этих отличий сделаем ниже после перехода с помощью тарировочной кривой к действительным значениям коэффициента _х.

А пока рассмотрим влияние гидродинамических факторов на динамику процесса теплоотдачи. На рисунках 4.16 и 4.17 на графиках можно заметить запаздывание по углу интенсивности изменения теплоотдачи от изменения скорости потока воздуха на величину . При этом угол уменьшается с ростом частоты вращения коленчатого вала для всех сечений.

Однако величина запаздывания отличается в зависимости от частоты вращения коленчатого вала по сечениям.

Так, в первом сечение (ближнее к входу потока воздуха) величина составляет 50^о в диапазоне 600<n<1500 мин^-1, тогда как при n=3000 мин^-1 запаздывание уменьшается до 30^о.

Это свидетельствует о том, что начало интенсивного изменения коэффициента теплоотдачи практически неизменно при частоте вращения коленчатого вала до 1500 мин^-1, и только после нее возрастает. В третьем сечение (дальнем от входа воздуха) этот эффект сохраняется, только снижается величина запаздывания, составляющая соответственно 39^о и 27^о. Это говорит о том, что в данном сечении перестройка гидродинамического слоя происходит быстрее.

Примечательно, что изменение теплоотдачи становится менее выражено приблизительно при одних и тех же значениях угла поворота коленчатого вала (?720^о) при всех частотах вращения коленчатого вала.

Таким образом, можно говорить об общей тенденции не только увеличения максимальных значений локальных коэффициентов теплоотдачи, но и росте интенсивности изменения теплоотдачи по мере увеличения частоты вращения коленчатого вала двигателя.

Более наглядно можно проследить интенсивность нарастания и спада теплоотдачи, если рассмотреть зависимость локального коэффициента теплоотдачи б_х от времени ф (рис. 4.18). Из графиков видно, что существуют значительные отличия в интенсивности нарастания теплоотдачи в зависимости от частоты вращения коленчатого вала.

Так, при n=1500 мин^-1 максимальное значение локального коэффициента теплоотдачи достигается примерно в три раза быстрее, чем при n=600 мин^-1. Здесь следует напомнить, что ускорение а потока воздуха в процессе впуска существенно различается и зависит от фазы впуска и частоты вращения коленчатого вала (см. рис. 3.4). Так, величина а на начальной фазе при n=1500 мин^-1 примерно в три раза больше, чем при n=600 мин^-1.

При n=3000 мин^-1 ускорение потока воздуха и интенсивность нарастания теплоотдачи не значительно больше, чем при n=1500 мин^-1 (рис. 3.4 и 4.18).

Поэтому можно утверждать, что существенное отличие в ускорение потока воздуха оказывает сильное влияние на интенсивность теплоотдачи. Также можно отметить, что значительно отличается спад кривой в зависимости от частоты вращения коленчатого вала.

На заключительной фазе процесса впуска, согласно рисункам 4.18, а также рисунку 3.4 предыдущей главы видно, что интенсивность спада скорости потока воздуха и теплоотдачи пропорциональна уменьшению частоты вращения коленчатого вала.

а

б

в

Рис. 4.18. Зависимость локального коэффициента теплоотдачи бх от времени ф при разных частотах вращения коленчатого вала: а - n=600 мин-1; б - n=1500 мин -1; в - n=3000 мин^-1

Для более подробного анализа динамики локальной теплоотдачи во впускном канале круглого поперечного сечения рассмотрим зависимости для разных частот вращения коленчатого вала для исследуемых сечений, которые представлены на рисунке 4.19.

а

б

Рис. 4.19. Зависимость мгновенных локальных коэффициентов теплоотдачи _х от угла поворота коленчатого вала во впускном канале круглого поперечного сечения при разных частотах вращения коленчатого вала: 1 - n=600 мин^-1; 2 - n=1500 мин^-1; 3 - n=3000 мин^-1.

