автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.02, диссертация на тему:Методологические основы совершенствования систем воздухоснабжения транспортных двигателей



На правах рукописи

/

УДК: 621.436-185.4

Исаков Юрий Николаевич МЕТОДОЛОГИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ СОВЕРШЕНСТВОВАНИЯ СИСТЕМ ВОЗДУХОСНАБЖЕНИЯ ТРАНСПОРТНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ Специальность 05.04.02 Тепловые двигатели

Автореферат диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

Санкт-Петербург 1998 г.

Работа выполнена в Санкт-Петербургском государственном техническом университете

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор Кавтарадзе Р.З., доктор технических наук, профессор Бурячко В.Р., доктор технических наук, профессор Тузов JI.B.

Ведущее предприятие: ОАО Всероссийский научно-исследовательский институт транспортного машиностроения

Защита состоится 16 июня 1998 г. в 16 часов на заседании диссертационного совета Д 063.38.05 Санкт-Петербургского государственного технического университета /195251, Санкт-Петербург, Политехническая ул., 29, Главное здание, ауд. 251/

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Санкт-Петербургского технического университета.

Автореферат разослан

и

мая 1998 г.

Ученый секретарь диссертационного совета доктор технических наук, профессор

Фаддеев И.П.

Общая характеристика работы

Актуальность работы. Успешное решение проблемы создания новых перспективных образцов транспортных машин в значительной степени определяется наличием мощных высокооборотпых дизелей с высокими удельными показателями, отвечающих жестким габаритно-массовым ограничениям. При разработке этих двигателей, помимо достижения заданного уровня афегатной мощности, должны быть обеспечены такие важные для транспортной силовой установки параметры, как рабочий диапазон частот вращения коленчатого вала, коэффициент приспособляемости и приемистость двигателя, определяющие динамические качества транспортной машины. Выполнение этих противоречивых требований связано с необходимостью проведения широкого комплекса научно-исследовательских и опытно-конструкторских работ по выбору и доводке параметров рабочего процесса как собственно двигателя, так и его составных частей, в том числе системы воздухоснабжения.

Решение проблемы рациональной организации систем воздухоснабжения двигателей требует ответа на ряд вопросов, определяющих технические характеристики двигателя в целом.

Следует отметить, что применительно к двигателям транспортных машин далеко не всегда может быть использован опыт, накопленный при создании двигателей общего назначения.

Исследованию процессов в системах воздухоснабжения поршневых двигателей много внимания уделяли Орлин A.C., Круглов М.Г., Гришин Ю.А., Красовский О.Г., Камкин C.B., Рудой Б.П., Драганов Б.Х., Лист Г., Бенсон Р., Пишингер А. и др.

Обоснованные выводы о целесообразности тех или иных схемных и конструктивных решений при проектировании системы воздухоснабжения могут бьггь сделаны лишь при наличии достоверной информации о

влиянии принятого варианта на характеристики двигателя в заданном диапазоне изменения эксплуатационных режимов. Традиционно эта информация получается в результате проведения широких экспериментов на физических моделях и натурных образцах, что неизбежно связано со значительными затратами времени и материальных ресурсов.

Таким образом, актуальной проблемой является совершенствование систем воздухоснабжения транспортных двигателей как в традиционном их понимании, так и с учетом перспективных схемных и конструктивных решений. Для решения этой проблемы необходима разработка на базе физически обоснованных математических моделей, адекватно описывающих процессы в составных частях турбопоршневых двигателей, комплекса расчетных методов, позволяющих на стадии проектирования и доводки новых образцов высокофорсированных двигателей для транспортных машин делать обоснованные заключения о степени совершенства систем воздухоснабжения и о влиянии конструктивных, режимных и эксплуатационных факторов на эффективные показатели этих двигателей в широком диапазоне изменения скоростных и нагрузочных режимов, апробация этих методов и их экспериментальная проверка.

Представленные в работе материалы являются результатом исследований, выполненных в СПбГТУ в течение 1980-1992 г. по координационным планам Секции прикладных проблем АН СССР (РАН) и на основании Решений Комиссии при Президиуме Совета Министров СССР.

Цель работы. Целью настоящей работы является разработка методологических основ совершенствования систем воздухоснабжения транспортных дизелей с газотурбинным над дувом и их применение к решению задач улучшения параметров и характеристик существующих двигателей, а также к разработке принципиально новых схем и конструкций.

Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие задачи:

Разработать методику расчета параметров турбопоршневого двигателя с учетом газодинамических процессов в коллекторах и каналах систем впуска и выпуска; разработать методику описания характеристик агрегатов наддува с использованием результатов экспериментальных исследований ступеней и с учетом их геометрических параметров.

Разработать методику расчета характеристик процессов во впускных и выпускных каналах крышек цилиндров на базе моделей нестационарного течения сжимаемого газа; разработать методику оценки влияния геометрии газовоздушных каналов на характеристики газовых потоков.

Создать макетный образец высокофорсированного турбопоршневого транспортного дизеля с ограничением максимальных газовых нагрузок на узлы и детали кривошипно-шатунного механизма на базе серийно выпускаемого отечественного двигателя.

Выполнить комплексное экспериментальное исследование работы макетного образца дизеля на различных режимах; оцепить целесообразность использования дополнительной камеры сгорания в системе воздухоснабжения для улучшения динамических характеристик транспортного двигателя.

Разработать рекомендации по проектированию систем воздухоснабжения высокофорсированных дизелей, преимущественно для установки в составе МТО транспортной машины.

Научная новизна. Сформулирован комплексный подход к разработке систем воздухоснабжения турбопоршневых двигателей (ТПД) транспортного тапа, основанный на оценке эффективности схемных и конструктивных решений по параметрам, определяющим основные технические характеристики моторно-трансмиссионньгх установок транспортных машин.

Разработан комплекс взаимосвязанных математических моделей рабочих процессов в составных частях ТПД. Получены новые данные о влиянии схемных решений и способа согласования составных частей ТПД с дополнительной камерой сгорания (ДКС) на технические характеристики моторных установок транспортных машин.

Установлены основные закономерности формирования структуры нестационарного потока в выпускных каналах быстроходных двигателей. Показана возможность целенаправленного изменения гидравлических характеристик выпускных каналов за счет соответствующего изменения ограничивающих поверхностей.

Предложены описания характеристик турбин и компрессоров, позволяющие повысить точность и скорость счета режимов совместной работы поршневого двигателя и агрегатов наддува, а также выполнять на стадии доводки ТПД количественные оценки необходимых конструктивных изменений в лопаточных аппаратах турбомашин при согласовании характеристик двигателя, компрессора и турбины.

Выявлено влияние схемных решений и конструктивных особенностей используемой системы воздухоснабжения на равномерность распределения воздуха по цилиндрам и индикаторную работу цилиндров.

Достоверность результатов работы. Достоверность результатов, полученных в процессе выполнения работы, определяется обоснованностью допущений, сделанных при составлении расчетных моделей, апробацией тестовыми расчетами методов решения систем уравнений, представляющих математические модели исследуемых процессов, сравнением результатов расчетных и экспериментальных исследований и результатами анализа погрешностей данных экспериментов.

Практическая ценность. Разработанная и оптимизированная с использованием предложенных методик система воздухоснабжения макетного образца высокофорсированного транспортного дизеля с

газотурбинным наддувом и дополнительной камерой сгорания позволила в два раза увеличить мощность базового двигателя практически без изменения конструкции его деталей. При этом коэффициент приспособляемости двигателя достигал 1,36, а диапазон изменения скорости вращения коленчатого вала составил 3,30.

Расчетные исследования двигателя с дополнительной камерой сгорания и байпасной магистралью в системе воздухоснабжения показали, а эксперименты подтвердили возможность работы компрессора с к.п.д., близким к максимальному, во всем диапазоне изменения режимов работы двигателя. При этом исключается возможность работы компрессора в режиме помпажа. Включение в работу дополнительной камеры сгорания обеспечивает приемистость двигателя с высоким наддувом па уровне дизеля без над дува, что имеет особое значите для динамики транспортной машины.

Разработанные методики расчета в двумерном и квазитрехмерном приближении нестационарных процессов в составных частях систем воздухоснабжения позволяют получать сравнительные оценки эффективности различных конструктивных мероприятий по совершенствованию систем воздухоспабжегаш и их элементов.

Результаты исследования использованы в ОАО ВНИИТрансмаш, НИИД, ГСКБ "Трансдизель", СКБ "Турбина", АО "Барнаултрансмаш" при проведении совместных работ по созданию транспортного дизеля с высоким уровнем форсирования.Разработанные методики используются в НТЦ АО АвтоВАЗ при доводке систем динамического наддува.

Апробация работы. Основные результаты диссертации доложены и обсуждены на Всесоюзных научно-технических конференциях: "Проблемы создания и использования двигателей с высоким наддувом" (Харьков, 1979 г.), "Рабочие процессы в двигателях внутреннего сгорания" (Москва, 1982 г.), "Современные проблемы кинематики и динамики ДВС" (Волгоград, 1985 г.), "Перспективы развития комбинированных двигателей

внутреннего сгорания и двигателей новых схем и на новых топливах" (Москва, 1987 г.), "Повышение надежности и экологических показателей автомобильных двигателей" (Горький, 1990 г.), международных технических конференциях "Мо1оаиЮ-97" (Русе, Болгария, 1997 г.) и "Двигатель-97" (Москва, 1997 г.), а также на IV и V Всесоюзной школе-семинаре "Современные проблемы газодинамики и теплообмена и пути повышения эффективности энергетических установок".

