время или угол поворота коленчатого вала угол п

Работа добавлена на сайт samzan.net:

В в е д е н и е

Задачей расчета рабочего цикла есть определение изменения физических параметров рабочего тела на протяжении всего цикла при движении его в объемах конструктивных элементов и систем, которые образовывают двигатель. Расчет ведется по аргументу «время» или «угол поворота коленчатого вала» («угол п.к.в.»), связь между которыми однозначна:

где - шаг угла п.к.в.;

nд - частота вращения коленчатого вала.

Расхождение в расчетах установившегося и неустановившегося режимов будет состоять лишь в том, что для первого достаточно проследить изменение параметров рабочего тела на протяжении только одного цикла, а для второго – на всех циклах переходного процесса. Подход к описанию рабочих циклов должный быть единым.

Математическая модель рабочего цикла двигателя должна базироваться на законах, которые описывают реальные физические явления, которые протекают в нем, включая общие законы сохранения. Состояние рабочего тела в каждый момент времени и в любой точке объема V, ограниченного конструктивными элементами двигателя, целиком определяется вектором скорости перемещения W, плотностью r, давлением р и температурой Т. Связь между величинами можно установить, воспользовавшись уравнением сохранения массы G, импульса ρW, энергии E и уравнением состояния (Менделеева - Клапейрона).

1. Система общих уравнений моделирования физических явлений в проточных частях ДВС. Газодинамические и термодинамические методы моделирования.

Система этих уравнений может быть представлена в интегральной форме Лагранжа [30]:

Уравнение сохранения массы

, (1)

Уравнение сохранения количества движения

, (2)

Уравнение сохранения энергии

, (3)

Уравнение состояния идеального газа

(4)

Или в дифференциальной форме Эйлера:

Уравнение сохранения массы

, (5)

Уравнение сохранения количества движения

(6)

Уравнение сохранения энергии

, (7)

Уравнение состояния идеального газа

(8)

где Rc - суммарный вектор приложенных к объему dV сил;

E - полная энергия, которая состоит из внутренней U и кинетической;

N - мощность внешних сил;

Q - подведенная к объему dV теплота (или отведенная);

F - вектор плотности массовых сил;

D - диссипативная функция;

qs - вектор потока теплоты, которая проходит через единицу площади в единицу времени;

q - количество теплоты, выделенное единицей массы в единицу времени.

Напомним из курса математики скалярного и векторного поля, что означают дифференциальные операторы:

Векторный оператор – градиент

Скалярный оператор - дивергенция

Поскольку уравнение в дифференциальной форме Эйлера нашло большее применение, то все дальнейшие изложения будут приведены для нее.

Аналитическое решение системы уравнений (5)...(8) не удается найти. Поэтому приходится принимать ряд упрощений, благодаря которым можно попробовать найти решение, но уже упрощенной системы.

Обычно принимают следующие упрощения:

1) движение газов в элементах газовоздушного тракта двигателя рассматривается одномерным (например, по оси Х);

2) объемные силы отсутствуют (F=0);

3) вязкость газа пренебрежительно маленькая (div=0);

4) в элементах газовоздушного тракта отсутствуют перенос теплоты за счет теплопроводности (l=0), а также источника (q=0) и потери теплоты через поверхности, которые ограждают рассматриваемый элемент, (qs=0). Тогда система (5)…(8) примет следующий вид:

Уравнение сохранения массы

, (9)

Уравнение сохранения количества движения

, (10)

Уравнение сохранения энергии

, (11)

Уравнение состояния идеального газа

(12)

Решение такой системы уравнений может быть выполнено численными методами с помощью ЭВМ. Математическую модель, основанную на системе уравнений (9)...(12) и успешно применяемую для расчета процессов во всех газовоздушных трактах ДВС, принято называть газодинамической [31, 32, 33, 34].

Газодинамическая модель очень сложна и громоздка в решении даже на ЭВМ. Применяемые для их решения численные методы сеток или конечных разностей требуют выдерживать определенные соотношения между шагом счета по времени Δτ и шагом счета по координате Δх, определяемые критерием Куранта:

В результате при малых шагах по координате получаются очень малые шаги по времени, что сильно увеличивает время расчета. Поэтому исследователи продолжили поиски путей упрощение системы уравнений (9)...(12).

Одни предложили считать, что отклонение скорости течения газа и других параметров от своего среднего значения ничтожно мало. Тогда уравнение газовой динамики превращаются в уравнения акустики [35]:

, (13)

(14)

Здесь а – скорость звука.

Хотя существуют довольно простые методы решения уравнений акустики [35, 36], так называемые «акустические» методы моделирования процессов в ДВС не нашли широкого применения. Очевидно, это вызвано принятыми предположениями о ничтожном изменении параметров. Такие предположения оказались неправомерными для процессов в выпускных системах двигателей с газотурбинным наддувом, где амплитуды колебаний давлений достигают 0,1...0,25 МПа. Задание граничных условий тоже связано со значительными трудностями. Поэтому «акустические» методы применяются в основном лишь для описания колебательных явлений во впускных коллекторах двигателей [36, 37, 38].