Контрольное сечение: а - первое (l_х=110 мм); б - третье (l_х=210 мм)

Из рисунка 4.19 видно, что изменение локального коэффициента теплоотдачи зависит от частоты вращения коленчатого вала, а соответственно, и от скорости потока воздуха w и ускорения a во впускном канале. При этом заметное изменение б_х при всех n и во всех контрольных сечениях начинается в одинаковом диапазоне угла поворота коленчатого вала 275^о<ц<280^о и максимальные значения б_х достигает также в одной области 375^о<ц<420^о. Как уже отмечалось выше, изменение локального коэффициента теплоотдачи становится менее выраженным при =720^о при всех частотах вращения коленчатого вала и во всех контрольных сечениях. Все это говорит об общей закономерности изменения б_х во впускном канале ДВС при всех частотах вращения коленчатого вала и по всей длине канала. Легко заметить, что значения б_х увеличивается с ростом n. Так, для первого сечения (ближнего к входу потока воздуха) максимальные значения локального коэффициента теплоотдачи составляют приблизительно 76,7, 113,4 и 160,1 Вт/(м²•К), соответственно для частот вращения коленчатого вала 600, 1500 и 3000 мин^-1. Для третьего сечения (дальнего от входа) максимальные значения б_х составляют 70,0, 101,4 и 161,1 Вт/(м²•К), соответственно для n равных 600, 1500 и 3000 мин^-1. Наибольшая разница в максимальных значениях локального коэффициента теплоотдачи составляет 10,5% для малых и средних частот вращения коленчатого вала, для n=3000 мин^-1 эта разница находится в пределах систематической ошибки. При этом наибольшие значения характерны для первого сечения.

Для установления степени влияния динамики течения на интенсивность теплоотдачи сравним зависимости локального коэффициента теплоотдачи _х от скорости потока воздуха w при разных режимах течения воздуха во впускной системе установки (рис. 4.20).

Рисунок 4.20 свидетельствует, что существуют значительные отличия между значениями локального коэффициента теплоотдачи, полученными в статическом режиме и значениями ?х в динамическом потоке, и эта разница достигает 2,5 раз при скоростях воздуха в диапазоне 40<w<60 м/с. При этом значения локального коэффициента теплоотдачи при стационарном потоке больше таковых при пульсирующем потоке при всех скоростях потока воздуха.



Рис. 4.20. Зависимость локального (l_х=110 мм) коэффициента теплоотдачи _х от скорости потока воздуха w при разных режимах, - - - - стационарный поток; пульсирующий поток

Поэтому можно говорить о том, что гидродинамическая нестационарность приводит к снижению интенсивности теплоотдачи. Также на графике при пульсирующем потоке можно проследить следующую тенденцию: до скорости потока воздуха 22 м/с нарастание локального коэффициента теплоотдачи происходит с одинаковой интенсивностью при всех частотах вращения коленчатого вала; затем при средних и высоких n можно выделить участок стабилизации _х с последующим интенсивным ростом.

Таким образом, в результате проведенного исследования можно говорить о том, что мгновенная локальная теплоотдачи во впускном канале двигателя внутреннего сгорания зависит от нескольких параметров: частоты вращения коленчатого вала n, угла поворота коленчатого вала , расстояния от входа l и условий окружающей среды (температуры t и давления p), то есть .

В результате аппроксимации экспериментальных данных, проведенной методом наименьших квадратов, были получены уравнения для расчета локального коэффициента теплоотдачи с погрешностью (среднеквадратичным отклонением) 12%. Для того, чтобы получить более простое расчетное уравнение зависимость была разбита на два участка (подъема (280^о<<400^о) и спада (400^о<<720^о)).

Предлагаемые уравнения размерные, в них нет числа Рейнольдса Re, поскольку режим течения определяется частотой вращения коленчатого вала n, а рабочей средой является исключительно воздух, как окислитель для сжигания топлива.

Для стадии подъема (280^о<<400^о) расчетное уравнение для вычисления _х, Вт/(м²•К) выглядит следующим образом:

, (4.6)

для стадии спада (400^о<<720^о):

, (4.7)

где n - частота вращения коленчатого вала, мин^-1 (600<n<3000); - угол поворота коленчатого вала, град. п.к.в. (280^о<<720^о); Т - температура окружающей среды, К (233<T<313), l_х - длина от входа в канал до расчетного сечения, мм (100<l<220), К_ф - поправочный коэффициент на форму поперечного сечения профилированной вставки.