автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.02, диссертация на тему:Расчет рабочего цикла дизеля с учетом локальных температур поверхностей камеры сгорания

Барченко Филипп Борисович

РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ЦИКЛА ДИЗЕЛЯ С УЧЕТОМ ЛОКАЛЬНЫХ ТЕМПЕРАТУР ПОВЕРХНОСТЕЙ КАМЕРЫ СГОРАНИЯ

05.04.02 — Тепловые двигатели

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Москва - 2012

005009969

Работа выполнена в Московском государственном техническом университете имени Н.Э. Баумана на кафедре «поршневых двигателей».

Научный руководитель - доктор технических наук, профессор

Иващенко Николай Антонович

Официальные оппоненты - доктор технических наук, профессор

Фомин Валерий Михайлович

- кандидат технических наук, доцент Голосов Андрей Сергеевич Ведущая организация - ОАО «Коломенский завод»

Защита состоится « 15 » марта 2012 г. в 14 часов, на заседании Диссертационного Совета Д 212.141.09 в Московском государственном техническом университете имени Н.Э. Баумана, по адресу: 105005, г. Москва, Рубцовская наб., д.2/18, Учебно-Лабораторный корпус, аудитория 947.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке МГТУ им. Н.Э. Баумана.

Ваши отзывы на автореферат в двух экземплярах, заверенные печатью учреждения, просьба высылать по адресу 105005, г. Москва, 2-ая Бауманская ул., д.5, МГТУ им. Н.Э. Баумана, ученому секретарю Диссертационного Совета Д 212.141.09.

Автореферат разослан « 1 » Февраля__________________2012 г.

Ученый секретарь диссертационного совета к.т.н, доцент .

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ Актуальность темы. В настоящее время исследование рабочих процессов дизелей не представляется без математического моделирования. Зачастую при расчете рабочего процесса дизеля, температуры поверхностей деталей задаются либо в явном виде, либо рассчитываются упрощенно. Такой подход приводит к ошибкам при расчете рабочего процесса и, как следствие, эффективных, экологических и других показателей. Для повышения качества анализа рабочих процессов, исключения тупиковых вариантов на этапе проектирования, сокращения сроков проектирования и доводки двигателей, необходима математическая модель (ММ) и комплекс программ, позволяющих производить совместное моделирование рабочего процесса и теплового состояния составных деталей цилиндро-поршневой группы (ЦПГ) с учетом особенностей как рабочего процесса, так и реальной конструкции ЦПГ. Такая ММ и компьютерная программа позволит сократить сроки проектирования современных и перспективных двигателей.

Цель работы состоит в создании ММ и комплекса программ для совместного расчета рабочего процесса и теплового состояния составных деталей ЦПГ, а также верификации их по экспериментальным данным. Для выполнения поставленной цели в диссертационной работе решались следующие задачи: создание метода совместного моделирования рабочего процесса и теплового состояния деталей, образующих камеру сгорания, на основе развития существующих методов моделирования; проведение верификации ММ рабочего процесса, теплообмена и теплопроводности по опубликованным экспериментальным данным для различных классов дизелей; проведение идентификации ММ рабочего процесса, теплообмена и теплопроводности. Идентификация проводится с целью повышения достоверности результатов моделирования при расчете форсированных режимов работы двигателя и при изменении конструкции ЦПГ.

Методы исследования. Для выполнения поставленных задач применялось численное моделирование. Расчеты выполнялись на ЭВМ с использованием созданных программ. По экспериментальным данным, полученных другими исследователями, была выполнена верификация и идентификация ММ рабочего процесса, теплообмена и теплопроводности.

Научная новизна работы заключается:

• в разработке ММ совместного расчета рабочего процесса и теплового состояния деталей камеры сгорания (КС), имеющих конкретную конструкцию с учетом взаимосвязи теплового состояния основных деталей КС и рабочего процесса, а также кинематического и теплового взаимодействия между деталями КС;

• в проведении исследования и результатах по выявлению влияния температуры поверхности КС на рабочий процесс двигателя, а также исследования особенностей рабочего процесса и конструкции КС на тепловое состояние КС;

• в обосновании необходимости учета: локальных температур на рабочий процесс; теплового состояния основных деталей образующих КС двигателя для высокофорсированных дизелей.

Достоверность и обоснованность научных положений работы обусловливаются: использованием общих уравнений гидродинамики,

теплофизики и термодинамики; совпадением расчетных результатов с экспериментальными данными; согласованием полученных частных результатов с известными.

Практическая ценность работы состоит в разработке компьютерной программы расчета теплового состояния деталей КС для нужд НИР, ОКР, обучения специалистов и студентов; в получении результатов исследований рабочих процессов выпускающихся и перспективных дизелей в интересах промышленности. Результаты расчета граничных условий, температурных полей деталей могут быть использованы при расчете деталей двигателя в трехмерной постановке. Получаемые уточненные тепловые потоки в систему охлаждения создают предпосылки для проектирования вспомогательных систем и агрегатов двигателя.

Реализация результатов работы имела место на ОАО «Пензадизельмаш» (г. Пенза); Аише1 Оу (г. Хельсинки, Финляндия). Готовая программа по расчету теплового состояния составных деталей сложной геометрической формы в осесимметричной постановке используется в составе программного комплекса Дизель-РК, как в учебном процессе кафедры, так и в профессиональной деятельности отечественных и зарубежных специалистов, студентов, магистров в области двигателестроения.

Апробация работы. Основные результаты работы доложены на научных конференциях и семинарах: Всероссийская научно-техническая конференция «научно-технические проблемы современного двигателестроения». (Уфа, УГАТУ, 2011); Международная научно-техническая конференция «Двигатель -2010», посвященная 180-летию МГТУ им. Н.Э. Баумана (Москва, МГТУ, 2010); Международная научно-техническая конференция «Двигатель-2007», посвящённая 100-летию кафедры «Поршневые двигатели» МГТУ им. Н.Э. Баумана (Москва, МГТУ, 2007).

Публикации. По результатам диссертационной работы опубликовано 4 научных работы, из них по перечню ВАК - 3.

Объем работы. Диссертационная работа состоит из введения, пяти глав, заключения, приложения и списка библиографических источников. Объем диссертации составляет 152 страницы основного текста, включающей 88 рисунков, 8 таблиц, список библиографических источников содержит 161 наименование.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ Во введении раскрывается актуальность темы, поставлены цель и задачи исследования.

Первая глава посвящена анализу работ по моделированию рабочего цикла дизелей, теплообмену в КС, расчетам теплового состояния ЦПГ двигателя.

