Влияние турбины турбокомпрессора на тепломеханические характеристики потока в выпускном тракте поршневого ДВС

В классической литературе, посвященной теории рабочих процессов и конструированию поршневых и комбинированных двигателей внутреннего сгорания (ДВС), установка турбокомпрессора (ТК) для наддува ДВС рассматривается исключительно как эффективный способ повышения массового расхода через цилиндры двигателя и, соответственно, улучшения его технико-экономических показателей [1–4]. Изучению и оптимизации выпускных систем поршневых ДВС посвящены труды многих авторов, в частности [5, 6]. Однако эти исследования проводились, в основном экспериментально в статических условиях или методами численного моделирования в одномерной постановке задачи. Сведения о динамике процесса выпуска весьма ограничены. Следует отметить, что фактически не затрагивался вопрос о роли ТК в формировании газодинамических и теплообменных характеристик потока в выпускном тракте. В упомянутой литературе с гидродинамической точки зрения турбину турбокомпрессора принято упрощенно считать статическим элементом газовоздушного тракта, который создает гидравлическое сопротивление и одновременно является способом форсирования двигателя. Вместе с тем очевидно, что установка турбокомпрессора в выпускной системе двигателя приведет к существенному изменению тепломеханических характеристик потока газа, выражающееся, в частности, в увеличении гидравлического сопротивления системы. В данной статье представлены результаты изучения влияния турбины турбокомпрессора типа ТКР-6 на тепломеханические характеристики потока в выпускном тракте поршневого ДВС применительно к двигателю размерности 8,2/7,1.

Экспериментальные установки и система сбора данных

Для экспериментального исследования использовалась натурная одноцилиндровая установка размерности 8,2/7,1 с турбокомпрессором ТКР-6. Основные элементы установки показаны на рис. 1.

Механизм газораспределения в установке использован от двигателя автомобиля ВАЗ-ОКА. Фазы газораспределения и подъем клапанов соответствовали таковым для данного двигателя. Привод распределительного вала осуществлялся с помощью асинхронного двигателя, частота вращения которого регулировалась преобразователем частоты в диапазоне 300–1500 мин–1, что соответствует частоте вращения коленчатого вала от 600 до 3000 мин–1. Турбокомпрессор ТКР-6 представляет собой агрегат с радиально-осевой турбиной и центробежным компрессором, установленными на одном валу.

На рис. 2 показана конфигурация опытного участка выпускного тракта экспериментальной установки и места установки датчиков для измерения мгновенных значений скорости потока воздуха и локального коэффициента теплоотдачи. В ходе проведения исследований также осуществлялись замеры мгновенных значений статического давления воздуха в выпускном канале.

В связи с ограниченным количеством качественной информации о газодинамических и теплообменных характеристиках процесса выпуска в качестве исходной базы была принята прямолинейная цилиндрическая выпускная труба с турбокомпрессором на выходе. К головке цилиндра была пристыкована на шпильках опытная труба длиной L = 400 мм и диаметром d = 30 мм. В трубе имелись три контрольных сечения для установки датчиков термоанемометра на расстояниях

Рис. 1. Схема экспериментальной установки: 1 – агрегат маслозакачивающий; 2 – турбокомпрессор; 3 – выпускная труба; 4 – головка цилиндров; 5 – клапан выпускной; 6 – асинхронный электродвигатель; 7 – бак-ресивер с выравнивающей решеткой; 8 – манометр; 9 – вентиль;

10 – цилиндр–дутьевая камера с хонейкомбом; 11 – бак масляный

Рис. 2. Конфигурация рабочего участка установки при исследовании процесса выпуска при установке ТК: 1 – цилиндр–дутьевая камера;

2 – головка блока; 3 – выпускной клапан; 4 – опытная выпускная труба; 5 – датчики термоанемометра для измерения локальной теплоотдачи;

6 – датчики термоанемометра для измерения скорости потока воздуха

20, 140 и 340 мм от выпускного окна в головке блока.