Другие предлагают при моделировании процессов в газовоздушных объемах двигателя не учитывать изменение параметров состояния газа по координатам и скорость газового потока, то есть считать, что скорость газового потока равняется нулю. Тогда уравнение сохранения массы в интегральной форме примет вид:

, (15)

а уравнение закона сохранения количества движения вырождается в тождество.

Поскольку при моделировании рабочего цикла двигателя его газовоздушный тракт разбивается на отдельные элементы (зоны), то массообмен между ними происходит через контрольные поверхности с массовой скоростью rW. При этом считается, что rW в каждой точке этой поверхности одинакова, а число поверхностей (или зон) ограниченное. В этом случае уравнения (15) можно переписать в виде:

(16)

где n - число участков, через которые происходит массообмен;

Fi - контрольная поверхность i-го участка;

riWi - массовая скорость потока через поверхность i-го участка.

Величина берется со своим знаком. Если поток втекает в зону, то знак «+», если вытекает из зоны, то знак «-». Уравнение закона сохранения энергии запишется в виде уравнения первого закона термодинамики для равновесных систем с переменной массой:

(17)

где U - внутренняя энергия газа в рассматриваемой зоне;

qv - интенсивность объемного источника теплоты в рассматриваемой зоне;

qs - интенсивность теплообмена через контрольную поверхность;

Fq - площадь контрольной поверхности, через которую происходит теплообмен;

F - площадь контрольной поверхности, которую пересекает поток массы;

l - число участков контрольной поверхности, через которую происходит теплообмен;

n - число участков контрольной поверхности, которую пересекает поток массы;

h – определяемая по заторможенным параметрам удельная энтальпия газа, который пересекает контрольную поверхность.

Чтобы замкнуть систему уравнений (16) и (17) необходимо прибавить уравнение состояния (4). В результате решения этой системы можно определить значения параметров состояния газа p, V и T в каждой выделенной зоне газовоздушного тракта двигателя в данный момент (или по углу п.к.в.). Методы, основанные на описании процессов в газовоздушных полостях двигателей с помощью системы уравнений (16), (17) и (4) получили название термодинамических. Многолетний опыт расчетов показал, что он хорошо работает при относительно низких скоростях газовых потоков и небольшой длине расчетных зон [2, 39...53]. Контроль длины расчетной зоны, которая обеспечивает пригодную для практических целей точность, следует вести по величине числа Струхаля [2]. Как показано в работах [2, 48], достаточная точность расчетов обеспечивается при

Расчетная схема газовоздушного тракта двигателя, разработанная на кафедре «Теплотехника и тепловые двигатели» УкрГАЖТ приведена на рис. 1. Она может изменяться в зависимости от целей исследования. Выделение расчетных зон производится путем распределения газовоздушного тракта на элементы определенного назначения: воздушный фильтр, трубопровод от фильтра к нагнетателю, нагнетатель, охладитель наддувочного воздуха, наддувочный коллектор от компрессора до охладителя, впускной коллектор от охладителя до впускных клапанов, цилиндр, выпускные коллекторы, преобразователь импульсов (если он есть), турбина, глушитель.

В общем случае моделирование процессов в любой из расчетных зон может проводиться разными методами: газодинамическими, акустическими и термодинамическими. Тогда для каждой расчетной зоны складывается своя система уравнений для определения параметров газа в ней. Но стыковка зон вырабатывается из условия равенства потоков массы и энергии через поверхности разделения зон.

Применение разных методов моделирования процессов в разных зонах, как правило, приводит к значительному усложнению всего расчета, так как в рамках полной модели двигателя приходится использовать разные методы и алгоритмы расчета для отдельных зон. Применение же единого метода упрощает расчетную схему и сокращает время расчета.

Таким единым методом представляется термодинамический подход. Последнее относится только к моделированию процессов в газовоздушных полостях ДВС. Моделирование же движения коленчатого вала двигателя, ротора турбокомпрессора, работы регулятора, системы дистанционного управления должно применяться с учетом законов механики и законов тех явлений, которые протекают в этих системах.

Именно такой принцип построения объединенной модели двигателя был использован в работах [47, 49], что разрешило с одинаковой точностью и информативностью моделировать рабочие процессы комбинированных ДВС как на установившихся, так и на переходных режимах.