Сравнивая существующие современные методы расчета рабочего цикла, качество и объем получаемой информации, а также необходимое время и мощность современной вычислительной техники, сделан вывод, что использование «термодинамического» подхода наиболее рационально. При этом, для получения надежных результатов расчета необходимо применение зонных моделей. Из существующего набора моделей расчета смесеобразования и сгорания выбрана модель Н.Ф. Разлейцева, которая успешно используется и развивается A.C. Кулешовым в программе Дизель-PK более 30 лет. После анализа существующих ММ расчета сложного теплообмена ЦПГ сделан вывод о том, что существующий уровень позволяет с достаточной для практики точности производить расчет теплового состояния ЦПГ с привлечением необходимого экспериментального материала для идентификации ММ. Из проведенного обзора также следует, что два таких взаимосвязанных явления, как рабочий цикл дизеля и тепловое состояние деталей его КС в расчетной практике, как правило, моделируются отдельно друг от друга. Это связано с большой распространенностью «термодинамических» моделей рабочего процесса дизеля, которые недостаточно полно учитывают влияние температуры поверхностей КС на рабочий процесс. В то же время время создаваемые новые или развиваемые известные модели рабочего процесса имеют возможность учета температуры поверхности КС на рабочий процесс, но не используют данную возможность в связи с отсутствием развитой модели теплообмена и теплопроводности реальной конструкции ЦПГ.

Во второй главе излагается ММ расчета рабочего цикла дизеля. Ввиду того, что основу составляет модель программы Дизель-PK, она изложена в реферативном виде, с указанием основных положений. Основная цель главы -указать какие именно параметры будут уточнены, и где в ММ используются значения температуры КС. Расчет параметров газа в цилиндре производится в предположении, что цилиндр является открытой термодинамической системой с переменным объемом. Во всем объеме существует одно давление и две зоны: свежего заряда и сгоревшей смеси. Для определения параметров газа в цилиндре решается система нелинейных алгебраических уравнений. Для расчета динамики тепловыделения dx/dv используется феноменологическая модель смесеобразования и сгорания, в основе которой лежит многозонная модель струи (рис. 1). Она позволяет рассчитывать смесеобразование и сгорание с учетом взаимодействия со стенками КС. Данное обстоятельство имеет большое значение, так как известно, что большую часть времени развития, на режимах большой мощности и большого крутящего момента, струя находится в контакте со стенкой, и распределение топлива в пристеночных зонах играет существенную роль в процессе сгорания. Расчет развития вершины струи ведется по эмпирическим уравнениям Лышевского

A.C., использованные Разлейцевым Н.Ф., и уточненным для современных параметров Кулешовым A.C. Данная модель позволяет учитывать наличие вихря в КС, при этом рассчитывается деформация струи в тангенциальном направлении, в процессе свободного развития в КС и при растекании по поверхности КС. Распределение топлива в зонах струи рассчитывается по

полуэмпирическим соотношениям. Детальный расчет распределения топлива по характерным зонам создает предпосылки для достаточно точного расчета скорости испарения топлива и тепловыделения в цилиндре на любых режимах работы двигателя без перенастройки ММ.

уплотненный передний фронт; 3 - разреженная оболочка; 4 - осевое коническое ядро пристеночного потока, 5 - уплотненное ядро пристеночного потока на поверхности поршня, 6 - уплотненный передний фронт пристеночного потока, 7 - разреженная оболочка пристеночного потока

Концептуально в основе расчета скорости испарения капли до и после воспламенения используется уравнение Б.И. Срезневского. Уравнение относительной скорости испарения для зоны V.

где: т5 - текущее время; - время попадания топлива в зону г; ог1 -доля топлива в зоне <; К/ - константа испарения в /-зоне (см. формулу 1); Л31 -средний диаметр капель по Заутеру; У - функция корректирующая неучтенные факторы и погрешности принятых допущений. Общая скорость испарения определяется как сумма скоростей испарения во всех т зонах:

Константы испарения топлива в разных зонах определяются из уравнения:

где: NuD - число Нуссельта для процесса диффузии (2...3 - для пристеночного потока, = 20 - для переднего фронта); Dp - коэффициент диффузии паров топлива в условиях камеры сгорания; Dp, - коэффициент диффузии при условиях: р0=0,1 МПа; Т0=293 К; 7* - температура капли; р - текущее давление в цилиндре; pf - плотность жидкого топлива, кг/м3; ps = 2520 ехр(-5220/7*) -давление насыщенных паров топлива. В зонах пристеночного потока, на стенках крышки цилиндра и на зеркале цилиндра константы испарения рассчитываются по уравнениям (1), а Г* есть эквивалентная температура, зависящая от эквивалентной температуры соответствующей стенки Tw, (см. формулу 9). В своих последних работах Кулешов A.C. предлагает формулу для

Рис. 1. Схема зон топливной струи: 1 - уплотненное осевое ядро; 2 -

Кл =4x106Nud Dp ps!pn Dp=Dp0(Tt/T0)ipJp),

(1)

определения величины 7* на основе опыта идентификации модели Дизель-РК, для разных двигателей, с указанием входящих коэффициентов:

550 if Г,, £400 ]

Г*=-aT^+bTl+cT^+d if 400 <Г„, <700|;

700 if 700 йТ„ J

где: а = 0,243 хЮ"*; Ъ = 1,018* 10'3; с = -0,854; d = 709,6.

При расчете скорости тепловыделения используется распространенное допущение о разделении процесса сгорания на 4 основных стадии, которые отличаются своими физическими и химическими особенностями,

лимитирующими скорость процесса:

1. период задержки самовоспламенения;

2. сгорание топлива, испарившегося за период задержки, по формуле (2);

3. сгорание впрыскиваемого топлива, по формуле (3);

4. догорание после впрыскивания, по формуле (4).

dx/dT = taP0+jlPt, (2)

dx/dT = kPi+j2Pl, (3)

dx/dT = ^,AJKT(l-x)^l,a-x), (4)

где: Р0 - JoXo.l-ff«, +*о); pt =d<rjdr; P2=A1(piJIVc\^,-xia-x)\x-

доля выделившегося тепла или доля сгоревшего топлива; х0 - доля паров топлива, образовавшихся за период задержки и сгоревших к текущему моменту времени; aut - доля паров топлива, образовавшихся за период задержки; ф0 ~ ф] ss ф2 = ф - функция, описывающая полноту выгорания паров топлива в зоне сгорания и рассчитываемая по выражению

-16000

dx_,

dr’

Подробный алгоритм расчета и описание всех переменных содержится в работах Кулешова A.C. Для расчета количества теплоты, отведенной в стенки рабочего объема цилиндра, используется уравнение Ньютона-Рихмана. Для определения параметров теплообмена использован ряд методов расчета, наиболее широко используемых в области двигателестроения, предложенных как отечественными, так и иностранными учеными.

