акад. док., проф. Гветадзе В.Е., акад. док., проф. Пурцхванидзе Г.Н., акад. док. проф. Ломидзе А.Н.

Грузия, г. Кутаиси. Государственный Университет Акакия Церетели

Термодинамические потери процесса наполнения

Наполнение цилиндра характеризуется увеличением энтропии. Эти потери неизбежны, так как без некоторого перепада давлении между впускным коллектором и цилиндром невозможно осуществить истечения воздуха из впускного коллектора в цилиндр.

Для поршневого двигателя, уравнение неразрывности в общем случае можно записать в виде:

,

где: V – объем вытекающего или втекающего газа; C – скорость течения;

f_э – площадь эффективного проходного сечения впускных органов;

T – время истечения.

Потери давления, связанные с перемещением определенного количества газа, пропорциональны скорости потока. Поэтому есть основания полагать, что средняя величина потерь процесса впуска также пропорциональна некоторой условной скорости, определяемой как

(1)

Для поршневого двигателя под объемом V следует понимать объем цилиндра, т.е.

а под произведением величину =,

т.е. время-сечение впускного органа. Таким образом, применительно к четырехтактного дизелю (1), примет вид:

(2)

Основными параметрами, определяющими и характеризующими потери работоспособности надувочного воздуха в период наполнения цилиндра, являются:

1) коэффициент наполнения при

(3)

где: G – количество поступившего в цилиндре свежего заряда;

G_t–теоретически возможное количество свежего заряда в рабочем объеме цилиндра при параметрах свежего заряда в цилиндре;

-подогрев свежего заряда за счет диссипации кинетической энергии за впускными органами;

2) потери насосных ходов –

(4)

Где Р_сн – среднее давление в цилиндре на ходе наполнения;

Для всех расчетов было принято:

- процесс наполнения начинается с в.м.т.;

- открытие впускного клапана за 20⁰ п.к.в. до в.м.т.;

- параметры надувочного воздуха во впускном коллекторе (температура и давление) постоянны в пределах всего такта наполнения.

Расчеты выполнялись при следующих переменных величинах, для двигателя типа ЧН 26/26 ():

а) при различных скоростях подъема клапана, но при неизменном максимальном проходном сечение, при давлении наддува П_к=2,3, при частоте вращения коленчатого вала n=500 об/мин, 750 об/мин и 1000 об/мин;

б) при неизменной скорости подъема клапана, но при изменяемом максимальном проходном сечении в диапазоне 20-60 см² при П_к=2,3, при частоте вращения коленчатого вала соответственно n=500 и 1000 об/мин;

в) при неизменной скорости подъема клапана и максимальном проходном сечении для давления наддува П_к=1; П_к=2,3 и П_к=4; при частотах вращения коленчатого вала n=500 и 1000 об/мин;

г) для двигателя типа Ч8,5/11 () при реальной частоте вращения коленчатого вала n=900об/мин и 1800 об/мин при изменяемом максимальном проходном сечении клапана 2-10 см² и П_к=1,0.

Результаты расчета и приведены на графиках рис.1.

Рис.1. Зависимость коэффициента наполнения и потерь насосных ходов от условной скорости впуска.

Из графиков следует, что вне зависимости от способа получения время – сечения впуска равно как и вне зависимости от размерности цилиндра и скорости открытия клапана все результаты расчетов четко определяют однозначные зависимости

и .

Из графиков также следует, что увеличение время-сечения впускного клапана для получения значения параметров С_в менее 120-130 м/с с точки зрения коэффициента наполнения нецелесообразно. С точки зрения насосных потерь уменьшение величины С_в со 120 м/с до 75 м/с позволить снизить потери насосных ходов - с 0,09 до 0,04, т.е. также вряд ли может быть оправдано, так как требует увеличения площади клапана примерно в 1,35 раза с улучшением только на 0,02.

Для практических расчетов с высокой степенью точности можно пользоваться следующими аппроксимирующими зависимостями

=0,99-810^-6(С_в-70)² (5)

=710^-6С_в² (6)

Рассчитанные значения не учитывали его изменения за счет , которое достаточно хорошо освещено в технической литературе. Значения представляет собой ту величину, которая входит составляющей частью в суммарное значение коэффициента наполнения, определяемое по экспериментальным данным.

Рассчитанная величина насосных потерь позволяет с достаточной для расчета газообмена двигателей и особенно расчета работы насосных ходов, определить величину потерь работоспособность воздуха, предварительно сжатого в агрегате наддува.

Литература

1. Е. Бондиров и др. Газотурбинний надув дизелей. В сб. работ, посвящений помяти проф. Л. Мартенса. Изд. Машиностроение. М.-Л. 1989 г.

2. В. Поддавашник и др. К вопросу повышения КПД импульсной турбины в системе надува 4-ох тактного дизеля. Труды ЧИМЭСХ. Вып. 63. Челябинск. 1989 г.

3. Проведение научно-исследовательских работ по совершенствованию процесса газообмена. Отчет по теме 15-495 № гос. регистраций 70059597, инв. ВИТИЦ Б085978, 1989 г.

4. А. Камладзе, Г. Пурцхванидзе, Ф. Гогиашвили. Термодинамические основания взаимодействия тепловой машины с окружающей средой. Пер. научный журнал, НОВАЦИЯ №8. Кутаиси. 2011 г. 121-125 ст.