Рис.1 Расчетная схема газовоздушного тракта двигателя

2. Термодинамическая математическая модель расчета установившихся и переходных процессов дизельного двигателя

Расчетный анализ переходного процесса пока что можно решать только на основе термодинамического подхода к созданию математической модели. Такой метод, который его реализует, и разработан на кафедре «Теплотехника и тепловые двигатели» УкрГАЖТ. Сначала его эффективность была проверенна при исследованиях установившихся режимов [47, 50, 52, 56]. Метод отличается от других тем, что учитывает неодинаковость рабочих процессов в любом из цилиндров дизеля, особенности протекания процессов во впускных и выпускных системах, в агрегатах газотурбинного наддува, а также динамические характеристики систем и агрегатов дизеля в переходном процессе. При этом в каждой части проточных элементов дизеля согласно схеме на рис.1 может решаться следующая система уравнений:

Уравнение сохранения энергии

, (18)

Уравнение сохранения массы

, (19)

Уравнение состояния идеального газа

, (20)

где r - число поверхностей, через которые осуществляется массообмен с соседними зонами;

l - число поверхностей, через которые осуществляется теплообмен;

u - полная внутренняя энергия рабочего тела, которое находится в соответствующей і-ой зоне;

v - объем соответствующей зоны;

- скорость тепловыделения при сгорании топлива;

- интенсивность теплообмена через контрольную поверхность;

- удельная энтальпия рабочего тела, которое пересекает

контрольную поверхность;

- массовая скорость потока рабочего тела, которое пересекает контрольную поверхность (с знаком "+", если вектор скорости направлен в середину соответствующего объема и наоборот);

- площадь контрольной поверхности;

p - давление газа ;

G - масса газа;

R - газовая постоянная;

r - плотность газа.

Таким образом, изменение параметров состояния рабочего тела р, Т, r в любой зоне газового тракта может быть найдено решением системы трех уравнений (18), (19), (20).

При этом процессы тепловыделения и теплоотдачи в цилиндрах и других зонах проточной части ДВС, характеристики компрессора, турбины моделируются с помощью эмпирических и полуэмпирических формул. Решение системы уравнений (18), (19), (20), которые описывают законы сохранения массы и энергии, Менделеева - Клапейрона приводит к следующим уравнениям, которые выражают дифференциалы массы, давления и температуры в любом объеме выделенной зоны:

, (21)

(22)

, (23)

где l- количество источников массы, m- количество стоков массы;

dGвх - элементарная масса газа, входящего в расчетную зону;

dGвых - элементарная масса газа, выходящего из расчетной зоны;

dGт - элементарная масса топлива, которая сгорает в цилиндре;

k - показатель адиабаты;

V - величина объема расчетной зоны;

p,T,G - текущие значения давления, температуры, массы в

расчетной зоне;

Tвх - температура газа, входящего в расчетную зону;

Rвх, R - газовые постоянные для газа, который входит и для газа, который находится в расчетной зоне;

dQт - элементарное количество теплоты, которое выделилось при сгорании элементарной массы топлива;

dQст - элементарное количество теплоты, которое отводится из (или подводится к) расчетной зоны благодаря теплопередаче.

Последние два элемента определяются соответственно закону сгорания поуравнения И.И.Вибе [57], и по формуле Г.Вошни для коэффициента теплоотдачи [58].

Что касается коэффициента а в уравнении (22), то его определяют по формуле [59]:

, (24)

где Сp, Cpm, Cpm вх. - удельные истинные и средние теплоемкости газов, которые находятся в расчетной зоне и которые входят в нее.

При этом уравнение (22) в зависимости от рассматриваемой зоны видоизменяется следующим образом:

Для цилиндра в период газообмена

Для цилиндра в рабочем процессе (сжатие-горение-расширение)

Для выпускного коллектора

Для впускного ресивера

Для определения цикловой подачи топлива в зависимости от угловой скорости ω коленчатого вала и положения рейки топливного насоса hp в каждый момент времени используются зависимости вида:

, (25)

где hpzp - определяется как функция решения уравнений динамической модели регулятора дизеля в зависимости от изменения ω [63].

2.1. Моделирование процессов тепловыделения и теплообмена в цилиндрах

Интенсивность внутреннего источника теплоты qv, обусловленного выгоранием топлива, можно найти по формуле:

(26)

где х = Вφ/В – относительная доля топлива, которая выгорела к данному моменту;

Qнр– низшая теплота сгорания рабочей массы топлива, кДж/(кг топлива);

Вφ – доля топлива, которая выгорела к данному моменту времени, кг;

В – цикловая подача топлива, кг.

При расчете сжатия qv=0, так как В=0.

Основная трудность расчета qv связана со сложностью определения относительной доли выгоревшего к данному моменту времени топлива х, которое также есть долей теплоты сгорания топлива, выделившейся на данный момент времени.

При выгорании топлива доля теплоты теряется сквозь стенки, которые ограничивают объем цилиндра, поэтому величину х можно определить, как:

х = хі + хw, (27)

где хі – относительная доля теплоты, подведенной к рабочему телу;

хw – относительная доля теплоты, потерянной в результате теплообмена со стенками, которые ограничивают объем цилиндра.

На рис.2 показано, как изменяются по углу поворота коленчатого вала ДВС величины х, хі, хw при угле начала сгорания φн=710о п.к.в.