Публикации. Основное содержание работы изложено в 32 печатных работах, в т.ч. в 2 учебниках и 3 отчетах кафедры ДВС СПбГТУ 1985-90 г.г.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, шести глав, заключения, списка литературы. Содержание работы изложено на 153 страшщах машинописного текста, иллюстрируется 87 рисунками и двумя таблицами.

Содержание работы

Во введении анализируются проблемы, связанные с проектированием систем воздухоснабжения высокофорсированных транспортных двигателей.

Выполненный анализ показывает, что качество работы систем воздухоснабжения зависит от ряда конструктивных, регулировочных и эксплуатационных факторов, влияние которых на характеристики ТПД в составе моторно-трансмиссионного отделения транспортной машины в различных условиях может быть неоднозначным. Это затрудняет поиск рациональных схемных и конструктивных решений при проектировании рассматриваемых систем.

Повышение эффективности и сокращение сроков проведения проектно-конструкторских и доводочных работ по созданию систем воздухоснабжения для перспективных ТПД могут быть достигнуты за счет

использования комплексных методов распета процессов в составных частях двигателей, базирующихся на математических моделях, корректно описывающих основные особенности этих процессов.

Первая глава посвящена разработке методов расчета параметров рабочего тела в цилиндрах двигателя и объемах впускных и выпускных систем.

При оценке выбора принципиальной схемы или конструктивного оформления составных частей воздухоснабжения целесообразно использовать не только показатели, характеризующие ту или иную сторону работы системы, но, в первую очередь, интегральные характеристики ТПД, определяющие возможность его использования в качестве первичного привода транспортной машины, К ним относятся эффективный к.п.д. или удельный расход топлива, удельная мощность (среднее эффективное давление), коэффициент приспособляемости и коэффициент рабочих частот вращения вала двигателя.

В связи с тем, что экспериментальное определение характеристик процессов в составных частях вновь создаваемого или модернизируемого двигателя и эффективных показателей двигателя в целой связано со значительными затратами времени и средств, большое значение приобретает разработка методов численного исследования с использованием апробированных моделей рабочего цикла двигателя с газотурбинным наддувом и процессов в составных частях систем воздухоснабжения.

На защиту представлена модель рабочего цикла, в составе которой в зависимости от конкретной схемы системы наддува используются различные комбинации расчетных блоков. Расчетная методика позволяет оценивать влияние на эффективные показатели двигателя принятой системы наддува с постоянным или переменным давлением газов перед турбиной, схемы объединения цилиндров и способа объединения выпускных коллекторов, конструктивных особенностей компрессора и

турбины, применения байпасных магистралей и установки ДКС в систему воздухоснабжения.

При описании процессов в цилиндрах двигателя исходим из принципа изотропности рабочего тела, что существенно упрощает составление моделирующих соотношений.

Количество теплоты, выделившееся при сгорании топлива к данному моменту времени, определяется с использованием известной зависимости тепловыделения от угла поворота коленчатого вала, учитывающей кинетическую и диффузионную фазы процесса сгорания в дизелях.

Доля теплоты, выделившаяся при сгорании топлива во время первой фазы, принимается пропорциональной доле топлива, поданного в цилиндр за период задержки воспламенения.

Длительность периода задержки воспламенения определяется по уточненной зависимости, учитывающей изменение скоростей предпламенных реакций в процессе сжатия рабочего тела.

Энергия, вносимая в цилиндр или уносимая из цилиндра через впускные или выпускные органы, определяется в зависимости от направления течения либо по параметрам в цилиндре, либо по параметрам рабочего тела в смежной с цилиндром системе. Потоки массы через органы газораспределения рассчитываются в зависимости от принятой модели процессов в системах впуска и выпуска.

С целью уточнения характера распределения во времени количества теплоты, уносимой из цилиндра с выпускными газами за время продувки, расчет температуры выпускных газов выполняется в предположении двух фаз процесса продувки - послойное вытеснение и полное мгновенное перемешивание. При этом принимается гиперболический характер изменения содержания продуктов сгорания в цилиндре на разных стадиях продувки.

При использовании принципа изотропности рабочего тела по обьемам впускной и выпускной систем на границах расчетных областей реализуются квазистационарные граничные условия.

Если процессы в коллекторах и каналах систем впуска и выпуска представляются как одномерное или двумерное нестационарное течение сжимаемого газа, то в этом случае на границах цилиндра реализуются нестационарные граничные условия, и потоки массы определяются в результате совместного решения уравнений, описывающих процессы в области и на границе.

После соответствующих преобразований уравнения первого закона термодинамики с учетом изотропности можно получить выражение для определения температуры газа в цилиндре в данный момент времени У = (Т'-1 с/1 т^Мр.-ЛО^АС^-Ад. - рИ АУ)/сМ] (1)

В зависимости от того, на какой стадии рабочего цикла выполняется расчет, обращается в нуль то или иное слагаемое числителя правой части уравнения (1).

Приведенные соотношения позволяют синтезировать индикаторную диаграмму двигателя на любом режиме его работы при известных геометрических параметрах и заданной цикловой подаче топлива и частоте вращения коленчатого вала. При этом предполагается, что в каждый момент известно давление и температура наддувочного воздуха и параметры газа в выпускной системе за цилиндром.

Методика расчета параметров г аза во впускной и выпускной системах составляется в зависимости от характера вопросов, на которые необходимо давать ответ на данной стадии проектирования системы воздухоснабжения. На стадии выбора принципиальной схемы системы и оценки основных конструктивных соотношений вполне удовлетворительные результаты дают расчеты, выполненные на базе модели, составленной в предположении изотропности рабочего тела в расчетной области и квазистационарных условий течения на открытых

границах. В этом случае параметры рабочего тела определяются с использованием уравнения (1), модифицированного применительно к конкретной системе.

С использованием уравнения состояния вида р = рКТ можно получить значения плотности и давления в каждом из коллекторов в данный момент времени.

Во второй главе приведены методики расчета характеристик агрегатов наддува. Методики должны отвечать следующим требованиям: удовлетворительная точность расчета параметров работы агрегатов наддува на данном режиме, малый объем вычислений при определении этих параметров, обеспечивающий возможность включения предлагаемых зависимостей в состав моделей замкнутого рабочего цикла двигателя с газотурбинным наддувом, возможность оценки влияния изменения параметров агрегатов наддува на характеристики исследуемого двигателя.

При расчете характеристик компрессора в основу методики положено допущение о том, что механизм формирования потерь при обтекании воздухом вращающихся и неподвижных решеток профилей одинаков. Это позволяет рассчитывать относительное изменение уровня потерь кинетической энергии в межлопаточных каналах рабочего колеса и лопаточного диффузора зависимостями, структура которых аналогична.

При расчете напорных характеристик компрессора с лопаточным диффузором принято условное разделение потерь кинетической энергии в проточных частях рабочего колеса и неподвижных элементах на две группы. К первой группе относятся потери, обусловленные набеганием потока на решетки с некоторым углом атаки; вторая группа потерь определяется трением газа об ограничивающие поверхности.

В том случае, когда в состав ТПД входит компрессор с безлопаточным диффузором, относительное изменение потерь в диффузоре при изменении режима работы ступени можно приближенно оценивать соотношениями,

учитывающими трение потока об ограничивающие поверхности и вихреобразование, обусловленное отрывом потока от стенок.

Наличие экспериментальных или полученных расчетным путем напорных характеристик ступени позволяет сравнительно просто оценивать относительное изменение коэффициента потерь \jZwx, обусловленных наличием угла атаки на входе в решетку профилей и сжимаемостью рабочего тела, по соотношению У»1к= ЧМкн(0 - (тно)/(топ))/(1 - т1Н/Щ)))4(п/п(,)3.

Коэффициент потерь напора, связанных с потерями кинетической энергии в межлопаточных каналах, обусловленных трением, определяется с помощью известного значения этого коэффициента при исходной скорости вращения ротора на режиме, соответствующем безударному входу в каналы. Для хорошо обтекаемых профилей можно записать = Ч^иСпУт*))1'6''1'\п/по)2-Если для наддува двигателя используется компрессор с безлопаточным диффузором, то коэффициенты потерь напора в рабочем колесе и определяются по приведенным зависимостям, а потери напора в диффузоре разделяются на потери, связанные с деформацией поля скоростей при расширении канала, и на потери, обусловленные трением о стенки диффузора. Коэффициент потерь напора в безлопаточном диффузоре можно представить как сумму коэффициентов потерь, определяемых этими факторами, т.е. *{.'д ~ '|/р тр " определить с

использованием известных зависимостей.

Принимая во внимание малость угла раскрытия эквивалентного конического диффузора и используя кинематические соотношения на выходе из рабочего колеса, выражения для расчета коэффициента потерь напора в безлопаточном диффузоре можно представить как Ч/»Д==¥«Р0(Ф2/Ф20)1'5((Ф22+У2Т)/(Ф220+У210))0'25+^^)(Ф20/Ф2)1'2((Ф22 + Vт)/(ф220 +

+пЛо))1б

Здесь Учудро, Vwiirpo - коэффициенты потерь напора от расширения потока и трения о поверхность на исходном режиме.

Коэффициент теоретического напора ступени определяется по формуле Стодолы.

Численные значения величин \j/wiH, V»20, H'w^j, M/Witip0 определяются в результате решения системы уравнений = f(mo,miH,m2,m3),

составленных для фиксировашюй частоты вращения рабочего колеса по при различных значениях расходов воздуха - определенном расходе то, соответствующем безударному входу в рабочее колесо, некотором расходе min, относительно которого определяется уровень потерь, обусловленных наличием угла атаки i и двух произвольных rai и ш^.