В третьей главе излагается математическая модель расчета теплового состояния деталей КС. Для определения температур поверхностей КС решается задача теплопроводности для основных деталей КС методом конечных элементов (МКЭ). Многочисленные эксперименты на работающих двигателях различных типов показали, что на установившемся режиме работы температурные поля таких деталей, как поршень, втулка и крышка цилиндра в течение рабочего цикла меняются незначительно и в первом приближении могут считаться стационарными. Тепловое поле ЦПГ и крышки цилиндра рассчитывается в осесимметричной постановке. Дня расчета теплового состояния деталей, действительные условия нестационарного периодического теплообмена заменяют некоторыми стационарными условиями. Осредненные

за рабочий цикл значения локального коэффициента теплоотдачи аср и результирующей температуры среды определяется по формулам:

где а - коэффициент теплоотдачи, ТсреЛ - температура среды, омывающей данную поверхность. Первостепенное значение при моделировании температурных полей имеют параметры теплообмена в КС ДВС. Для определения текущего значения а, в данной работе используется формула Г. Вошни. Неравномерность теплового потока, идущего в поршень через КС, моделируется с помощью заданного закона изменения а по радиусу цилиндра, характерного для данного типа КС.

Теплообмен газов с гильзой моделируется по методике, изложенной в работах М.Р. Петриченко: суммируется поток теплоты, идущий в открытую в данный момент часть гильзы. В открытой части гильзы в КС коэффициент теплоотдачи рассчитывается по формуле Г. Вошни, со стороны картера коэффициент теплоотдачи принимается равным 100 Вт/(м2 К). В КС температура газов, омывающих гильзу, берется из расчета цикла дизеля, со стороны картера задается явно - 373К. Большую часть теплоты поршень отводит во втулку, через кольца (до 60% для неохлаждаемых поршней). Расчет параметров теплообмена колец с поршнем и втулкой проводится на основе работ М.Р. Петриченко, В.М. Попова и др. На поверхности контакта 2 и 3 (рис. 2) для оценки коэффициента теплоотдачи используется полуэмпирическая зависимость, приведенная в книге В.М. Попова.

Рис. 2. Схема передачи теплоты Рис. 3. Расчетная схема для определения

Коэффициенты теплоотдачи на поверхностях 2 и 3 переменны в зависимости от угла поворота коленчатого вала, что связанно с перекладками колец в канавках. Для определения взаимодействия кольца с канавкой используется уравнение равновесия кольца в осевом направлении:

где: Р} - сила инерции кольца, Ртр - сила трения кольца, Рг - сила от давления газов. Если суммарная сила Рк > 0, то кольцо прижато к нижнему торцу поршневой канавки, если < 0, то к верхнему торцу. На поверхности 4 (рис. 2) коэффициент теплоотдачи определяется величиной соответствующего зазора и теплопроводностью заполняющей его среды, например масла или эмульсии масла и газа, проникающего из камеры сгорания двигателя. Температура среды

(5)

через поршневое кольцо

параметров теплообмена кольца со втулкой

определяется как среднее значение между температурами соответствующих поверхностей кольца и канавки кольца. Для расчета теплообмена на поверхности 1 (рис. 2) была использована ММ, включающая теплообмен при гидродинамическом, переходном и граничном режимах трения. В общем случае для решения задачи теплообмена на режимах гидродинамической смазки необходимо решение системы уравнений Навье - Стокса. Однако, принимая во внимание геометрию, условия работы и выбранную расчетную схему в книге P.M. Петриченко приведена оценка слагаемых системы и приведена упрощенная система уравнений. Используя распределение скорости в поперечном направлении, полученное в книге Н.А. Слёзкина на режиме гидродинамического трения средняя температура масла (т), и коэффициент теплоотдачи (<xl) под каждым узлом кольца (см. рис. 3) вычисляются по выражениям (вывод формул приведен в тексте диссертации):

ср(х)/дх = -б11-и/к2(х)+С11И,(х), Я, ц - коэффициенты теплопроводности и динамической вязкости масла, соответственно; V- текущая скорость поршня; р

- давление под кольцом; Тд, 7^ - температура поверхности кольца и цилиндра, соответственно, С\,Сг- коэффициенты, не зависящие от*. Для аппроксимации профиля кольца используется кусочно-линейная функция (рис. 3): А(*) = а ;г+£, где а = (Им - И, )/(х1Л -х,), Ъ=Ь, -а-х,. Для расчета распределения давления масла под кольцом и определения толщины слоя смазки решается задача динамики движения кольца в радиальном направлении. Используется методика, описанная в работах Р.М. Петриченко, С.А. Аникина, А.В. Майорова. Поршневое кольцо может работать в различных режимах трения: гидродинамическом, переходном, сухом. Для определения текущего режима трения используются соотношения: Б < Бо - сухое трение; Бо < Б < Бц, -переходный режим трения; Э > - гидродинамический режим, где Бкр = 10ц,

во ~ 10'9, Я = (р-и)/(ря/а), - радиальная нагрузка на кольцо, а - осевая

толщина кольца (рис. 2). При сухом трении коэффициент теплоотдачи для кольца и втулки вычисляется по выражению, приведенному в книге В.М. Попова. На переходном режиме трения коэффициент теплоотдачи вычисляется как среднее арифметическое между коэффициентами теплоотдачи при сухом и гидродинамическом режимах трения. В используемой ММ учитывается тепло, возникающее при сухом трении колец о гильзу. Тепловой поток от трения вычисляется: где / - коэффициент трения. При этом

предполагается что тепловой поток между кольцом и втулкой распределяется равномерно. Для расчета теплообмена юбки поршня со втулкой использовано допущение, что поршень не совершает поперечного качания, и движется строго по оси, расчет параметров теплообмена проводится по формулам (6). На

(6)

где:

поверхности дна поршня, обращенной к кривошипной камере, коэффициент теплоотдачи задается явно. При наличии полости охлаждения в поршне для расчета теплообмена на ее поверхности используются экспериментальные данные. Расчет интенсивности теплоотдачи от охлаждаемых поверхностей в данной работе проводится на основании критериальных формул, приведенных в работах М.Р. Петриченко, Д.А. Лабунцова, М.А. Михеева. Эти уравнения, в зависимости от температуры охлаждаемой поверхности, температуры, скорости, давления жидкости в системе охлаждения на отдельных участках тепловоспринимающей поверхности, позволяют рассчитывать режимы теплообмена при вынужденной конвекции и в режиме поверхностного кипения. Расчет параметров теплообмена между крышкой цилиндра и охлаждающей жидкостью проводится по аналогичной методике. Средняя температура жидкости в рубашке охлаждения цилиндра и головке задаются явно. Для осреднения параметров теплообмена на поверхностях: поршня, втулки и крышки цилиндра за цикл используются выражения (5). Их расчет ведется с шагом 1 градус поворота коленчатого вала.