Для проведения исследований на базе аналогоцифрового преобразователя (АЦП) была создана автоматизированная система сбора данных. В ней для определения средней по контрольному поперечному сечению скорости потока воздуха wх и локального коэффициента теплоотдачи αх использовался термоанемометр постоянной температуры. Чувствительным элементом датчиков термоанемометра в обоих случаях была нихромовая нить диаметром 5 мкм и длиной 5 мм. Отличие состояло в том, что для измерения скорости потока воздуха использовался зонд со свободной нитью, размещенной в центре сечения перпендикулярно оси выпускного канала, тогда как при определении αх применялся датчик с нитью, базирующейся на фторопластовой подложке, поверхность которой была смонтирована заподлицо со стенкой канала.

Замер частоты вращения распределительного вала и определение прохождения поршнем ВМТ и НМТ производились специальным тахометром, состоящим из закрепленного на валу зубчатого диска и индуктивного датчика. Для измерения частоты вращения ротора турбокомпрессора использовался цифровой бесконтактный тахометр CEM AT-6. Для определения мгновенных значений статического давления потока в выпускном канале p_x , а также измерения давления наддува использовались датчики давления фирмы WIKA. Сигналы со всех датчиков (кроме цифрового тахометра) поступали в АЦП и далее передавались в персональный компьютер для дальнейшей обработки.

Исследования проводились при различных частотах вращения коленчатого вала (от 600 до

3000 мин^–1) при разных избыточных давлениях на выпуске р b (от 0,5 до 2,0 бар) без турбокомпрессора и при наличии его.

Влияние турбины ТК на газодинамические характеристики потока

Результаты определения функций w_х и р_х от угла поворота коленчатого вала ϕ при разных конфигурациях выпускной системы и режимах работы установки представлены на рис. 3 и 4.

Установлено, что в выпускном канале с турбокомпрессором значения максимальной скорости потока воздуха, как и следовало ожидать, меньше, чем в канале без него. Наиболее ярко это выражено при избыточном давлении на выпуске p b равном 1,0 бар. При этом обращает на себя внимание смещение максимума рассматриваемой характеристики в сторону увеличения угла поворота коленчатого вала, что характерно для всех режимов работы двигателя. В обоих случаях (с турбокомпрессором и без) пульсации скорости потока воздуха наиболее ярко выражены при низких частотах вращения коленчатого вала.

Аналогичные эффекты зафиксированы и на графиках изменения давления потока в выпускном канале. При установке ТК максимальные значения давления потока выше, чем в выпускном тракте без него. При этом последующие за максимумом пики давления имеют примерно одинаковую ам- плитуду. Наблюдается смещение пика максимума давления по углу в сторону момента закрытия выпускного клапана.

При этом после закрытия выпускного клапана скорость воздуха в канале при всех условиях не становится равной нулю: наблюдаются ее некоторые флуктуации, что характерно и для процесса впуска [7, 8]. Присутствие турбины турбокомпрессора в выпускном канале приводит к некоторому сглаживанию пульсаций скорости потока при всех условиях (особенно при p_b = 1,0 бар), как в течение самого процесса выпуска, а также после закрытия выпускного клапана.

Необходимо отметить наличие пульсаций давления потока после закрытия выпускного клапана в выпускной системе с ТК и без него, которые также затухают несколько быстрее при наличии в системе турбокомпрессора.

Аналогичные результаты (наличие пульсаций w_х и р_х после закрытия выпускного клапана) были получены [9] при исследовании влияния гидравлического сопротивления на газодинамические характеристики процесса впуска в ДВС. Там при установке воздушного фильтра пульсационные эффекты после закрытия впускного клапана присутствовали, но затухали быстрее, чем без него. При этом наличие фильтра в системе впуска также приводило к снижению максимальной скорости потока воздуха и ослаблению динамики процесса.

б)

Рис. 3. Зависимость скорости потока воздуха w_х в выпускном канале от угла поворота коленчатого вала ϕ при избыточном давлении p_b = 2,0 бар при разных частотах вращения коленчатого вала n : а – 1500 мин^–1; б – 3000 мин^–1. Конфигурация системы: 1 – без турбокомпрессора; 2 – с турбокомпрессором

а)

б)

Рис. 4. Зависимость давления потока воздуха р_х в выпускном канале от угла поворота коленчатого вала р при избыточном давлении p b = 2,0 бар при разных частотах вращения коленчатого вала n : а – 1500 мин^–1; б – 3000 мин^–1. Конфигурация системы: 1 – без турбокомпрессора; 2 – с турбокомпрессором

Описанные выше изменения в газодинамических характеристиках процесса выпуска, по нашему мнению, свидетельствуют о перестройке газодинамической структуры потока в выпускном канале при размещении в нем турбины ТК, что неизбежно должно привести к изменениям в теплообменных характеристиках потока в процессе выпуска.