С известной степенью приближения считаем vj/n = \]/ад и определяем коэффициент адиабатического напора ц/ад = y-rVwrVwa и адиабатический к.п.д. компрессора г|ал1-\|/алк/(у,(1 + Рф)), причем в коэффициент потерь дискового трения включаются также потери, связанные с утечками рабочего тела через радиальный зазор.

Оценочные расчеты, выполненные с использованием предложенной методики, показали вполне удовлетворительное описание характеристик компрессора. На рис. (1,2) приведено сопоставление рассчитанных характеристик компрессоров с безлопаточным и лопаточным диффузорами с экспериментальными.

При расчете характеристик турбины ее пропускная способность при известных сечениях соплового (направляющего) аппарата и рабочего колеса на выходе, параметре ц/Со, характеризующем режим работы, и степени реактивности может быть определена, исходя из предположения о квазистационарном характере течения газа в проточной части турбины и равенстве расходов газа через элементы ступеней. С учетом кинематических соотношений на входе и выходе из рабочего колеса получаем j.ifT =0+ф2(1-рт)-2ф(1-рт)05 (ui/C0) cosa1+(u2/C„)2)il5* <pfca\|/fpK *

((Ф^+^рк^Нрх^^-!))^1))^-5.

Рис. 1 Характеристика компрессора ТКР Ш В Рис. 2 Характеристика компрессора ТКР 4326.00.000

0

о а г» 000 o&'j ив

66 оск

s- К

к <0 0W

N D

г 1

••* ж

Ulli

и/Со

0.« ОД 0J4 0.33 0,62 0,64 0,70 0,7* 0,7В 0J2 0,86

Рис. 3 Характеристика турбины ТКР 4326

ЦП MS BJO Ц11 Q,U ftB t,7J U» WJ WO

Рис. 4 Пропускная способность лопаточного аппарата турбины ТКР 4326

о.»

В данном соотношении предполагается, что на рассчитываемом режиме при изменении отношения и/С0 потери в сопловом аппарате остаются одинаковыми, а изменение потерь в рабочем колесе определяется, в основном, углом атаки на входе в рабочую решетку.

Текущее значение степени реактивности рт может быть определено исходя го условия fcaPi<P сц = fp.K P2 Ч' w2t- После преобразования приходим к нелинейному относительно рт уравнению

((fca9)/(fpKV))41+PT(Pxk"№-l)M"1)= РТ/(1-P-1')+92(1+(UI/CO)2/ /(cp2(l-PT))-2cosa1(u1/Co)/(l-PT)05)-(ui/Co)2(l- d22)/(l-pT). Полученное соотношение позволяет оценивать влияние на рг геометрических характеристик ступени и режима ее работы.

При расчете текущих значений к.п.д. турбины целесообразно использование безразмерных обобщенных описаний изменения к.п.д. от отношения и/Со. Для осевых турбин в литературе предложен ряд зависимостей, из которых предпочтительной является

г|8 = 2,10 х - 1,19 х2 + 0,09 х3 где х = (и/Со)/(и/Со)шгг - безразмерное характеристическое отношение, Пв = Лв /Т1втах, Т|втах = Лв /Ли - внутренний к.п.д.

(и/СО)

Применительно к радиально-осевым турбинам предлагается зависимость внутреннего к.п.д. от отношения и/Со в виде гь = 0,480х + 1,998х2 - 1,478х3. Поверочные расчеты показали, что предложенное описание позволяет определять к.п.д. в рабочем диапазоне изменения величины и/Со с точностью 1,5...2%.

Учет влияния частоты вращения ротора турбокомпрессора на эффективный к.п.д. турбины выполняется как при вычислении внутреннего, так и механического к.п.д. г)м.

При оценке механического к.п.д. турбины принималась экспериментально установленная практически линейная зависимость

мощности механических потерь от частоты вращения ротора турбокомпрессора.

В итоге, выражение для к.и.д. турбины на рассчитываемом режиме примет вид

Лв= :Пв(111</л^+(1-(ф2о+¥2о)/2)(1-(по/п)03))(1-(1-П!.й)(по/п)2), а текущие значения безразмерного внутреннего к.п.д. в зависимости от и/Со определяются из г|„= г)„(х). Эффективный и механический к.п.д. т]10 г|мо11а исходном режиме принимаются по прототипу.

Серия расчетов, выполненных с помощью предлагаемой методики, показала вполне удовлетворительное с точностью до 2% совпадение результатов расчета с экспериментальными характеристиками при различных значениях иУСо и частотах вращения рабочего колеса турбины (рис. 3,4).

Третья глава содержит методики расчета параметров рабочего тела в составных частях системы воздухоснабжения.

Выбор метода численного исследования газодинамических процессов в составных частях систем воздухоснабжения производился с учетом возможности включения его программной реализации в расчет замкнутого рабочего цикла двигателя с газотурбинным наддувом. В качестве возможных методов решения задач об одномерном или двумерном нестационарном течении газа в каналах и коллекторах систем впуска и выпуска рассматривались метод характеристик, метод распада произвольного разрыва и метод крупных частиц.

Проведенный цикл расчетно-экспериментальных оценок показал пригодность и целесообразность применения метода крупных частиц для составления инженерных методик расчета не только параметров рабочих тел в составных частях воздухоснабжения, но также и характеристик турбопоршневого двигателя в целом в качестве составной части комплексной методики расчета.

Для двумерного случая первые дифференциальные приближения конечно-разностных уравнений метода крупных частиц в правой части содержат члены, которые являются следствием вязкостных эффектов в разностных уравнениях, определяемых структурой построения численной схемы при замене исходных дифференциальных уравнений Эйлера конечно-разностными.

При конкретных вычислениях в используемой разностной схеме вследствие конечности сеточных параметров в неявном виде всегда присутствуют члены, содержащие е и аналогичные диссипативным членам уравнения Навье-Стокса. Структура коэффициента аппроксимационной вязкости е ~ уЬ аналогична структуре коэффициента турбулентной вязкости масштаба л, упрб ~ ул.

Таким образом, схема метода крупных частиц с приближенным механизмом диссипации позволяет феноменологически ввести турбулентность, что дает принципиальную возможность проводить численные исследования турбулентных течений в инерционном интервале, когда масштаб пульсаций Х»Хо , где Ао - внутренний масштаб турбулентности, для которого Яе « 1. При этом для рассматриваемого класса задач необходимо оценивать точность получаемых решений по результатам тестовых расчетов.

Порядок вычислений параметров потоков с использованием метода крупных частиц достаточно подробно изложен в соответствующей литературе.

Применительно к расчету элементов систем воздухоснабжения, сохраняя, в общем, принципы организации счета, в традиционный алгоритм внесены изменения, позволяющие вести вычисления во всей области с произвольными границами по единому алгоритму для дробных ячеек. В этом случае соотношения для эйлерова этапа вычислений примут вид

^¡^Я /2(Ру Ч/2(Р1 ^~РУ-1)) А1/2Уцру

Eij=Eij-((Si+l/2jpj+l/2jUi+Шj-Si-l/2JPi-l/2jUi.1/2J)+(Sij+l/2Pj^jt ¡/2^^+1/2-3(^-1/2*

РУ-1/2^о-ш) А1/Ууру

Здесь Б - площадь грани ячейки, открытая для потока, Уу - объем ячейки "у", индексы у+1/2 относятся к границам ячейки, М - шаг интегрирования по времени.

При определении промежуточных параметров потока в ячейках, примыкающих к ограничивающим поверхностям, трение о поверхности приближенно оценивается величиной потери импульса в пограничном слое, определяемой по толщине потери импульса.

Структура предложенных соотношений используется также и для расчета промежуточных параметров потока в случае одномерной постановки задачи. При этом в уравнения движения и энергии включаются слагаемые, учитывающее трение газа о стенки трубопровода. Вычисления потоков и скоростей, с которыми на лагранжевом этапе движутся потоки массы, выполняются но соотношениям, учитывающим разность давлений в соседшгх ячейках.

Условия на границах расчетной области определяются типом границы. Для ограничивающих поверхностей принимается условие непротекания и скольжения. Выполнение расчетов для граничных ячеек по единому алгоритму обеспечивается введением слоя фиктивных ячеек.

На открытых границах расчетной области предлагаются комбинированные нестационарные граничные условия, когда при определении параметров в фиктивных ячейках используются

характеристические направления u-a, вдоль которых распространяются возмущения du/dt - (l/ap)dp/dt = 0, здесь а - скорость звука.

Таким образом, при истечении из области скорость и термодинамические параметры газа в фиктивной ячейке будут определяться давлением среды, куда происходит истечение, а скорость газа в фиктивной ячейке равна скорости в граничной; при втекании-возмущением, приносимым обратной волной, и параметрами в потоке, поступающем в область. Для открытых границ в фиктивных и граничных ячейках принимается одномерный характер течения газа.

Форма записи нестационарных граничных условий определяется размерностью задачи.

Метод крупных частиц позволяет достаточно просто организовать расчет одномерного нестационарного течения в разветвлениях при произвольном угле присоединения бокового патрубка. При расчете параметров в ячейке, к которой примыкает боковой патрубок, скорости в этой ячейке раскладываются на составляющие, одна из которых направлена по оси коллектора, а другая - перпендикулярно к ней. При расчете последней принимается условие непротекания на внешней боковой грани.

Расчетные соотношения на эйлеровом этапе вычислений параметров потока в тройнике имеют вид

Um = Um" (Sm(pn-pm) + Sfc(Pm-Pk)) At/2VmPm V = Vm - Si(pm-pi) At/2Vmpm

Em = Em - (Sm(pn + Pm)(un + Um) - Sk{pm + pk)(um + Uk) + S)(Ptt5 + P))(umcosa + vmsina + uO) At/4'Vmpm

Расчет на лагранжевом этапе потоков масс через границы ячеек, примыкающих к тройнику, выполняется но приведенным выше соотношениям.