В четвертой главе рассмотрен алгоритм совместного расчета рабочего процесса и теплового состояния ЦПГ. Тепловые нагрузки являются исходной информацией для расчета теплового состояния КС, а полученное тепловое состояние используется как исходная информация для уточненного расчета рабочего цикла. Для согласования рабочего цикла с тепловым состоянием его деталей выполняется несколько итераций. Для оценки сходимости согласования температурного поля поршня и втулки, используется анализ разницы температур во всех узлах сетки на двух последних итерациях:

Г„тх = МАХ-г,<*'|>|), (8)

где: Т/<к> - температура г-го узла на к-ой итерации; т1<к'1> - температура г-го узла на к-1-ой итерации. Для достижения точности порядка Теггтах < 0,1К необходимо от 10 до 35 итераций для двигателей с интенсивным охлаждением поршней маслом и до 50 итераций (см. рис. 4) для двигателей без принудительного охлаждения поршней. После того, как тепловое поле этих деталей было согласовано, температуры поверхностей КС передаются в программу моделирования рабочего процесса дизеля. Общая схема расчета теплового состояния деталей ЦПГ выглядит следующим образом. При запуске расчета температур КС задается ориентировочная температура всех деталей, окружающих КС (в программе это происходит автоматически), для расчета ГУ теплообмена. Рассчитываются коэффициенты теплоотдачи всех поверхностей. Для первой итерации параметры теплообмена КС задаются в зависимости от степени сжатия и давления наддува в предположении, что двигатель работает на номинальном режиме. Эти данные внесены в программу в виде массивов. Значения массива были получены при расчете двигателя типа ЧН13/14 на режиме максимальной мощности при частоте вращения коленчатого вала 2400 1/мин. Для частичных режимов при изменении угла опережения впрыска, фаз газораспределения, размерности двигателя и т.д., параметры теплообмена будут

другими, однако для запуска маршевого алгоритма расчета теплового состояния эта ошибка не имеет существенного значения.

1100 1/мин 1300 1/мин -о- 1500 1/мин 1700 1/мин 1900 1/мин -*-2100 1/мин

3-я

итерация рабочего процесса

-р-г.уч

70 I 80

■°'4 "* итерации по уточнению температур деталей

Рис. 4. Процесс сходимости итераций для двигателя ЯМЭ-238 при расчете режимов внешней скоростной характеристики

Решающее значение, при оценке параметров теплообмена, на первой итерации, является значительная ошибка расчета температур деталей КС, которая может составлять (125 ... 85) °С при грубой оценке аср, Трсз. Такая ошибка заставляет делать больше на 4-6 итерации для двигателей с принудительным охлаждением поршней, и больше на 9-13 итераций для двигателей без охлаждения по сравнению с точным определением параметров теплообмена. Во время маршевого счета значения коэффициента теплоотдачи и температуры в цилиндре программа Дизель-РК передает в подпрограмму расчета теплового состояния КС. Рассчитанные параметры теплообмена передаются в программу решения задачи теплопроводности МКЭ, где определяются поля температур всех деталей. После расчета температур и параметров теплообмена всех деталей принимается решение о необходимости дальнейших итераций уточнения параметров теплообмена и теплового состояния системы, согласно (8). Для учета локальных температур при расчете рабочего процесса используется эквивалентная температура (Г,,/) поверхности камеры сгорания, расположенной под пятном пристеночного потока (рис. 5). Для расчета эквивалентной температуры поверхности камеры сгорания (при моделировании смесеобразования и сгорания) использовались следующие допущения. Элемент поверхности камеры сгорания поршня между соседними узлами (узлы 13 и 14 на рис. 5) представляет собой элемент боковой поверхности конуса, температура от узла к узлу изменяется линейно.

2-я

итерация

рабочего

процесса

Рис. 5. Схема осреднения температур КС под пристеночным потоком струи топлива

Выражение для расчета эквивалентной температуры имеет вид:

где М - количество узлов, описывающих камеру сгорания поршня; / - номер узла; $, = Ц /г( - угловой размер пятна на данном радиусе; для пристеночного потока, распространяющегося в направлении стенок цилиндра Ц = 0,5^1+ Д2(1м>„/¿IV,)2 +^1+£1,.2(£и'3/£и'1)2 для пристеночного потока, распространяющегося в направлении центра камеры сгорания Ц = 0,5^] ■

Для удобства работы с созданной программой расчета, а также с целью автоматизации создания файла сетки, был создан препроцессор и постпроцессор, подключаемые непосредственно к оболочке программы Дизель-РК. В разработке и создании интерфейса участвовал инженер Фадеев Ю.М. На рис. 6а приведен фрагмент окна программы Дизель-РК с указанными кнопками для запуска препроцессора (1) создания расчетного файла и поспроцессора (2) для обработки и вывода полученных результатов. Создание конструкции ЦПГ двигателя представляет собой выбор готовой конструкции отдельно поршня и цилиндра с крышкой из набора готовых решений, находящихся в базе данных.

В пятой главе приведены результаты расчета рабочего процесса и сложного теплообмена на важнейших поверхностях, образующих КС. Идентификация математической модели рабочего цикла и теплообмена была проведена для дизелей различного класса: двигатели грузовых автомобилей 8ЧН12/12; 8413/14; двигатель тепловоза 16ЧН26/26. После идентификации ММ были проведены расчетные исследования перспективного дизеля типа 12ЧН26,5/31.

б) в)

Рис. 6. Интерфейс разработанной программы (а); окно препроцессора (б); окно постпроцессора (в): отображена сетка конечных элементов и изолинии температур При идентификации ММ дизеля 8413/14 использовались материалы, приведенные в диссертации Лощакова П.А. На рис. 7 приведено сравнение температур поршня в характерных зонах, полученных расчетом по приведенной в диссертации методике и по материалам работы Лощакова П.А. Поля температур ЦІ 11', полученные в результате совместного расчета рабочего процесса и теплового состояния ЦПГ, приведены на рис. 8.