Влияние турбины ТК на теплообменные характеристики потока

Выявлено (рис. 5), что при установке турбокомпрессора происходит снижение интенсивности теплоотдачи при всех значения избыточного давления выпуска и частотах вращения коленчатого вала двигателя. При этом происходит уменьшение максимальных значений локального коэффициента теплоотдачи: при избыточном давлении р_b = 1,0 бар снижение интенсивности теплоотдачи в выпускной системе с ТК составляет 10–15 %, тогда как при р b = 2,0 бар – уже 15–20 %.

Обнаруженное снижение интенсивности теплоотдачи к стенкам выпускного тракта при наличии ТК должно положительно сказаться на рабочем процессе и технико-экономических показателях двигателя, поскольку в этом случае больший теплоперепад будет срабатывать в турбокомпрессоре, а не теряться через стенки канала.

При этом, можно отметить смещение по углу пиков максимальных значений локального коэффициента теплоотдачи в сторону момента закрытия выпускного клапана, что наиболее выражено при больших значениях избыточных давлениях выпуска.

Площадь под кривой α _х = f (φ) (см. рис. 5) в случае размещения ТК в выхлопном тракте меньше, чем без него. Это косвенно указывает на тот факт, что тепловые потери через стенку трубы в этом случае меньше.

В заключении рассмотрим влияние установки ТК на расходные характеристики через выпускную систему двигателя. Путем обработки графиков изменения скорости потока за отдельный такт по методике, описанной в [10], был рассчитан массовый расход воздуха Q при разных частотах вращения коленчатого вала через выпускной тракт с ТК и без него (рис. 6).

Установлено, что при всех значениях избыточного давления в цилиндре при выпуске расход газа Q через выпускную систему примерно одинаков как при наличии ТК, так и без него. Расхождение расходных характеристик на некоторых режи-

б)

Рис. 5. Зависимости локального коэффициента теплоотдачи α _х от угла поворота коленчатого вала ϕ в выпускной системе при избыточном давлении р_b = 2,0 бар при разных частотах вращения коленчатого вала: а – n = 1500 мин^–1; б – n = 3000 мин^–1;

Конфигурация системы: 1 – без турбокомпрессора; 2 – с турбокомпрессором

а)

б)

Рис. 6. Зависимость массового расхода воздуха Q через выпускной тракт от частоты вращения коленчатого вала n при различных значениях избыточного давления pb и конфигурациях выпускной системы: а – 1,0 бар; б – 2,0 бар. Конфигурация системы: 1 – без турбокомпрессора; 2 – с турбокомпрессором мах работы установки несколько превышают погрешность определения массового расхода воздуха и составляют около 8–10 %.

Заключение

Проведенное исследование показало, что размещение турбины турбокомпрессора в газовоздушном тракте поршневого ДВС значительно влияет на газодинамические и теплообменные характеристики процесса выпуска, что необходимо учитывать при расчетах процессов газообмена и при конструировании газовоздушных трактов двигателей. Наличие ТК в выпускной системе поршневого ДВС приводит к сглаживанию пульсаций скорости и давления потока воздуха в выпускном канале. При этом наблюдается снижение интенсивности теплоотдачи в выпускном канале, что приведет к срабатыванию большего теплоперепада в турбине ТК при прочих равных условиях. Установка турбокомпрессора вызывает перестройку структуры и режима течения в выпускном канале. Это усложняет задачу создания методики расчета температурных напряжений в выпускном коллекторе, поскольку необходимо учитывать динамику процесса выпуска, т. е. применять только эмпирические уравнения теплопереноса, отражающие особенности нестационарности данного процесса для конкретных типоразмеров двигателя и ТК и режимов их совместной работы.