На всех этапах вычислений параметров потока в тройнике производятся учет влияния составляющих скорости в боковом патрубке на развитие течения в коллекторе и изменения состояния газа в тройнике.

Если процессы в исследуемой части системы воздухоснабжения представляются как двумерное нестационарное течение, то необходимость в специальном порядке расчета параметров в разветвлении отпадает, т.к. в этом случае разветвление является частью расчетной области, где параметры потока рассчитываются по единому алгоритму.

Для проверки адекватности модели одномерного нестационарного течения газа в разветвленных коллекторах впускных и выпускных систем выполнен расчет развития процесса в ударной трубе. Начальные условия в камере высокого давления Р = 0,275 МПа, Т = 286К. Результаты расчета сравнивались с имеющимися в литературе данными эксперимента. На графиках (рис. 5) приведено сопоставление расчетных и экспериментальных значений статических давлений в контрольных точках за разветвлением в основной трубе и в боковом патрубке. Результаты согласования расчетных данных с экспериментальными позволяют говорить о возможности получения достоверной количественной информации об изменении во времени и распределении по длине коллекторов параметров газовоздушных потоков с помощью численного эксперимента.

Ответ на вопрос - допустимо ли моделировать турбулентные течения уравнениями Эйлера с приближенным механизмом диссипации, обусловленным разностной схемой метода крупных частиц, имеет принципиальное значение. С целью проверки степени соответствия экспериментальным данным результатов расчета плоского течения газа в характерных элементах системы воздухоснабжения с характерными для

этих систем скоростями был проведен цикл методических расчетов как для случая, имеющего аналитическое решение, так и для вариантов течения, для которых имеются результаты экспериментальных исследований.

Расчеты выполнялись для течения газа при внезапном расширении канала, для затопленной струи, для течения газа в местных сопротивлениях типа "разветвление", моделировалось также течение газа в круглой трубе с внезапным расширением и в плоском канале, конфигурация которого соответствует конфигурации выпускного канала реального двигателя. Расчеты проводились на установление.

Сопоставление результатов расчега с опубликованными данными экспериментов для затопленной струи показало, что для u/um >0,5 данные численного моделирования практически совпадают с экспериментальными (рис.6). Известное отличие на периферии струи определяется малыми скоростями воздуха и, соответственно, низким уровнем аппроксимационной вязкости в этой области. Использование искусственной вязкости подавляет неустойчивость решения, но при этом несколько снижается точность получаемых моделированием результатов.

Характерными элементами впускных и выпускных систем являются разветвления или тройники. Особенности течения в этих узлах в значительной степени определяют формирование потерь кинетической энергии потоков.

Численное исследование проводилось для четырех тройников, отличающихся соотношениями площадей бокового и сборного патрубков и углами присоединения бокового патрубка к сборному.

Ячейка сетки - прямоугольник с отношением сторон 1:3, что определялось требуемой протяженностью расчетной области в направлении оси сборного коллектора, обеспечивающей равномерный профиль скоростей на выходе.

га ¡,

X

к •

\ V т

У Ч: х-

/

ЧУ

одев ар< иди ода ою» а/в арж с дм ») 1-П.М

а - схема ударной трубы--расчет

б - давление в точке I ♦ ♦ ♦ ♦ ♦ - эксперимент в - давление в точке 2

Рис. 5 Изменение давления в ударной трубе. %

• по данным Г. Гетлера

числе! глый эксперимент Рио 6 Реч\птътгт>г моггелтлтоняккя г-ггагггенной' стпутт

1 = 13,0 мм; б - Ь = 9,75 мм; в - Ь » 6,50 млг, г - Ь = 3,25 мм. ¡с. 7 Профиль скорости в выходном сечении выпускного канала

Рис. 8 Зависимость коэффициента потерь располагаемой работоспособности газа от радиуса сопряжения стержня клапана с тарелкой

Для подавления неустойчивости, возникающей в направлении, перпендикулярном оси сборного коллектора, вводилась искусственная вязкость; коэффициент вязкости Цо = 0,1.

Результатами расчета явились коэффициенты местного сопротивления. Их точность оценивалась по сопоставлению с экспериментальными данными. Полученные по результатам численного моделирования значения коэффициентов местного сопротивления отличаются от экспериментальных не более чем на 4-6%. Такой уровень точности является вполне приемлемым для технических расчетов.

Последний цикл методических исследований включал в себя расчетно-экспериментальные оценки точности определения характеристик течения в областях сложной формы.

С этой целью на специально созданной плоской модели выпускного канала двигателя типа ЧН 15/18, широко используемого в составе силовых установок транспортных средств различного назначения, были экспериментально получены распределения статических давлений воздуха в выбранных контрольных сечениях канала и скоростей потока в выходном сечении.

Сравнение результатов расчета скорости в выходном сечении с дашшми эксперимента (рис. 7) показывает, что на большей части сечения отличие расчетных данных от экспериментальных не превышает 4-6%, максимальное отличие в 12% наблюдается в зоне течения с малыми скоростями на границе рециркуляционной зоны.

Таким образом, анализ результатов комплекса тестовых и методических расчетов, выполненных для характерных элементов системы воздухоснабжения с характерными для этих элементов уровнями скоростей газовых потоков, позволяет говорить о том, что численные исследования газодинамических процессов в составных частях систем воздухоснабжения вполне могут базироваться на уравнениях Эйлера с

использованием для их решения консервативной разностной схемы метода крупных частиц с приближенным механизмом диссипации энергии.

Разработанные методики расчета параметров газовоздушных потоков во впускных и выпускных системах включены в состав комплексной методики расчета характеристик турбопоршневых двигателей.

В четвертой главе приведены результаты численного исследования процессов в составных частях систем воздухоснабжения транспортных двигателей.

С использованием результатов численного моделирования нестационарного течения в каналах различной формы был определен модифицированный профиль выпускного канала в габаритах штатного для двигателя ЧН 15/18. Модифицированный канал отличается от исходного плавным уменьшением на 14% диаметра горловины на начальном участке, увеличенным радиусом сопряжения начального участка с диффузором, измененной конфигурацией прилива под направляющую клапана и конфигурацией внешней стенки диффузора, измененной таким образом, чтобы увеличить радиус кривизны средней линии канала.

Численные исследования нестационарных процессов в модифицированном канале выполнялись с различными вариантами сопряжения тарелки и стержня клапана, что позволило оценить влияние изменения геометрической формы начального участка на энергетические характеристики канала в целом (рис. 8).

Располагаемая работа газа в турбине, определенная по итогам моделирования цикла, увеличилась по сравнению со штатным вариантом па 28%. Это обусловило увеличение степени повышения давления в компрессоре лк на 8% и соответствующий рост цикловой подачи воздуха. Моделирование замкнутого никла двигателя с турбонаддувом и модифицированным каналом показало, что удельный расход топлива в этом случае снижается на Age = 5 г/квтч.

Детальные рекомендации по построению профиля проточной части выпускного канала следует разрабатывать для конкретного двигателя с учетом габаритных ограничений на основные размерения канала, принятой системы наддува и параметров рабочего процесса на характерных режимах работы двигателя.

Исследование характеристик стационарных потоков в разветвленных коллекторах выполнялось с целью составления количественных оценок потерь кинетической энергии в местных сопротивлениях и степени неравномерности распределения массовых расходов воздуха по боковым отводам. Па рис. 9 показано распределение скоростей воздушного потока в коллекторе, полученного в результате расчета на установление.

В результате сформировавшегося распределения давления в коллекторе расходы воздуха через отдельные патрубки существенно различны и составляют для первого, второго и третьего патрубков соответственно 0,136; 0,284 и 0,580 от общего расхода.

Коэффициент расхода коллектора, определяемый как ц — m/mt, где in - массовый расход воздуха, полученный в результате моделирования, а mt - теоретический расход через суммарное сечение патрубков на выходе при заданном отношении давления, составляет р. = 0,366. Тот же коэффициент, рассчитанный с использованием данных эксперимента, равен 0,395.

Коэффициент сопротивления коллектора полученный в результате моделирования, равен 1,55, что практически совпадает с экспериментальными данными , где ¿^=1,56.

На рис. 10,11 приведено распределение скоростей потока по коллектору в моменты, соответствующие различным фазам процесса рассматриваемого цикла при принятом порядке работы цилиндров 1-2-3.

При нестационарном течении, определяемом периодическим отбором воздуха, значительно уменьшилась неравномерность расходов через патрубки по сравнению со стационарным режимом.

Это обусловливает увеличение коэффициента расхода через коллектор по сравнению со стационарным течением. Так, коэффициент расхода, определенный для эквивалентного сечения выходных отверстий переменной площади, составляет ц - 0.456 против ц = 0.365 для стационарного случая.

Изменение порядка открытия боковых отводов на 1 - 3 - 2 не привело к заметному изменению степени неравномерности расходов, однако максимальный расход в этом случае наблюдается во втором патрубке вместо третьего при первоначальном порядке, а суммарный расход воздуха снизился на 2%.

Анализ результатов проведенных расчетов показывает, что методика расчета параметров плоского нестационарного течения сжимаемого газа в разветвленных коллекторах поршневых машин, разработанная на базе метода крупных частиц, позволяет выполнять комплексные численные исследования с целью обеспечения равномерного распределения потоков по составным частям коллекторов и улучшения их гидравлических характеристик.

В пятой главе дан алгоритм расчета режимов работы турбопоршневого двигателя и приведены результаты апробации разработанных методик.