1,ии 13ии ;лио 1100 1300 1500 1700 1900 2100 1100 1 300 1500 1700 1 900 2100

Частота вращения коленчатого Частота вращения коленчатого Частота вращения коленчатого

вала,1/мин вала,1/мин вала,1/мин

Рис. 7. Температуры поршня в характерных зонах: TwueHTp - в центре камеры сгорания, TwKKC - на кромке камеры сгорания, TwiK - в районе 1 кольца Ошибки при расчете температур поршня в характерных точках (рис. 9) составляют не более: SK (2,2%) для центра камеры сгорания, 9К (3,6%) для кромки камеры сгорания и 12К (6,3%) для температуры в районе первого поршневого кольца. Причина повышенной ошибки при расчете температур в зоне первого кольца лежит, скорее всего, в несовершенстве модели теплообмена колец. В дальнейшем необходимо совершенствование указанной модели для включения данной температуры в список ограничений многопараметровой оптимизации программы Дизель-РК. В целом модель

сопряженного теплообмена поршень-кольцо-втулка следует признать достоверной, т.к. ошибка в расчет температур камеры сгорания менее 5%.

п = 1100 1/мин а9 = 200 Вт/(м2К) Т,=1030К

п = 21001/мин а,-348 Вт/(м2«)

Т, - 1113К Щ,

“<123

Рис. 8. Тепловое состояние ЦПГ дизеля ЯМЗ-238 при работе на трех режимах внешней скоростной характеристики На рис. 9а приведено сравнение тепловыделения на трех режимах внешней скоростной характеристики ЯМЗ-238, рассчитанных по старой и усовершенствованной методике. Приведенные температуры поверхности поршня под пристеночным потоком струи топлива (рис. 9а), рассчитанные с использованием различных методик: МКЭ и многослойной стенки показывают, что прежняя методика расчета сбалансирована на режим максимального Ре, так как на других режимах температура поверхности поршня получается заниженной. Это приводит к отличию сіх/сіф на режимах, отличающихся от указанного. Учитывая наличие уточненного расчета смесеобразования и сгорания, а также теплообмена рабочего тела со стенками камеры сгорания (рис. 96), получаемые интегральные эффективные показатели дизеля точнее описывают работу двигателя в широком диапазоне режимов. В качестве подтверждения этих слов приведена таблица 1, где приведено сравнение параметров двигателя на внешней скоростной характеристике с теми же параметрами, полученными в программе Дизель-РК без конечно-элементного

расчета теплового состояния основных деталей, и с учетом локальных значений температур.

Рис. 9. Рассчитанные характеристики а) тепловыделения (с1х/с1ф) и температуры стенки под пристеночным потоком (Т\упш1с); б) осредненные температуры поверхностей: Т„.п - поршня, Т* вт - втулки, Тж г -головки при работе ЯМЭ-238 на трех режимах внешней скоростной характеристики

Таблица 1.

Экспериментальные данные и результаты расчета интегральных параметров ______ЯМЭ-238 (без наддува) по внешней скоростной характеристике______

п, 1/мин №, кВт йе, г/(кВт ч)

эксперимент расчет без МКЭ расчет с МКЭ эксперимент расчет без МКЭ расчет с МКЭ

1100 95,8 97,9 96,6 243,5 238,3 241,4

1300 119,4 120,7 119,1 239,5 236,6 240,2

1500 139,1 140,3 138,2 238,8 236,8 240,4

1700 155,0 156,1 153,4 241,2 239,5 241,7

1900 166,9 168,0 168,8 246,9 245,3 246,2

2100 174,9 175,8 176,5 255,8 254,5 253,7

п - частота вращения коленчатого вала; 1\'е - мощность; Ре - среднее эффективное давление цикла; - удельный эффективный расход топлива.

При расчете двигателя 8ЧН12/12 использовались данные по деформации поршня из работы В.Н.Никишина. Сравнение результатов расчета №, ge на 3 режимах внешней скоростной характеристики с экспериментальными данными приведено на рис. 10. Температура поршня, вдоль образующей юбки (см. рис. 11), хорошо согласуется с результатами эксперимента из работы

В.Н.Никишина.

юоо

1400

200

1800 п. мин '1

Рис. 10. Внешняя скоростная

характеристика дизеля------

расчет; -о- эксперимент

Рис. 11. Температура вдоль

образующей поршня;------

расчет МКЭ; -о- эксперимент

Расчет проводился для режима: п=2200 1/мин, Ре = 0,92 МПа. Поршень охлаждается маслом с помощью орошения днища из установленной внизу цилиндра форсунки. С целью апробации ММ применительно к двигателям с высоким Ре были проведены расчеты дизеля 16ЧН26/26 по винтовой характеристике. При идентичной настройке ММ рабочего процесса применение уточненной методики расчета теплового состояния позволяет точнее рассчитывать эффективные показатели двигателя.

Таблица 2.

П, 1/мин Ne, кВт ge, г/(кВт ч)

эксперимент расчет без МКЭ расчет с МКЭ расчет без МКЭ расчет с МКЭ

1100 4411 4444 4415 219,8 221,0

1010 2193 2202 2198 233,3 234,1

При расчете двигателя 16ЧН26/26 «базовая» методика программы Дизель-РК расчета теплового состояния дает завышенные значения мощности. После проведения идентификации модели теплового состояния (рис. 12), уточненная методика показала более высокую точность расчета, см. таблицу 2.

Предлагаемая усовершенствованная методика расчета была применена для расчета перспективного двигателя Д500. Идентификация ММ рабочего процесса была проведена Кулешовым A.C. Прототипом конструкции послужил двигатель 10Д49 Коломенского тепловозостроительного завода с камерой сгорания типа «мелкий Гессельман». На рис. 13 приведены рассчитанные граничные условия и общая картина теплового состояния ЦПГ дизеля. Максимальные температуры

поршня не превышают 384 °С. Температура в районе первого поршневого кольца составляет 192 °С.

іШВ

-1010 1 мин N6=2193 кВт Л;;"

Рис. 12. Тепловое состояние Д49 на двух режимах винтовой характеристики; на выносных линиях данные термометрирования со стороны впуска и выпуска

Рис. 13. Рассчитанные граничные условия и тепловое состояние ЦПГ и крышки цилиндра дизеля Д500 на режиме максимальной мощности

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ ДИССЕРТАЦИОННОЙ РАБОТЫ

1. Для уточненного расчета рабочего процесса разработана математическая модель сложного теплообмена на важнейших поверхностях деталей, образующих КС, учитывающая конструктивные и режимные факторы, влияющие на интенсивность теплообмена. Концепция ММ совместного расчета рабочего процесса и теплового состояния КС состоит в учете взаимосвязи параметров рабочего процесса и теплового состояния КС, теплового и кинематического взаимодействия между основными элементами КС.