Как правило, хі определяется путем обработки экспериментально снятых индикаторных диаграмм рабочего процесса [57]. Изменение тепловых потерь можно представить, как линейную зависимость хw=а+вφ, которая строится как касательная к кривой хі=f(φ) и начинается с момента начала сгорания (в данном случае на рис.2 φн=710о п.к.в.)

Для определения закона сгорания х=f(φ) существует много зависимостей. Базовая модель допускает применение любых известных, или новых уравнений, зависимостей или моделей для определения х. Наиболее известные эмпирические зависимости для определения х, предложены Нейманом К. [61], Гончаром Б.М. [25], и Вибе И.И. [57]. Более точная, но и сложная модель разработана Разлейцевим Н.Ф. [62]. Однако при пользовании ею приходится выполнять большой объем предварительных расчетов, в которых используются коэффициенты, получаемые экспериментальным путем для конкретного типа ДВС.

В данной методике моделирование процесса выгорания топлива в цилиндре осуществляется с использованием формулы проф. И.И.Вибе [57]:

(28)

где φz – продолжительность сгорания по углу поворота коленчатого вала (п.к.в.);

φ н – угол начала сгорания;

φ – текущий угол п.к.в.;

m – показатель характера сгорания.

Недостатком метода проф. И.И.Вибе является то, что он не учитывает влияние на сгорание способа смесеобразования и режимных факторов [62]. Поэтому для отдельных типов дизелей было исследовано, что "m" и "φz" определяются в зависимости от aц, nд, В. Например, для среднеоборотных дизелей с камерой сгорания типа Гессельман:

m = 0, если

m = 0,61159 В 103 – 0,3914971, если (29)

(30)

Угол начала сгорания топлива в цилиндре двигателя определяется по формуле:

(31)

где φ впр - угол начала впрыска топлива в цилиндр, о п.к.в.

(регулировочный параметр ДВС);

φ зад. - угол задержки воспламенения топлива в цилиндре, о п.к.в. или период индукции вычисляется по формуле:

(32)

где р, Т – давление и температура рабочего тела в цилиндре, Па и К. E=22000 кДж/кМоль - энергия активации.

Формулы (29), (30), и (32) получены путем обработки серии индикаторных диаграмм тепловозных двигателей в широких диапазонах режимов работы (nд, В).

Продолжительность сгорания, показатель m и период индукции зависят от тонкости распыла топлива, дальнобойности топливного факела, температуры и давления воздуха в цилиндре при впрыске топлива, давления подачи топлива, количества топливных факелов, диаметра сопловых отверстий форсунок и.т.д.

Показатель m называют еще и показателем процесса сгорания. При этом при m>0,5 протекает мягкое сгорание с малой степенью повышения давления газов, при m<0,5 сгорание жесткое с резким увеличением степени повышения давления газов в цилиндре.

Количество теплоты, переданное за счет теплоотдачи от газа в стенки цилиндра (или наоборот), можно определить по уравнению:

(33)

где: Fqj - поверхности, которые ограждают объем цилиндра и имеют температуру ТСТ ; aJ - коэффициент теплоотдачи; l - количество этих поверхностей; Т - текущая температура рабочего тела (газа) в цилиндре.

При рассмотрении объема цилиндра выделялись три поверхности, которая его ограждают: донышка поршня, крышки и гильзы. Величины этих поверхностей определяются по следующим уравнением:

(34)

(35)

(36)

где k1 и k2 – коэффициенты, которые учитывают увеличение поверхностей поршня и крышки за счет выточек, лунок и т.д. (значение k1 и k2 определяются с использованием чертежей крышки и поршня).

При расчете средняя температура каждого элемента поверхности ТСТ принимается постоянной и определяется в зависимости от температуры TCTji части элемента поверхности (j -й)

(37)

где TCTji– температура “i-го” элемента “j -й” поверхности.

Значение TCTji берется из экспериментальных данных.

Величины поверхности гильзы FГ и температура вдоль ее образующей меняется на протяжении цикла. Изменение температуры поверхности гильзы вдоль образующей можно из достаточной для практики точностью аппроксимировать экспонентой [5]:

(38)

где ψ , В1 и В2 - некоторые постоянные;

S и d – ход поршня и надпоршневий зазор.

Тогда, согласно [5], из (2.37) после интегрирования можно получить:

(39)

Определение коэффициента теплоотдачи от газа в стенки камеры сгорания αJ , который входит в уравнение (33), проходит не без некоторой трудности. Из литературных источников известно значительное количество формул для определения коэффициента теплоотдачи от газов в стенки камеры сгорания ДВС, полученных разными исследователями путем обработки экспериментальных данных при изучении теплообмена в цилиндрах разных типов двигателей. Их сравнительные оценка и анализ по методикам проведения экспериментов, форме представления результата, вида и количества обусловленных параметров, которые входят в формулы, приведены в работе [58]. Для транспортных дизелей с диаметром цилиндра выше 150 мм с открытой камерой сгорания для расчета теплоотдачи на тактах сжатия и горение-расширение можно воспользоваться формулой Г. Вошни, а на тактах выпуска и наполнение – формулой Эйхельберга. Но в них так же, как и для формул (29), (30), и (32) введены эмпирические коэффициенты.