Математическая модель замкнутого рабочего цикла комбинированного турбопоршневого двигателя включает в себя предложенные расчетные соотношения, адекватно описывающие процессы в цилиндрах двигателя и составных частях впускных и выпускных систем, а также позволяющие с удовлетворительной точностью оценивать параметры агрегатов наддува на данном режиме работы двигателя.

Комплексная модель замкнутого цикла составлена таким образом, чтобы в процессе проектирования и доводки новых конструкций высокофорсированных быстроходных двигателей наземных транспортных средств можно было учесть взаимное влияние конструктивных изменений

в составных частях турбопоршнсвого двигателя на их характеристики и показатели работы двигателя в целом.

В качестве режимных параметров принимаются температура и давление наружного воздуха, цикловая подача топлива и частота вращения вала двигателя.

Расчет продолжается до тех пор, пока параметры, принятые в качестве контрольных, например, давление наддува, частота вращения ротора турбокомпрессора или другие, характеризующие режим работы двигателя, в последующем цикле не будут отличаться от полученных в предыдущем цикле в пределах заданной величины.

Апробация комплексной методики расчета параметров турбопорпшевого двигателя выполнялась применительно к дизелям ЧН 15/16, ЧН 12/12 на режимах номинальной мощности и режимах внешней скоростной характеристики в рабочих диапазонах изменения частот вращения коленчатого вала.

Сопоставление результатов расчета и эксперимента для двигателя КАМАЗ-7403 с газотурбинным наддувом приведено на рис. 12. Для двигателя КАМАЗ-7403 во всем диапазоне изменения скоростных режимов работы различие в эффективной мощности и в удельном расходе топлива не превышает 1,8%, в расходе воздуха 3%. Несколько большее отличие наблюдается при малой частоте вращения вала двигателя на режиме п = 1400 об/мин, когда отличие от эксперимента достигает 3,5% для эффективной мощности и до 9% по расходу воздуха.

Адекватность моделей течения газов в коллекторах системы воздухоснабжения реальным процессам оценивалась сопоставлением результатов расчетов характеристик потока газа в выпускном коллекторе двигателя КамАЗ-7403, выполненных с использованием принципа изотропности рабочего тела в расчетной области и квазистационарном представлении процессов на открытых границах и с представлением

процессов в выпускном коллекторе как одномерного течения сжимаемого газа и нестационарных граничных условиях, с данными эксперимента.

На рис. 13 приведено сопоставление расчетных и экспериментальных зависимостей давления в выпускном коллекторе от угла поворота при номинальной скорости вращения коленчатого вала.

Как видно из графиков, результаты расчетов с использованием принципа изотропности рабочего тела, в частости, характер изменения давления по углу п.к.в., существенно отличаются от данных эксперимента.

Расчеты, выполненные на базе модели одномерного нестационарного движения газа, дали качественно отличный результат. Во-первых, расчетный характер изменения по времени давления в коллекторе соответствует экспериментальному, в том числе в период быстрого нарастания давления, во-вторых, существенно - в три раза - сократилась погрешность вычисления давления во временя продувки цилиндров, что позволяет говорить о возможности использования результатов такого счета при выборе фаз газораспределения и оценке эффективности принятой продолжительности перекрытия клапанов.

Проведенные апробационные расчеты и анализ их результатов показывают, что предложенные модели и разработанные на их базе методики расчета процессов в составных частях ТПД и замкнутого цикла двигателя в целом позволяют па стадии проектирования и в процессе доводки новых конструкций двигателей делать обоснованные количественные и качественные оценки целесообразности принимаемых по системам воздухоснабжения схемных и конструктивных решений и влияния принимаемых решений на технико-экономические показатели проектируемого двигателя.

M.J10.2 Им

Ркс. 12 Скоростная хараетеркспжа двигателя КАМАЗ = 7403

--расчет ; ******** , -jK¡;iicpKMc)n

! - í'c-ультаты моделирования процессов в одномерном приближении. 2 - Результаты моделирования процессов в квазисгационаркой постановке. Pite. 13 Дааяеш« газа, п выпускном коллекторе дгигателя КАМАЗ 7403 на режима хоралггеркспсси и 7 2200 об/мет.

Результатами расчета являются индикаторные диаграммы и индикаторные показатели каждого цилиндра и индикаторные и эффективные показатели двигателя в целом, показатели работы агрегатов наддува, изменение во времени и распределение по пространственным координатам характеристик газовоздушных потоков, распределение воздуха по цилиндрам при заданной схеме и конструктивных соотношениях системы воздухоснабжения, параметры, характеризующие качество процессов газообмена, составляющие внешнего теплового баланса и т.д. Информация о характере протекания внугрицилиндровых процессов является исходной для последующих расчетных оценок уровней термомеханических напряжений в деталях цилиндро-поршневой группы.

В шестой главе приведены результаты расчетно-эксперимеитальных исследований работы ТПД с ДКС в системе воздухоснабжения, выполненных с использованием разработанных моделей процессов и расчетных методик, созданных на их основе.

На этом этапе выполнялось также экспериментальное исследование переходных процессов дизеля с ДКС, которые показали, что установка ДКС в систему воздухоснабжения значительно улучшает способность двигателя к быстрому приему нагрузки. Время выхода турбокомпрессора на установившийся режим работы в этом случае в 3...3,5 раза меньше, чем при неработающей камере.

Численное исследование характеристик макетного образца на базе дизеля 6 ЧН 15/18 выполнено с целью определения параметров составных частей системы воздухоснабжения - компрессора, турбины, дополнительной камеры сгорания и охладителя наддувочного воздуха, которые были положены в основу при разработке, создании и доводке этих агрегатов.

Анализ результатов многовариантных расчетов показал, что дизель 6 ЧН 15/18 может быть форсирован по среднему эффективному давлению до

уровня рс"" 1,8...2,0 МПа при ограничении максимального давления цикла пределами 10,5...11,0 МПа и при сохранении продолжительности впрыска топлива на режиме максимальной мощности фВПр = 40...45° пкв за счет снижения степени сжатия в рабочих цилиндрах до s = 9.

Результаты проведешгого численного исследования позволили сформулировать технические задания на разработку и изготовление агрегатов, входящих в состав системы воздухоснабжения с дополнительной камерой сгорания.

Изготовленные в СКБ "Турбина" агрегаты наддува вошли составными частями в систему воздухоснабжения макетного образца транспортного дизеля 6 ЧН 15/18 с высоким уровнем форсирования.

Испытания двигателя и оценка работы системы воздухоснабжения проводились как по нагрузочным характеристикам при различных постоянных частотах вращения коленчатого вала, так и при его работе по скоростной характеристике. Максимальная нагрузка при номинальной частоте вращения вала дизеля ограничивалась частотой вращения ротора турбокомпрессора п™"™ - 70000 об/мин, при которой еще обеспечивалась прочность рабочих колес.

Приведенные ниже результаты получены при разрежении на входе в компрессор 5,5 кПа и противодавлении за турбиной 27,0 кПа соответственно.

Результаты испытаний макетного образца дизеля по скоростным характеристикам приведены на рис. 14.

Включение ДКС при работе дизеля на пониженных частотах вращения вала значительно изменяет вид скоростной характеристики. Режим работы камеры определялся ограничениями на максимальные давления цикла. На режиме п = 600 об/мин давление наддува составило 0,3 МПа, а среднее эффективное давление ре = 1,85 МПа, соответственно эффективная мощность Ne = 178 квт. Максимальное значение цикла не превышало 10,0...10,5 МПа.

3.5

5.0

4,5

4.0

3,5

3,0

2,5

2,0

1.5

0.3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1,0 шо

_расход воздуха через компрессор.

--расход воздуха через двигатель.

Рис. 15 Совмещенные расходные скоростные характеристики транспортного дизеля 6ЧН15/18 с ЯКС иттобокамиоессоотм ТКР-15

«00 1000 1200 I4O0 1600 1800

Рис. 14 Скоростаая характеристика дизеля 6ЧН 15/18 ---включена ДКС

л = 70000 об/мин

64000

Лучшее, по сравнению с работой без ДКС, обеспечение воздухом рабочих цилиндров определило снижение температуры газов как за цилиндрами, так и перед турбиной ТК, которые при этой мощности составили соответственно 868 К и 897 К. Вместе с тем, суммарный удельный расход топлива на дизель и ДКС возрос до 275 г/квт.ч.

Работа ДКС обеспечивала достижение высоких значений коэффициентов приспособляемости и скоростей вращения, которые составили для данного дизеля Км = 1,36 и Кп = 3,3. Экспериментальному получению еще более высоких значений Кц препятствовали повышенные вибрации нагрузочного устройства при пда = 500 об/мин.

На рис. 15 приведена совмещенная расходная характеристика дизеля и турбокомпрессора ТК-15 при работе турбопоршневого двигателя по скоростной характеристике. Из графиков видно, что во всем диапазоне изменения скорости вращения вала двигателя характеристика компрессора проходит в зоне высоких к.п.д. При этом обеспечивается существенный запас по помпажу далее при п=600 об/мин. Без перепуска воздуха через байпасную магистраль устойчивая работа системы воздухоснабжения возможна только до п=1500 об/мин.

Результаты комплексного расчетно-экспериментального исследования работы макетного образца высокофорсированного дизеля с газотурбинным наддувом и ДКС в системе воздухоснабжения, созданного на базе двигателя 6 ЧН 15/18, показали перспективность развития транспортных двигателей в направлении высокого форсирования по среднему эффективному давлению с обеспечением заданных динамических характеристик за счет дополнительного подвода теплоты к рабочему телу на входе в турбину турбокомпрессора системы наддува.

В связи с этим определилась целесообразность расчетной оценки возможностей форсирования двигателя, основные размерения которого позволяют создавать силовые агрегаты, отвечающие габаритно-массовым

ограничениям, предъявляемым к моторным установкам транспортных машин.