2. Для точного описания теплообмена поршня, втулки, колец необходима организация итерационного процесса согласования их теплового состояния. В реализованной процедуре расчета необходимо проведение до 35 итераций для двигателей с интенсивным охлаждением поршней маслом и до 50 итераций для

двигателей без принудительного охлаждения поршней, для обеспечения допустимой погрешности 0,1 К.

3. Созданная компьютерная программа для совместного расчета рабочего цикла и теплового состояния основных элементов КС дизеля обеспечивает более обоснованное назначение граничных условий при расчетах и проектировании деталей двигателей.

4. Благодаря уточненной ММ существует возможность учитывать максимальную температуру КС и температуру в районе первого поршневого кольца при оптимизации рабочего процесса и форсировании двигателя.

5. Получено уточнение расчета мощности дизеля 16ЧН26/26 на 29 кВт (0,7%). Снижена ошибка расчета удельного эффективного расхода топлива на внешней скоростной характеристике на (0,9-3,6) г/(кВт ч) безнадцувного двигателя ЯМЗ-238.

6. Проведенная идентификация ММ для дизелей 8ЧН12/12, 8413/14, 16ЧН26/26 позволяет рекомендовать ММ для расчетного анализа рабочего процесса дизелей различного типа.

7. Реализация разработанных программ применительно к перспективному проекту дизеля Д500 показала особую важность решения сопряженной задачи рабочего процесса и теплового состояния для высокофорсированных дизелей. На основании уточненного расчета рабочего процесса, полученных граничных условий при согласовании тепловых полей основных деталей для ОАО «Пензадизельмаш» были рассчитаны тепловые потоки в систему охлаждения перспективного дизеля.

Основное содержание работы опубликованы в следующих работах:

1. Барченко Ф. Б., Иващенко H.A. Расчет давлений между поршневыми кольцами двигателя внутреннего сгорания // Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана, специальный выпуск. Серия Машиностроение. 2007. С. 80-84.

2. Барченко Ф.Б. Учет локальных температур камеры сгорания, при моделировании рабочего процесса дизеля // Сб. науч. тр. международной конференции Двигатель-2010, посвященной 180-летию МГТУ им. Н.Э. Баумана. М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2010. С. 219-223.

3. Барченко Ф.Б. Расчет толщины масляного слоя между поршневым кольцом и втулкой цилиндра [Электронный ресурс] И Электронный журнал «Наука и образование: электронное научно-техническое издание». №9, сентябрь 2011. URL: http://technomag.edu.ru/doc/2205 34.html (дата обращения 19.10.2011).

4. Барченко Ф.Б. Моделирование рабочего цикла дизеля и теплового состояния деталей камеры сгорания // Известия вузов. Сер. Машиностроение. 2011. №11. С. 3-9.

Подписано к печати 28.01.2012. Заказ объем 1 п/л Тираж 100 экз.

Печать офсетная. Формат 60x84 ‘/и. Бумага офсетная.

Типография МГТУ им.Н.Э.Баумана.

61 12-5/1705

Московский Государственный Технический Университет им. Н.Э. Баумана

На правах рукописи

Барченко Филипп Борисович

РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ЦИКЛА ДИЗЕЛЯ С УЧЕТОМ ЛОКАЛЬНЫХ ТЕМПЕРАТУР ПОВЕРХНОСТЕЙ КАМЕРЫ СГОРАНИЯ

05.04.02 - Тепловые двигатели

Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук

Научный руководитель

д.т.н., профессор. Иващенко Н.А.

Москва-2012

-2-

СОДЕРЖАНИЕ

Стр.

ПЕРЕЧЕНЬ УСЛОВНЫХ ОБОЗНАЧЕНИЙ 5

ВВЕДЕНИЕ 8

ГЛАВА 1. ОБЗОР ЛИТЕРАТУРЫ И ПОСТАНОВКА ЗАДАЧ

ИССЛЕДОВАНИЯ............................................................ 13

1Л. Расчет рабочего цикла дизеля и параметров теплообмена на

поверхностях деталей цилиндро-поршневой группы............. 15

1.2. Расчет теплового состояния деталей цилиндро-поршневой группы............................................................................................ 25

1.3. Подходы к совместному моделированию. Существующие методы и программы.................................................... 40

1.4. Цель исследования....................................................... 46

1.5. Задачи исследования.................................................... 47

ГЛАВА 2. РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ЦИКЛА ДИЗЕЛЯ НА ЭВМ...................... 48

2.1. Расчет параметров рабочего тела в открытой термодинамической системе с переменным объемом............ 48

2.2. Расчет процессов газообмена.......................................... 52

2.3. Моделирование процесса тепловыделения................................ 53

2.4. Многозонная модель для расчета сгорания. Расчет распределения топлива в струе........................................ 56

2.5. Расчет скорости испарения топлива в многозонной модели струи........................................................................ 66

2.6. Расчет скорости тепловыделения.................................... 71

2.7. Расчет периода задержки самовоспламенения..................... 73

2.8. Теплообмен в камере сгорания двигателя.......................... 75

2.9. Выводы по главе 2....................................................... 77

ГЛАВА 3. РАСЧЕТ ТЕПЛОВОГО СОСТОЯНИЯ СОСТАВНЫХ ДЕТАЛЕЙ

ЦПГ.............................................................................. 80

3.1. Расчет стационарного теплового состояния деталей камеры

сгорания................................................................... 85

Стр.

3.2. Расчет теплообмена между рабочим телом и поверхностями камеры сгорания......................................................... 87

3.3. Теплообмен на поверхностях поршневых колец.................. 90

3.4. Теплообмен между юбкой поршня и гильзой..................... 100

3.5. Определение граничных условий теплообмена поршня и

гильзы со стороны картера............................................. 101

3.6. Расчет теплообмена в зоне контакта двух деталей................ 103

3.7. Расчет теплообмена между гильзой и охлаждающей жидкостью.................................................................. 103

3.8. Расчет теплообмена между крышкой цилиндра и охлаждающей жидкостью.............................................. 107

3.9. Расчет теплового состояния деталей. Метод расчета............. 109

3.10. Выводы по главе 3...................................................... 111

ГЛАВА 4. СОВМЕСТНОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА И

ТЕПЛОВОГО СОСТОЯНИЯ ДЕТАЛЕЙ КАМЕРЫ СГОРАНИЯ... 113

4.1. Итерационный процесс расчета рабочего процесса и температур деталей ЦПГ............................................... 113

4.2. Методика совместного расчета рабочего процесса и

теплового состояния деталей камеры сгорания.................... 116

4.3. Способ учета локальных температур поверхности камеры сгорания на рабочий процесс.......................................... 123

4.4. Интерфейс разработанной программы............................... 126

4.5. Выводы по главе 4....................................................... 129

ГЛАВА 5. ПРОВЕРКА ТОЧНОСТИ МАТЕМАТИЧЕСКОЙ МОДЕЛИ

ПРИМЕНИТЕЛЬНО К ДИЗЕЛЯМ РАЗНОГО КЛАССА............. 131

5.1. Расчет рабочего процесса и теплового состояния дизеля 8413/14................................................................... 131

5.2. Расчет рабочего процесса и теплового состояния дизеля 8ЧН12/12................................................................................ 136

-4Стр.