Для такта сжатия расчет может вестись с использованием уравнения:

(40)

а для такта горения – расширение по формуле:

(41)

где КV – коэффициент, который учитывает скоростной режим:

(42)

Для такта выпуска расчетная формула имеет вид:

(43)

а для такта наполнения:

(44)

Последние два уравнения – уравнения Эйхельберга.

В формулах (40), (41), (43) и (44) Cm - средняя скорость поршня:

Cm=S×n /30 (45)

2.3. Определение состава и объема рабочего тела в расчетной зоне

Текущий объем цилиндра и его увеличение вычисляется по формулам (1.43) [56] или:

; (46)

. (47)

Количество молей смеси в цилиндре можно определить как:

(48)

а массовое количество смеси как:

(49)

где – коэффициент молекулярного изменения при aц = 1;

g – коэффициент остаточных газов;

aц – коэффициент избытка воздуха в цилиндре;

x – доля топлива, которое сгорело к данному моменту времени.

Молекулярная масса смеси равняется

(50)

где - молекулярная доля в смеси продуктов сгорания,

- молекулярная доля воздуха в смеси.

Удельные мольные теплоемкости воздуха, продуктов сгорания и их смеси определяются с учетом их зависимости от температуры по формулам:

(51)

(52)

(53)

а массовая теплоемкость по формуле:

(54)

Численные значения коэффициентов “а” и “b” в формулах (51) и (52) приведенные в литературе, например, в [1, 3]. Наиболее точными эмпирическими выражениями теплоемкостей есть формулы (1.34)…(1...37) [56]. Аналогично вычисляются mСр пов и mСр г.с.

2.3. Моделирование процессов во впускных и выпускных

системах

Интенсивность потока массы через контрольные поверхности газораспределительных органов в зависимости от вида истечения определяется по формулам:

- для подкритического истечения:

(55)

- для надкритического истечения:

(56)

где р1 и r1 - давление и плотность рабочего тела со стороны контрольной поверхности, где они больше;

р2 - давление рабочего тела из той стороны контрольной поверхности, где оно меньше;

µiFi - эффективные проходные сечения газораспределительных органов и элементов проточных частей ДВЗ (расчетные, как в [1], или полученные экспериментально путем продувки);

k - показатель адиабаты (берется с учетом состава и температуры рабочего тела по формуле (1.33)).

Энтальпия рабочего тела, которое пересекает контрольную поверхность, определяется по заторможенным параметрам:

(57)

где Cpmi и Ti - средняя изобарная массовая теплоемкость и температура с той стороны контрольной поверхности, где давление больше.

В результате численного интегрирования системы уравнений (21)...(23) можно получить текущие значения давления, температуры и состава рабочего тела в цилиндре, а также показатели качества процесса газообмена: масса воздушного заряда, коэффициенты наполнения, утечки продувочного воздуха и остаточных газов, среднее давление насосных потерь (см. (1.1)...(1.4) [56]).

Параметры рабочего тела в выпускном коллекторе определяются путем численного интегрирования уравнений,

(58)

(59)

(60)

которые получены из основной системы (18)…(20).

Здесь qv=0 и dV=0, так как в выпускной системе отсутствующее тепловыделение и объем коллектора постоянный V=const, значение количества цилиндров в данном выпускном коллекторе z1 зависит от типа системы выпуска: одноколлекторная ли многоколлекторная. Для одноколлекторной системы, как источника массы выступают все цилиндры (z1=z), а как сток – входной патрубок турбины или сопло преобразователя импульсов, поэтому суммирование по количеству контрольных поверхностей для каждого выпускного коллектора идет к (z1 + 1). Величиной потерь теплоты q через поверхности, которые ограждают объем коллектора Fq, в теплоизолированных, как правило, выпускных коллекторах дизелей можно пренебречь, поэтому:

(61)

Если между выпускными коллекторами и турбиной имеются преобразователи импульсов, как это показан на схеме рис.1, их расчет можно вести по методу, изложенному в работе [41].

2.4. Моделирование совместной работы дизеля и турбокомпрессора

Моделирование работы турбокомпрессора (ТК) проводится с учетом динамики движения его ротора под действием крутящего момента от газовых сил суммарно по каждому газоходу турбины MT i , тормозных моментов механического сопротивления Mм.о.ТК. и компрессора MK :

, (62)

где ωTK - угловая скорость ротора ТК;

JTK - момент инерции ротора ТК.

, (63)

, (64)

где Hад Т i , Hад K - соответственно удельные адиабатические работы расширения в турбине и сжатия в компрессоре;

GT i , GK , hT и, hK - соответственно мгновенные значения расходов газа и воздуха через ТК, КПД турбины и компрессора, которые определяются при расчете процессов в коллекторах дизеля и в компрессоре и в турбине.