Расчетное исследование выполнялось применительно к дизелю 6ЧН 15/16. Помимо параметров, характеризующих рабочий процесс двигателя, оценивались его динамические характеристики при различных режимах работы агрегатов системы воздухоснабжения.

Принимая во внимание, что к основным характеристикам двигателей транспортных машин относятся не только удельные и агрегатные мощности, но и коэффициенты момента и скорости вращения коленчатого вала, показатели работы двигателя анализировались при различных уровнях его форсирования по среднехму эффективному давлению.

Сопоставление внешних скоростных характеристик двигателя, форсированного до ре = 1,56 МПа, по крутящему моменту и удельному расходу топлива и полученных при различных условиях, позволяет говорить о значительном эффекте, обеспечиваемом подачей топлива в ДКС, как по улучшению динамических характеристик дизеля, так и по экономичности при средних и малых частотах вращения вала дизеля (рис. 16).

У двигателя, форсированного до ре = 2,6 МПа и выключенной ДКС общий вид характеристики момента неудовлетворителен. Включение дополнительной камеры существенно изменяет вид внешней скоростной характеристики (рис. 17). Хотя заметного увеличения крутящего момента и не происходит, однако его величина сохраняется на высоком уровне во всем рассматриваемом диапазоне.

M .,*10-',Hm

Рис. 16 Скоростная характеристика 1. в„ = const, ДКС выхлючега; 2. r„ = consl, ИКС включена; 3. й, - var, ДКС вюпочеиа

Рис. 17СкорослнаяхарахгеристтадгоедябЧН15/16сДКСмотлостыо Nc = 1000лс.

При снижении скорости вращения вала цикловая подача воздуха в цилиндры сохранялась примерно на прежнем уровне за счет подачи топлива в ДКС. Изменение подачи топлива производится линейно по оборотам, дизеля. Максимальная подача на одну камеру составляет ттдас = 18 кг/ч (расход на двигатель 36 кг/час) при скорости вращения вала дизеля п = 1000 об/мин. В результате коэффициент избытка воздуха изменяется от а = 1,89 до а = 1,74 на режиме п = 1000 об/мин. Температура газов перед турбиной изменялась при этом от Тт = 1033 К на номинальном режиме до Тт = 996 К при п =1000 об/мин.

Удельный расход топлива собственно двигателем во всем скоростном диапазоне сохранялся на достаточно низком уровне в пределах 0,235...0,245 кг/квт.ч, однако с учетом расхода топлива на ДКС эта величина возрастает до 0,243...0,295 кг/квт.ч. Тем не менее, при пониженных скоростях вращения вала удельные расходы топлива дизелем с выключенной и с работающей ДКС различаются незначительно, а при п = 1200 об/мин удельный расход дизеля с ДКС даже ниже, чем дизеля с выключенной камерой.

В целом, результаты расчетного исследования позволяют говорить о возможности форсирования дизеля 6 ЧН 15/16 до мощности N6 = 1000 л.с. (736 квт) в объектовых условиях при условии снижения степени сжатия до е = 8,0 и изменения конструкции поршня (поршневой головки). Для надежного запуска дизеля, его работы на холостом ходу и малых нагрузках, а также обеспечения удовлетворительного протекания внешней скоростной характеристики и приемлемых динамических качеств следует использовать дополнительную камеру сгорания, встроенную в выпускной коллектор каждого блока, и соответствующие байпасные трубопроводы.

Общие выводы и результаты.

Основным научным выводом, полученным на основании многолетних теоретических, расчетных и экспериментальных исследований, является целесообразность и эффективность реализации комплексного подхода к проектированию и совершенствованию систем воздухоснабжения на базе взаимосвязанного комплекса математических моделей, корректно описывающих все основные газо- и термодинамические процессы как в цилиндрах дизеля, так и в элементах впускной и выпускной систем во всем диапазоне рабочих режимов транспортного дизеля. Этот вывод подтверждается следующими результатами, полученными в ходе выполнения данной работы.

1. Разработанный комплекс взаимосвязанных математических моделей рабочих процессов в составных частях турбопоршневых двигателей позволяет

-выполнять вариантные расчеты процессов в системах воздухоснабжения и параметров, характеризующих эффективность двигателя в целом при его работе на различных режимах, что определяет возможность еще на стадии проектирования проводить качествешше и количественные оценки целесообразности принятых конструктивных решений по системам воздухоснабжения, делать обоснованные выбор принципиальной схемы системы наддува, оценивать влияние конструктивных параметров системы, качества взаимного согласования характеристик агрегатов наддува и поршневой части двигателя, особенностей системы воздухоочистки и системы охлаждения, в том числе наддувочного воздуха, а также наружных условий на эффективные показатели турбопоршневого двигателя в широком диапазоне изменения нагрузки и частот вращения коленчатого вала,

-оценивать распределение параметров рабочего тела по длине коллекторов систем впуска и выпуска и учитывать влияние инерционных явлений в элементах систем воздухоснабжения на процессы газообмена и

качество наполнения рабочих цилиндров свежим зарядом; выполнять волновую настройку воздушных и выпускных систем с целью улучшения характеристик двигателя на заданном скоростном режиме,

-получать количественные оценки влияния конфигурации и геометрических соотношений элементов систем впуска и выпуска на эффективность процессов газообмена, на формирование и уровень потерь по дайне каналов; учитывать взаимное влияние близко расположенных местных сопротивлений при стационарном и нестационарном характере течения рабочего тела,

-оценивать целесообразность и эффективность использования нетрадиционных схемных решений по системам воздухоснабжения для улучшения динамических характеристик двигателей.

2. Показана принципиальная возможность использования уравнений Эйлера с приближенным механизмом диссипации для описания двумерных нестационарных процессов в составных частях системы воздухоснабжения форсированных дизелей. Сопоставление результатов тестовых расчетов с точными решениями и экспериментальными данными показало их согласование в пределах 4-6%.

3. Предложенные расчетные соотношения позволяют использовать нестационарные условия на границах расчетной области, в том числе около цилиндров и в разветвлениях газовоздушных коллекторов, что определяет возможность обоснованного выбора оптимальных фаз газораспределения для заданной частоты вращения коленчатого вала двигателя. Модифицированный применительно к расчетам одномерных нестационарных процессов лагранжев этап метода крупных частиц позволил исключить нефизическое распределение параметров рабочего тела около границ с цилиндрами и возле разветвлений трубопроводов.

4. Показаны причины возникновения рециркуляционных течений на начальном участке выпускного канала. Понимание причин неблагоприятной перестройки структуры потока позволяет

сформулировать принципиальные подходы к разработке рекомендаций по профилированию выпускных каналов, в частности, по выбору радиуса сопряжения клапапной тарелки со стержнем клапана, по его согласованию с формой начального участка канала. Показателями качества профилирования канала являются размеры зон инерционного срыва и область рециркуляционного течения.

5. Предложено выполнять оценку системы совершенства выпускного канала с помощью коэффициента потерь располагаемой работоспособности газа, определенного по переменным за весь период выпуска параметрам рабочего тела на входе в канал и на выходе из выпускного канала. Использование этого коэффициента позволяет сравнивать энергетические характеристики выпускных каналов различной геометрической формы, а также оценивать характер изменения потерь кинетической энергии потока по длине капала.

6. Предложены методики расчета характеристик турбин и компрессоров с использованием результатов экспериментальных исследований ступеней и с учетом их геометрических параметров, обеспечивающие повышенные точности и скорости счета режимов совместной работы поршневого двигателя и агрегатов наддува, а также позволяющие выполнять на стадии доводки турбопоршневого двигателя количественные оценки необходимых конструктивных изменений в лопаточных аппаратах турбомашин при согласовании характеристик двигателя, компрессора и турбины.

7. Выполнено комплексное численное исследование режимов работы высокофорсированного транспортного дизеля с ограниченными значениями максимальных давлений цикла и дополнительной камерой сгорания в системе воздухоснабжения.

Подтверждена принципиальная возможность увеличения агрегатной мощности базовой модели двигателя более чем в два раза при незначительном (на 15-20%) росте газовых нагрузок на детали

крнвошишю-шатунного механизма за счет соответствующего снижения степени сжатия в рабочих цилиндрах. Результаты расчетного исследования показали, что дополнительная камера сгорания, установленная в систему воздухоснабжения для обеспечения пуска дизеля и его работы на режимах холостого хода и малых нагрузок, позволяет существенно улучшить такие важные для транспортного двигателя показатели, как диапазон изменения частот вращения коленчатого вала и коэффициент приспособляемости. Кроме того, наличие байпасного трубопровода в системе воздухоснабжения определяет возможность работы компрессора в зоне максимального к.п.д. и исключает помпаж во всем диапазоне изменений скоростных режимов работы двигателя. Вместе с тем, не получило подтверждение известное предположение о значительном снижении количества теплоты, отводимого в систему охлаждения.

8. Создан макетный образец высокофорсированного турбопоршневого транспортного дизеля на базе серийно выпускаемого двигателя 6 Ч 15/18, оборудованного системой воздухоснабжения, разработанной и изготовленной с использованием результатов численного исследования. Выполнено комплексное экспериментальное исследование его работы на различных режимах. Результаты экспериментов показали, что принятая система воздухоснабжения позволила увеличить мощность двигателя в два раза практически без изменения конструкции деталей базовой модели, наличие дополнительной камеры сгорания и байпасной магистрали позволили расширить диапазон частот вращения вала двигателя до 3,30, а коэффициент приспособляемости довести до 1,36. Использование предложенной системы значительно улучшает приемистость высокофорсированного двигателя. Время разгона от минимально устойчивой частоты вращения вала двигателя до номинальной находится на уровне двигателя без наддува.