5.3. Расчет рабочего процесса и теплового состояния дизеля

16ЧН26/26 ..............................................................................................................................140

5.4. Расчет рабочего процесса и теплового состояния ЦПГ перспективного дизеля 12ЧН 26,5/31 ..............................................................143

5.5. Выводы по главе 5............................................................................................................145

ОБЩИЕ ВЫВОДЫ..................................................................................................................................................146

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ.................................................................. 148

ПЕРЕЧЕНЬ УСЛОВНЫХ ОБОЗНАЧЕНИЙ. Условные обозначения

£) - диаметр поршня, м

£ - ход поршня, м

е - степень сжатия, -

а - коэффициент избытка воздуха, -

Ре - среднее эффективное давление, МПа

Р{ - среднее индикаторное давление, МПа

Рк - давление надувочного воздуха, МПа

Р2 - максимальное давление сгорания, МПа

Р - текущее давление в цилиндре, МПа

Т - текущая температура в цилиндре, К

V - объем, м3

р - плотность, кг/м3

и - внутренняя энергия системы, Дж

{Э - количество теплоты, Дж

/ - энтальпия заряда, Дж

су - изохорная теплоемкость, Дж/(кг-К)

ср - изобарная теплоемкость, Дж/(кг-К)

Тэкв - эквивалентная температура среды, К

Ие - эффективная мощность, кВт

Ме - эффективный крутящий момент, Нм

ge - удельный эффективный расход топлива, г/(кВт-ч)

gi - удельный индикаторный расход топлива, г/(кВт-ч)

У] ¥ - коэффициент наполнения, -

в - угол опережения впрыска, град. П.К.В.

Т/ - период задержки самовоспламенения, мсек

Ни - низшая теплотворная способность топлива, Дж/кг

10 - стехиометрическое количество воздуха, кг/кг

п - частота вращения коленчатого вала, 1/мин

дц - цикловая подача топлива,

X - коэффициент теплопроводности,

«и, - коэффициент теплоотдачи,

V - коэффициент кинематической вязкости,

¡л - коэффициент динамической вязкости,

д - плотность теплового потока,

кг

Вт/(м-К) Вт/(м2-К) м2/с Па-с

Вт/(м2-К)

ЧИСЛА ПОДОБИЯ

Ш = - число Нуссельта;

Яе = - число Рейнольдса;

V

V ■ с • р

рг = —£--число Прандтля;

Л

Ре = Ые- Рг - число Пекле.

ИНДЕКСЫ

с - параметры, относящиеся к цилиндру (индекс «с» может быть опущен); к - параметры, относящиеся к компрессору; г - параметры, относящиеся к выпускному коллектору; 5 - параметры, относящиеся к впускному коллектору; t - параметры, относящиеся к турбине.

СОКРАЩЕНИЯ

КС - камера сгорания; ЦПГ - цилиндро-поршневая группа; МКЭ - метод конечных элементов; КЭ - конечный элемент;

ГУ - граничные условия;

град. П.К.В. - градусы поворота коленчатого вала.

-8-ВВЕДЕНИЕ

Информацию о свойствах и поведении реальных объектов можно получить, осуществляя реальный физический эксперимент и проводя математическое моделирование. Для успешного исследования необходимо, чтобы эти два способа дополняли друг друга. К достоинствам исследования математической модели относится отсутствие материальных затрат на экспериментальное оборудование и расходные материалы, снимаются проблемы безопасности и экологии. Математическое моделирование успешно позволяет решать проблемы прогнозирования и оптимизации.

В настоящее время разработка новых и совершенствование выпускающихся двигателей внутреннего сгорания не представляется без проведения расчетных исследований на ЭВМ. Особую актуальность математическое моделирование и компьютерная оптимизация ДВС приобретают в условиях ужесточения нормативов на вредные выбросы с отработавшими газами, требованиями высокой удельной мощности и экономичности, когда объем и стоимость экспериментальных работ радикальным образом возрастают.

В ряде случаев использование натурного эксперимента является единственно возможным, так как теоретическая база исследуемого явления может быть еще весьма слабой. Или необходим тонкий эксперимент для проверки создаваемой теории. В большинстве же случаев, особенно на ранних стадиях проектирования, экспериментальные исследования заменяют математическим моделированием. Причем здесь все большие возможности предоставляют современные высокопроизводительные ЭВМ. Поэтому необходимо создавать новые и совершенствовать существующие расчетные программы.

Ведущими научными центрами проводятся широкомасштабные исследовательские работы по поиску путей оптимальной организации рабочих процессов двигателей, включая алгоритмы управления топливной аппаратурой дизелей которые обеспечили бы обусловленные законодательством нормативы

вредных выбросов. Для решения практических задач необходимы быстродействующие программы, позволяющие надежно моделировать происходящие в двигателях сложные процессы, влияющие на эмиссию вредных веществ и позволяющие проводить значительную часть исследовательских работ по оптимизации рабочих процессов ДВС на ЭВМ. Создание адекватных математических моделей сдерживается сложностью процессов, протекающих в поршневых двигателях, и прежде всего, в камерах сгорания дизелей.

При детальном рассмотрении конструктивных особенностей ДВС можно заметить, что существует ряд факторов, ограничивающих совершенствование двигателя, ограничивающих их ресурс, снижающих надежность. К таким факторам можно отнести максимальное давление сгорания, температуры деталей камеры сгорания. Кроме того, в современных дизелях камера сгорания поршня имеет специальный профиль, согласованный с параметрами топливоподающей аппаратуры: диаметром, количеством и расположением сопловых отверстий форсунки, давлением впрыска и т.д. В свою очередь на конструкцию камеры сгорания накладываются ограничения по допустимому тепловому состоянию, и минимизации теплоотвода из камеры сгорания.