Величины Над. Ti и Над.К можно определить по формулам:

(65)

(66)

где рТі и рЗТ - давление газа перед "i-м" входом в турбину и за турбиной;

πк - степень повышения давления в компрессоре;

ТТі и То - температуры газа перед турбиной и воздуха перед

компрессором;

k и kTi - показатели адиабат воздуха и продуктов сгорания

(определяется с учетом состава и температур газа).

Характеристики компрессоров турбокомпрессоров в виде графических зависимостей известны. Так, например, на рис.3 показанная универсальная характеристика компрессора турбокомпрессора ТК-34 для дизеля 10Д100.

Подобная паспортная характеристика может быть введена в программу расчета относительно дифференциала расхода воздуха и к.п.д. компрессора в виде полиномов третьей степени:

(67)

(68)

Характеристики турбин определяют в виде зависимостей ηТ =f(u/cад), которые имеют вид приведенный на рис.4.

Характеристики турбин указанных выше турбокомпрессоров вводятся в программу расчета в виде аппроксимирующей зависимости, которая предложенная в виде [60]:

(69)

где В0, В1, В2 и В3 – постоянные коэффициенты;

Х=Хад./Хопт; Хад.=u/cад;

Хопт.,- значение Хад, при котором достигается максимум значения к.п.д. ηТ.max;

cад – адиабатическая скорость, которая соответствует адиабатическому теплоперепаду в ступени турбины;

u - окружная скорость на периферийном диаметре колеса турбины;

eг - степень геометрической парциальности турбины;

α - угол выхода потока из соплового аппарата турбины.

Расходная характеристика турбины определяет зависимость элементарной массы газа, которая выходит из выпускного коллектора через соответствующий сектор соплового аппарата турбины за счет перепада давления рТ /р1, где р1 в соответствии с рис.1 есть давление в зазоре между сопловым аппаратом и рабочим колесом турбины. Он может определяться по формуле двухступенчатого дросселя [2]:

р1=рЗТ[(1-ρ)+ρπT (kT-1)/k]k/(kT-1) (70)

или методом, который изложен в [45]. Тогда:

(71)

Для определения параметров газа за турбиной в расчетной схеме двигателя (см. рис.1) выделена отдельная зона, которая отделена двумя контрольными поверхностями: одной – от турбины, другой – от глушителя. Она представлена в виде емкости определенного объема, истечение газа из которого происходит через эквивалентное отверстие с гидравлическим сопротивлением, равным сопротивлению трубопровода от турбины к глушителю.

Для описания процесса в такой емкости можно воспользоваться уравнениями сохранения массы, энергии и уравнением состояния в виде:

d=dGзт - dGот , (72)

(73)

(74)

В данной системе dGзт определяется по расходной характеристике турбины с учетом, которой

dGзт = GЗТ dt, (75)

а масса газа, который вышел через эквивалентное отверстие определяется по формуле:

(76)

где р- давление газов в зоне; – давление газов на входе в глушитель;

∆р- гидравлическое сопротивление глушителя.

Температура газа на выходе из турбины определяется по формуле:

(77)