Основные результаты диссертации опубликованы в следующих работах:

1. Исаков Ю.Н., Мошков В.А. Система наддува форсированного дизеля с дополнительной камерой сгорания.//В кн. Всесоюзная научно-техническая конференция "Проблемы создания и использования двигателей с высоким наддувом". - Харьков - 1979, с. 251-252.

2. Исаков Ю.Н., Галышкин Н.В., Мошков В.А. Двухступенчатый наддув двигателей внутреннего сгорания .//Межвузовский сборник "Двигатели внутреннего сгорания" - Ярославль -1981, с. 41-46.

3. Исаков Ю.Н., Галышкин Н.В., Кочинев Ю.Ю., Мошков В.А. Расчетное исследование особенностей совместной работы форсированного дизеля с агрегатными системами двухступенчатого наддуваУ/Труды Л ПИ -1983 -N394, с. 37-40.

4. Исаков Ю.Н., Артюхов A.B., Бравин В.В. Методика расчета нестационарного течения газов в газопроводе .//Сб. трудов Зап. Сиб. НИГРИ - Тюмень - 1984, с. 50-52.

5. Исаков Ю.Н., Баранов С.П., Кочинев Ю.Ю. Статья иа спещему.//Отраслевой научно-технический сборник. Серия 6, Выпуск 3 (121), 1985.

6. Исаков Ю.Н., Артюхов A.B. и др. Расчетное исследование плоского нестационарного течения газа в выпускных системах поршневых ДВС.//Труды ЛПИ - 1985 - N 411, с. 45-48.

7. Исаков Ю.Н., Артюхов A.B., Бравин В.В. Численное исследование структуры потока при нестационарном течении.//Известия ВУЗов, серия "Энергетика" - 1985 - N 10, с. 98-100.

8. Исаков Ю.Н., Артюхов A.B., Бравин В.В. Методика расчета двумерного нестационарного течения газа в выпускных системах поршневых ДВС.//Двигателестросние - 1985 - N И, с. 55-57.

9. Исаков Ю.Н., Кочинев Ю.Ю. Статья на спецтему. //Отраслевой научно-технический журнал. N 4 (128), 1986.

10. Исаков Ю.Н., Бравин В.В., Кочинев Ю.Ю. Достоверность измерения мгновенных температур отработавших газов контактным способом. //Двигателестроение - 1987 - N 7, с. 28-30.

11. Исаков Ю.Н., Бравин В.В., Кочинев Ю.Ю., Унру П.П. Структура плоского нестационарного течения газа в выпускном канале быстроходного дизеля. //Рабочие процессы компрессоров и установок с ДВС. Межвузовский сборник, JL: 1987, с. 55-58.

12. Исаков Ю.Н., Кочинев Ю.Ю. Повышение мощности дизелей применением систем наддува с дополнительной камерой сгорания./Юбзор ЦНИИТЭИтяжмаш. Двигатели внутреннего сгорания. Сер. 4, вып. 1. М. 1987, 32 с.

13. Исаков Ю.Н. Газодинамика систем наддува.//В кн. Элементы системы автоматизированного проектирования ДВС. Л. -Машиностроение - 1990, с. 84-113.

14. Исаков Ю.Н., Бравин В.В., Зобов А.Е. Газодинамические процессы в выпускных системах быстроходных двигателей внутреннего сгорания. //Трубы СПбГТУ - 1997 - N 465, с. 15-23.

15. Prof.Dr. Isakov Y.N. (R), Ass. Prof. Dr. Bravia V.V.(R) Computation of Turbine' Performance at Modelling of the Closed Working Cycle of the Engine with Gas Turbine Supercharging - Russe 1997 - Motoauto-97 - Vol 1, p.p. 99105.

САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

ИСАКОВ ЮРИЙ НИКОЛАЕВИЧ

МЕТОДОЛОГИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ СОВЕРШЕНСТВОВАНИЯ СИСТЕМ В03ДУХ0СНАБЖЕНИЯ ТРАНСПОРТНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ

На правах рукописи

Диссертация на соискание ученой степени доктора технических наук по специальности 05.04.02 Тепловые двигатели

Ы1/

/

ш

Санкт-Петербург 1998 г.

Введение Глава 1.

1.1.

1.2.

1.3.

ОГЛАВЛЕНИЕ

Моделирование процессов в цилиндре поршневого двигателя и системах впуска и выпуска. Моделирование внутрицилиндровых процессов Расчет параметров изотропного рабочего тела во впускных и выпускных коллекторах Выводы по главе

23 33

35

Глава 2. Расчет характеристик агрегатов наддува

2.1. Аппроксимация характеристик компрессоров

2. 2. Расчет характеристик турбин

2.3. Выводы по главе

36 36 48 57

Глава 3. Расчет параметров рабочего тела в составных 59 частях системы воздухоснабжения

3.1. Выбор численного метода решения задач 62 о нестационарном течении газа в элементах систем впуска и выпуска

3.2. Метод крупных частиц в расчетах параметров 66 нестационарных потоков во впускных и выпускных системах турбопоршневых двигателей

3.3. Апробация методов расчета процессов в 77 составных частях системы воздухоснабжения

3.4. Выводы по главе 98

Глава 4.

4. 1.

4.2.

4.3.

Анализ процессов в составных частях систем воздухоснабжения транспортных двигателей Моделирование стационарных потоков в

ГЛ Г ТТЛ т т

гэсш,у игшил йаййлал

Моделирование нестационарных течений в выпускных каналах

Расчетное исследование газодинамических процессов во впускных коллекторах быстроходных двигателей

4.3.1. Стационарное течение воздуха во впускном коллекторе

4.3.2. Численное исследование нестационарных процессов во впускном коллекторе

4.4. Выводы по главе

99 102 109 126

127 130 138

Глава 5. Моделирование замкнутого рабочего цикла 140 комбинированного турбопоршневого двигателя Порядок расчета параметров совместной 140

работы двигателя и агрегатов наддува Апробация комплексной методики расчета 144

характеристик турбопоршневого двигателя 5.3. Выводы по главе 150

5.1.

5.2.

Глава 6. Расчетно-экспериментальное исследование 152

работы турбопоршневого двигателя с дополнительной камерой сгорания в системе воздухоснабжения

6.1. Оценка возможности использования 153 разработанных методик и алгоритмов для численного анализа характеристик двигателя

с дополнительной камерой сгорания в системе воздухоснабжения

6.2. Результаты экспериментального исследования 160 работы дизеля 6 ЧН 15/18 с дополнительной камерой сгорания в системе воздухоснабжения

6.2.1. Нагрузочные характеристики 162

6.2.2. Скоростные характеристики 167

6.3. Расчетное исследование работы транспортного 173 дизеля 6 ЧН 15/16 с дополнительной

камерой сгорания 6.3.1. Анализ характеристик дизеля 6 ЧН 15/16, 174 форсированного до уровня Ре = 1,56 МПа

6.3.1.1. Нагрузочные характеристики 175

6.3.1.2. Скоростные характеристики 184

6.3.2. Исследование характеристик дизеля 195 6 ЧН 15/16 мощностью Ne = 552 кВт

(750 л.с.) в стендовых условиях

6.3.3. Расчетная оценка параметров дизеля 200 6 ЧН 15/16 мощностью Ne - 736 кВт

(1000 л.с.) в объектовых условиях 6.4. Выводы по главе 204

Заключение и общие выводы 205

Литература 209

ВВЕДЕНИЕ

Успешное решение проблемы создания новых перспективных образцов транспортных машин в значительной степени определяется наличием мощных высокооборотных дизелей с высокими удельными показателями, отвечающих жестким габаритно-массовым ограничениям. При разработке этих двигателей, помимо достижения заданного уровня агрегатной мощности, должны быть обеспечены такие важные для транспортной силовой установки параметры, как рабочий диапазон частот вращения коленчатого вала, коэффициент приспособляемости и приемистость двигателя, определяющие динамические качества транспортной машины.

Выполнение этих противоречивых требований связано с необходимостью проведения широкого комплекса научно-исследовательских и опытно-конструкторских работ по выбору и доводке параметров рабочего процесса как собственно двигателя, так и его составных частей, в том числе системы воздухоснабжения. Качество процессов в системах воздухоснабжения турбопоршневых двигателей оказывает существенное влияние на показатели их работы, определяя такие важнейшие характеристики как экономичность, надежность, диапазон изменения эксплуатационных режимов, динамические показатели. Это влияние определяется не только качеством процессов в составных частях, образующих систему воздухоснабжения, но и качеством взаимного согласования этих составных частей.

Особенно сильно сказывается степень совершенства отдельных элементов рассматриваемых систем на параметрах работы двигателя в целом в случае высокого его форсирования по среднему эффективному давлению за счет газотурбинного наддува. В этих условиях работа сжатия воздуха в компрессоре и располагаемая работа газа перед турбиной агрегата наддува имеют один порядок с работой, совершаемой цилиндрами двигателя, что определяет повышенные требования к степени совершенства процессов в турбине и компрессоре. При этом важно отметить, что повышение уровня форсирования дизеля связано с необходимостью решения задач не только аэродинамического совершенствования лопаточных аппаратов агрегатов наддува, но и обеспечения их вибронадежности при возросших значениях возмущающих воздействий со

стороны газового потока.