Зачастую при расчете рабочего процесса дизеля температуры поверхностей деталей задаются либо в явном виде, либо рассчитываются упрощенно. Такой подход приводит к ошибкам при расчете рабочего процесса и, как следствие, эффективных, экологических и других показателей. Для повышения качества анализа рабочих процессов, исключения тупиковых вариантов на этапе проектирования, сокращения сроков проектирования и доводки двигателей, необходима математическая модель и комплекс программ, позволяющих производить совместное моделирование рабочего процесса и теплового состояния составных деталей цилиндро-поршневой группы с учетом особенностей как рабочего процесса, так и реальной конструкции ЦПГ. Такая математическая модель и компьютерная программа позволят сократить сроки проектирования современных и перспективных двигателей. Данные положения составляют актуальность темы.

Цель работы состоит в создании математической модели и комплекса программ для совместного расчета рабочего процесса и теплового состояния составных деталей ЦПГ, а также верификации их по экспериментальным данным.

Для выполнения поставленной цели в диссертационной работе решались следующие задачи: создание метода совместного моделирования рабочего процесса и теплового состояния деталей, образующих камеру сгорания, на основе развития существующих методов моделирования; проведение верификации математической модели рабочего процесса, теплообмена и теплопроводности по опубликованным экспериментальным данным для различных классов дизелей; проведение идентификации математической модели рабочего процесса, теплообмена и теплопроводности. Идентификация проводится с целью повышения достоверности результатов моделирования при расчете форсированных дизелей и при изменении конструкции ЦПГ.

Научная новизна работы заключается:

• в разработке математической модели совместного расчета рабочего процесса и теплового состояния деталей камеры сгорания, имеющих конкретную конструкцию с учетом взаимосвязи теплового состояния основных деталей КС и рабочего процесса, а также кинематического и теплового взаимодействия между деталями камеры сгорания;

• в проведении исследования и результатах по выявлению влияния температуры поверхности камеры сгорания на рабочий процесс двигателя, а также исследования особенностей рабочего процесса и конструкции камеры сгорания на тепловое состояние камеры сгорания;

• в обосновании необходимости учета: локальных температур на рабочий процесс; теплового состояния основных деталей образующих камеру сгорания двигателя для высокофорсированных дизелей.

Методическую основу исследования составили: математическое моделирование теплофизических и термодинамических процессов, а также расчетные исследования поршневых двигателей.

Достоверность и обоснованность научных положений работы обусловливаются: использованием общих уравнений гидродинамики, теплофизики и термодинамики; совпадением расчетных результатов с экспериментальными данными; согласованием полученных частных результатов с известными.

Практическая ценность работы состоит в разработке компьютерной программы расчета теплового состояния деталей камеры сгорания для нужд НИР, ОКР, обучения специалистов и студентов; в получении результатов исследований рабочих процессов выпускающихся и перспективных дизелей в интересах промышленности. Рассчитанные граничные условия теплообмена деталей КС могут быть использованы при расчете теплового и напряженно-деформированного состояния деталей двигателя в трехмерной постановке. Получаемые уточненные тепловые потоки в систему охлаждения создают предпосылки для проектирования вспомогательных систем и агрегатов двигателя.

На защиту выносятся: уточнение математической модели расчета параметров в цилиндре дизеля, математической модели расчета теплового состояния, а также результаты расчетного исследования внутрицилиндровых процессов и теплового состояния КС среднеоборотных дизелей.

Реализация результатов работы имела место на ОАО "Пензадизельмаш" (г. Пенза); Аите1 ОУ (г. Хельсинки, Финляндия). Включенный в программный комплекс ДИЗЕЛЬ-РК, модуль по расчету теплового состояния ЦПГ, используется в учебном процессе.

Апробация работы.

Основные результаты работы доложены на научных конференциях и семинарах: Всероссийская научно-техническая конференция «научно-технические проблемы современного двигателестроения». (Уфа, УГАТУ, 2011); Международная научно-техническая конференция «Двигатель - 2010», посвященная 180-летию МГТУ им. Н.Э. Баумана (Москва, МГТУ, 2010); Международная научно-техническая конференция «Двигатель-2007»,

посвящённая 100-летию кафедры "Поршневые двигатели" МГТУ им. Н.Э. Баумана (Москва, МГТУ, 2007).

Публикации. По теме диссертации опубликовано 4 печатных работ в научных журналах и сборниках, из них по перечню ВАК - 3.

Структура работы. Диссертация состоит из введения, пяти глав, выводов и списка литературы. Она включает 152 страниц основного текста, содержащего 8 таблиц и 88 рисунка, а также 16 страниц списка литературы из 161 наименований.

Работа выполнена на кафедре Поршневые двигатели МГТУ им. Н.Э. Баумана.

ГЛАВА 1. ОБЗОР ЛИТЕРАТУРЫ И ПОСТАНОВКА ЗАДАЧ

ИССЛЕДОВАНИЯ

С каждым годом экологические требования к двигателям ужесточаются. Специалистам известно, какими сложными техническими решениями обеспечивается сочетание высокой мощности, низкого расхода топлива при низких вредных выбросах. Достижение этих современных и перспективных показателей невозможно без широкого поиска:

• способов организации рабочего процесса, позволяющих достигнуть значительно более высокого уровня мощности и экономичности;

• конструкций, позволяющих реализовать возможности рабочего процесса с высокими термодинамическими параметрами;

• материалов, способных работать в новых условиях.

В этих условиях значительно возрастает роль математического моделирования, расширяющего круг перспективных работ, повышающего их качество и значительно снижающего сроки исследований, разработок и проектирования.

Моделированию рабочего процесса в цилиндре двигателя уделяется большое внимание и посвящены многочисленные работы, выполненные как в России, так и за рубежом. Созданы модели, которые в зависимости от их конкретного назначения отличаются друг от друга по уровню сложности, полноте отражения реальных физико - химических процессов, происходящих как в цилиндре, так и в смежных с ними системах, затратам времени на моделирование и соответственно количеству и ценности получаемой информации.

Наибольшее распространение получили квазистационарные однозонные термодинамические модели [1 ... 8], позволяющие при надлежащих исходных данных достаточно просто и сравнительно точно моделировать процессы энерго- и массообмена, происходящие в цилиндре двигателя. По способу представления исходной системы уравнений, описывающей процессы тепло- и массопереноса и ее решения, отмеченные модели можно разделить на

дифференциальные [1 ... 4, 6 ... 8] и интегральные [5]. Последние дают возможность моделировать процессы с большим расчетным шагом, не теряя при этом точности решения. При описании процесса газообмена применяют 3 способа. В первом способе пренебрегают колебаниями давления во впускном и выпускном коллекторах [3], что значительно упрощает расчет, но в тоже время ограничивает применение модели только для двигателей со сравнительно короткими трубопроводами и изобарной системой наддува. Во втором -используя квазистационарность расчета определяют мгновенное статическое давление в коллект