СПИСОК ВИКОРИСТАНОЇ ЛІТЕРАТУРИ

Глаголев Н.М. Рабочие процессы двигателей внутреннего сгорания. – Киев: Машгиз,1950.–480 с.
Симсон А.Э. Газотурбинный наддув дизелей. - М.: Машиностроение, 1964. – 248с.
Глаголев Н.М., Куриц А.А., Водолажченко В.В., Бартош Е.Т. Тепловозные двигатели и газовые турбины.- М: Транспорт, 1957.-463 с.
Симсон А.Э., Сахаревич В.Д. Оптимизация систем воздухоснабжения дизелей по среднеэксплуатационному расходу топлива. Двигателестроение, - 1985. - №3. – С.3-5.
Сахаревич В.Д. Оптимизация конструктивных параметров систем воздухоснабжения дизелей по среднеэксплуатационному расходу топлива: Автореф. Дисс… докт.техн.наук: Харьков, ХИИТ, 1985,- 56с.
Хомич А.З. Топливная эффективность и вспомогательные режимы тепловозных дизелей. - М.: Транспорт, 1987. 271 с.
Айзерман М.А. Теория автоматического регулирования двигателей (уравнения движения и устойчивость). – М.: ГИТТЛ, 1952. 523с.
Эпштейн А.С. Переменные режимы двигателей с газотурбинным наддувом. -М: Машгиз.1962.- 207 с.
Крутов В.И., Рыбальченко А.Г. Регулирование турбонаддува ДВС. – М.: Высш. Школа, 1978.-213 с.
Кац А.М. Автоматическое регулирование скорости двигателей внутреннего сгорания / Под ред. Ю.В. Долголенко и А.И. Лурье. – М.-Л.: ГНТИЛ. 1956. – 304 с.
Настенко Н.Н. Всережимное регулирование быстроходных дизель-моторов транспортного типа. – М.: Машгиз, 1944.-104 с.
Крутов В.И. Анализ работы систем автоматического регулирования. М.: Машгиз, 1961, - 1961. – 180 с.
Крутов В.И. Переходные процессы систем автоматического регулирования. – М.: Машиностроение, 1965. – 252 с.
Крутов В.И. Двигатель внутреннего сгорания как регулируемый объект. –М.: Машиностроение, 1978. – 472 с.
Крутов В.И. Автоматическое регулирование двигателей внутреннего сгорания, - 5-е изд. – М.; Машиностроение, 1989.- 414 с.
Крутов В.И., Кузьмик П.К. Расчет переходных процессов систем автоматического регулирования дизеля с турбонаддувом с учетом нелинейных характеристик // Известия вузов. – Машиностроение, 1969. - №10. – с.102-108.
Эпштейн А.С. Расчет переходных процессов комбинированных двигателей типа Д100 // Сб.: Проблемы развития комбинированных двигателей внутреннего сгорания. – М.: Машиностроение, - 1968, - С. 37-48.
Севрук И.В. Исследование переходных процессов четырехтактных тепловозных двигателей внутреннего сгорания с высоким наддувом: Автореф. Дисс… канд. тех. Наук:1969, ХПИ. – Харьков. – 18 с.
Белостоцкий А.М. К расчету переходных процессов четырехтактных двигателей внутреннего сгорания с импульсным газотурбинным наддувом: Тр. МИИТа. – М.: Транспорт, -1966, - Вып. 251, -с. 222-232.
Мурашов О.Д. Методика расчета переходных процессов тепловозного двигателя с импульсной системой турбонаддува: Тр. ХИИТа, - М.: Транспорт, 1969, - Вып, 115. – С. 21-28.
Эпштейн А.С., Мурашов О.Д. Расчет переходных процессов четырехтактных турбопоршневых двигателей с импульсным наддувом // Двигатели внутреннего сгорания / ХГУ, Харьков, 1969, - Вып. 9. – С. 56-65.
Лукьянченко Б.С. Расчет совместной работы 4-х–тактного дизеля со свободным турбокомпрессором на режимах разгона // Тр. ЦНИДИ. – Л.: 1963. –Вып. 47. – С. 27-41.
Лукьянченко Б.С. Метод расчета на ЭЦВМ разгона дизелей с газотурбинным наддувом. – Л.; Двигателестроение. - №11. –1987.- С. 13-15.
Куценко С.М., Гулякина Т.В. управление и переходной процесс в теплоэлектромеханической системе тепловоза. – Вища школа, Харьков, 1982. – 88 с.
Гончар Б.М. Численное моделирование рабочего процесса дизеля // Энергомашиностроение, 1968, - №7. – С.34-35.
Матвеев В.В. Численное моделирование переходных процессов дизелей с турбонаддуваом: Дисс…канд. тех. наук: Л., 1975. – 188 с.
Тырловой С.И. Разработка поршней 4-тактного дизеля с регулируемой степенью сжатия и анализ его динамических качеств: Автореф. Дисс… канд. тех. Наук: ХИИТ, Харьков, 1984, - 19 с.
Володин А.И. Моделирование на ЭВМ работы тепловозных дизелей, - М.: Транспорт, 1985, - 216 с.
Касьянов А.В. Пути создания и совершенствования высокофорсированных дизелей для мощных маневровых тепловозов: Док. дисс. в форме научн докл.: ХИИТ, Харьков, 1988. – 69 с.
Круглов М.Г., Меднов А.А. Газовая динамика комбинированных двигателей внутреннего сгорания. – М.: Машиностроение, 1988. – 350 с.
Лойцянський Л.Г. Механика жидкости и газа. – М.: Наука, 1973, -848 с.
Круглов М.Г. Термодинамика и газодинамика двухтактных двигателей внутреннего сгорания. – М.: Машгиз, 1963. 345 с.
Егоров Я.А. Система уравнений для описания нестационарных газодинамических явлений во впускном и выпускном трубопроводах двигателя // Известия вузов. – Машиностроение, 1974. - №8. – С. 104-108.