Для успешного решения проблемы рациональной организации систем воздухоснабжения двигателей транспортных машин необходимо ответить на ряд вопросов, определяющих технические характеристики двигателя в целом. К. ним относятся:

- выбор принципиальной схемы системы воздухоснабжения и конструктивных форм и геометрических характеристик газовоздушных каналов и коллекторов систем впуска и выпуска,

- выбор параметров работы турбины и компрессора, обеспечивающий удовлетворительные характеристики систем наддува не только на режиме номинальной мощности, но и в широком диапазоне изменения нагрузок и частот вращения вала двигателя,

- выбор характеристик механизма газораспределения, во многом определяющий эффективность использования теплоты, подведенной к рабочему телу в цилиндре и качество процессов очистки и наполнения цилиндров свежим зарядом,

- целесообразность использования нетрадиционных схемных решений при проектировании систем воздухоснабжения для улучшения динамических характеристик турбопоршневых двигателей.

При ответе на эти вопросы применительно к двигателям транспортных машин далеко не всегда может быть использован опыт , накопленный при создании двигателей общего назначения. В частности, выбор схемы системы наддува определяется в этом случае не только и не столько энергетическими характеристиками системы, сколько возможностью обеспечения удовлетворительного качества очистки рабочих цилиндров и наполнения их свежим зарядом. При этом ограничивающими факторами будут принятые при проектировании моторно-трансмиссионного отделения (МТО) транспортной машины система воздухоочистки и принципиальная схема системы охлаждения; последние, в свою очередь, выбираются с учетом габаритно-массовых и компоновочных ограничений, а также необходимости выполнения ряда специальных требований. Аналогичные проблемы, связанные с особенностями работы турбопоршне-вого двигателя в составе МТО транспортной машины, возникают при выборе геометрических характеристик газовоздушных коллекторов, согласовании характеристик агрегатов наддува с расходными характеристиками поршневой части двигателя, определяющим режим работы системы промежуточного охлаждения наддувочного

воздуха и т.п.

Выбор параметров системы промежуточного охлаждения наддувочного воздуха, безусловно оправданного с определенного уровня давления наддува,не является сложной проблемой в двигателях общего назначения, но требует специального обоснования для транспортных моторных установок. В этом случае следует учитывать не только уровень форсирования двигателя, но и принятую схему системы охлаждения, и габариты, определенные в МТО для теплообменников этой системы. Кроме того, необходимо иметь в виду неизбежное снижение эффективности воздухоохладителей в условиях их компоновки на двигателе с жесткими габаритно-массовыми ограничениями.

Принятие конкретных решений по тому или иному кругу вопросов затрудняется противоречивым характером влияния схемных и конструктивных особенностей на составляющие рабочего процесса турбопоршневого двигателя и характеристики силовой установки транспортной машины в целом.

Обоснованные выводы о целесообразности тех или иных схемных и конструктивных решений при проектировании системы возду-хоснабжения могут быть сделаны лишь при наличии достоверной информации о влиянии принятого варианта на характеристики двигателя в целом и, в частности, на изменение параметров рабочего тела и характер газодинамических процессов, протекающих в составных частях систем. Традиционно эта информация получается в результате проведения широких экспериментов на физических моделях и натурных образцах, что неизбежно связано со значительными затратами времени и материальных ресурсов.

Проектирование систем воздухоснабжения транспортных двигателей связано с необходимостью решения ряда проблем, обусловленных как спецификой режимов их работы, так и существующими габаритно-массовыми ограничениями для двигателя и для МТО в целом и известными условиями работы агрегатов наддува в составе транспортных моторных установок. Это особенно сильно сказывается на технических и эксплуатационных характеристиках двигателей с высоким уровнем форсирования по среднему эффективному давлению.

Стремление повысить удельную мощность транспортных двигателей до 1100...1200 квт/м3 определяет жесткие габаритные ог-

раничения для двигателя, в том числе и на составные части системы воздухоснабжения. Это приводит к тому, что объемы коллекторов впускных и выпускных систем становятся соизмеримы с рабочим объемом цилиндра. Последнее обусловливает значительные амплитуды пульсации давления в коллекторах, это не позволяет получать рациональные фазы газораспределения по средним значениям параметров рабочего тела в смежных с рабочими цилиндрами объемах, а также отрицательно сказывается на качестве процессов в агрегатах наддува. Кроме того, высокие абсолютные скорости потоков в коллекторах и каналах и существенное взаимное влияние местных сопротивлений определяют повышенный уровень потерь кинетической энергии потоков, что приводит к снижению располагаемой работы газа перед турбиной турбокомпрессора,давления наддува и ухудшает качество процессов газообмена в рабочих цилиндрах.

Использование двигателей в составе моторно-трансмиссион-ных установок транспортных машин определяет ряд специфических условий их работы, которые существенно отличаются от таковых для аналогичных установок автомобильного и внедорожного транспорта, тем более от условий работы в стационарных, судовых или тепловозных силовых установках.

Ограниченные габариты, отводимые для системы воздухоо-чистки, а также высокая удельная мощность определяют повышенный уровень сопротивлений на входе в компрессор агрегата наддува. Кроме того, практически невозможно в условиях МТО транспортной машины обеспечить равномерное поле скоростей воздушного потока на входе в рабочее колесо компрессора.

Значительно отличаются от обычных и условия на выходе из турбины турбокомпрессора. Высокие до 200 м/с и более значения абсолютных скоростей за рабочим колесом турбины определяют, даже при использовании вентиляторной системы охлаждения высокий уровень противодавлений за турбиной. Этот уровень еще в большей степени повышается в случае применения эжекторов в системе охлаждения. Рост противодавления за турбиной приводит, при прочих равных условиях, к уменьшению степени расширения газа в турбине.

Кроме того, может не выполняться равенство расходов рабочего тела через компрессор и турбину при отборе части воздуха

после компрессора для обеспечения работы системы пылеудаления.

Таким образом, требуемое соотношение между давлением наддува и давлением в выпускном коллекторе, при котором еще обеспечивается продувка рабочих цилиндров с принятой схемой возду-хоснабжения, достигается в транспортных моторных установках при повышенных против соответствующих обычным условиям степенях повышения давления воздуха в компрессоре и пониженных степенях расширения газа в турбине турбокомпрессора. Естественные ограничения, накладываемые на температуру выпускных газов, определяют требования к уровню общего к.п.д. турбокомпрессора.

Одним из важных требований, предъявляемых к транспортным двигателям, является обеспечение заданного уровня параметров, характеризующих динамические свойства двигателя. К ним, в первую очередь, относятся коэффициент приспособляемости и коэффициент рабочих частот вращения вала двигателя. В настоящее время эти параметры составляют 1,15... 1,20 (до 1,30 у лучших образцов) и 1,54. ..1,65 соответственно; вместе с тем, у перспективных двигателей эти параметры должны иметь значения 1, 35... 1,40 и 1,8... 2, 0. Достижение таких уровней коэффициентов приспособляемости и рабочих частот вращения вала достаточно непросто для двигателей с умеренным форсированием и представляет сложную проблему при высоком форсировании двигателя по наддуву. При этом основной задачей является необходимость обеспечения требуемых цикловых подач воздуха в заданном диапазоне частот вращения вала двигателя.

Для успешного решения этой задачи важное значение имеет принципиальный подход к согласованию характеристик поршневого двигателя и составных частей системы наддува.

С одной стороны, согласование характеристик, выполненное таким образом, чтобы максимальный к. п.д. компрессора достигался на номинальном режиме, обеспечивает лучшую экономичность двигателя на этом режиме, а также благоприятно сказывается на условиях работы турбокомпрессора. Кроме того, при таком согласовании количество теплоты, отданное холодному теплоносителю в воздухоохладителе, имеет умеренные значения. С другой стороны, при работе высокофорсированного двигателя по скоростной характеристике достаточно быстро наступает рассогласование пропускной способности турбины и расходов газа на данном режиме. Это

- у -

приводит к уменьшению цикловой подачи воздуха в цилиндры и соответствующему изменению всех характеристик рабочего процесса. В результате рабочий диапазон частот вращения вала сужается, а коэффициент приспособляемости падает. Это значительно ухудшает динамические характеристики транспортной машины в целом.

Регулированием лопаточных аппаратов турбины и компрессора можно корректировать вид скоростной характеристики двигателя /7,88/, однако при этом усложняется конструкция агрегатов наддува и, как следствие, снижаются надежность работы турбокомпрессора.

При другом подходе к согласованию характеристик, когда максимальный к.п.д. компрессора достигается на режиме максимального крутящего момента, может быть получена вполне удовлетворительная зависимость крутящего момента от скорости вращения вала двигателя и обеспечены традиционные значения коэффициентов приспособляемости и рабочих частот вращения /6,31/. Однако в этом случае при высоком наддуве существенно ухудшаются показатели работы двигателя на режиме номинальной мощности. Несмотря на то, что соответствующими изменениями в лопаточном аппарате турбины можно добиться цикловых подач воздуха, требуемых для удовлетворительного протекания рабочего процесса в цилиндрах двигателя, в целом по двигателю экономичность на режиме падает. Это объясняется пониженными значениями к.п.д. компрессора и, как следствие, ростом отрицательной работы насосных ходов, а также ухудшением качества очистки цилиндров от остаточных газов. Одновременно возрастает теплоотвод в систему охлаждения от охладителя наддувочного воздуха. Причем при высоких уровнях форсирования это увеличение может достигать 20...30%. Последнее играет отрицательную роль при проектировании МТО транспортных машин.

Решением проблемы улучшения динамических характеристик высокофорсированных ТПД может быть использование дополнительной камеры сгорания, устанавливаемой в системе воздухоснабже-ния /49, 64, 117, 129/. В принципе такое решение позволяет целенаправленно изменять располагаемый теплоперепад перед турбиной турбокомпрессора и обеспечивать требуемое давление воздуха на любом скоростном режиме, однако однозначного ответа на вопрос об эффективности такого подхода нет. Поэтому представляет-

ся целесообразным получить качествен