Мунштуков Д.А. Математическая модель нестационарного движения среды в проточной части двигателя внутреннего сгорания // Двигатели внутреннего сгорания, Харьков, 1975. – Вып. 21. – С. 67-73.
Иванова В.В. О методе расчета колебаний газа в выпускной системе двигателя // Сб.: Газотурбинный наддув двигателей внутреннего сгорания. – М.: Машгиз, 1961. – С. 131-143.
Якубов А.Д. Впускной тракт как колебательная система при резонансном наддуве тракторного дизеля // Двигатели внутреннего сгорания, Харьков, 1973. – Вып.17 – С. 53-61.
Хайлов Н.Д. Расчетное уравнение колебаний давления во всасывающем трубопроводе двигателей // Мин. авиа. промышленности СССР, Тр. №152. – Изд. Бюро новой техники, 1948. – 16 с.
Данилов В.В. Акустический наддув четырехтактного тракторного дизеля: Автореф. Дисс…канд. техн. Наук: ХПИ, Харьков, 1962.–19 с.
Циннер К. Наддув двигателей внутреннего сгорания / Перевод с немецкого; Под ред. Н.Н. Иванченко. – Л.: Машиностроение, 1978. – 263 с.
Симсон А.Э., Рябикин В.Г., Таратушка В.А. Методика расчета процесса газообмена дизеля с учетом одновременной работы нескольких цилиндров // Труды ХИИТа / Вопросы совершенствования и повышения надежности работы локомотивов. – М.: Транспорт, 1973. – Вып. 138. – С. 21-23.
Крушедольский А.Г. Повышение топливной экономичности четырехтактного среднеоборотного дизеля путем совершенствования системы газотурбинного наддува: Автореф. Дисс… канд. техн. Наук: ХИИТ, Харьков, 1980. – 23 с.
Пелепейченко В.И. Исследование влияния типа системы наддува на Эффективные показатели восьмицилиндрового V-образного транспортного двигателя: Автореф. Дисс… канд. техн. Наук: Харьков, ХИИТ, 1981. – 23 с.
Богомазов Е.В, Совершенствование системы охлаждения наддувочного воздуха с целью улучшения топливной экономичности дизелей: Автореф. Дисс…канд. техн. Наук: Харьков, ХИИТ, 1982– 20 с.
Коваленко Н.М. Снижение удельного эффективного расхода топлива путем оптимизации конструктивных параметров среднеоборотного дизеля 6ЧН25/34 при его форсировании: Автореф. Дисс… канд. техн. наук: Харьков, ХИИТ, 1983. – 20 с.
Петросянц В.А. Повышение топливной экономичности быстроходных дизелей с наддувом путем выбора рациональных конструктивных параметров турбин: Автореф. Дисс…канд. техн. наук: Харьков, ХИИТ, 1983.–24 с.
Линник А.В. Повышение эксплуатационной топливной экономичности транспортных дизелей путем автоматического регулирования числа работающих цилиндров: Автореф. Дисс…канд. техн. наук: Харьков, ХИИТ, 1983г. – 18 с.
Симсон А.Э., Ерощенков С.А. Выбор конструктивных параметров транспортных ДВС по среднеэксплуатационному расходу топлива // Двигателестроение. – М.,1989. -№1. – С.55-58.
Симсон А.Э. Исследование импульсных систем газотурбинного наддува // Двигатели внутреннего сгорания, Харьков, 1972. – Вып. 15 – С.94-98.
Ерощенков С.А. Улучшение топливной экономичности и эксплуатационных характеристик транспортных двигателей путем выбора рациональных конструктивных параметров и совершенствования систем регулирования: Автореф. Дисс… докт. техн. наук: Харьков, ХИИТ, 1989. –48 с.
Рязанцев Н.К.,Пелепейченко В.И., Перерва П.Я., Бородин Д.Ю. Выбор оптимального закона изменения привода компресора наддувочного воздуха высокообортного двухтактного дизельного двигателя типа 6ТД //Информационные технологии: наука, техника, технология, образование, здоровье: Сб. научных трудов ХГПУ.- Харьков, 1999, Ч.2. Вып. 7 С.350 – 353.
Бородін Д.Ю. Поліпшення техніко-економічних показників двотактного транспортного дизеля 6ТД на основі вибору оптимальних параметрів системи наддува: Авторефер. Дисс…канд. техн. наук: Харків, ХарДЗТ, 2000. – 14 с.
Єрощенков С.А., Крушедольський О.Г, Зайончковський В.М., Сергієнко М.І. Вибір конструктивних параметрів дизеля Д80 та його системі випуску при модернізації тепловозів М62 //Міжвуз.зб. наук.прац. /ХарДАЗТ, 2000. – Вип..43. С. 3-10.
Сергієнко М.І. Вибір та научне обгрунтування техніко-економічних показників тепловозних дизелів для локомотивного парку України: Автореф. Дис…канд. техн. наук: Харків, ХарДАЗТ,2000.–16с.
Пелепейченко В.І. Идентификация модели турбулентного движения воздушного заряда в камере сгорания дизеля. – Харьк.гос.академия ж.-д. Транспорта. – Харьков, 1994. –13с.- Деп.ГНТБ Украины, №129-Ук 95,16.01.95.
Пелепейченко В.І. Улучшение показателей двигателей внутреннего сгорания на основе совершенствования локальных характеристик процесов газообмена: Автореф Дисс…докт. техн. наук: Харьков, ХарГАЖДТ, 1995. –48 с
Крушедольський О.Г. Моделювання робочих процесів транспортних дизелів на експлуатаційних режимах: Навч. Посібник. – Харків: УкрДАЗТ, 2007.- 218 с.
Вибе И.И. Новое о рабочем цикле двигателя. М.:Машгиз,1962.-207с.
Розенблит Г.Б. Теплопередача в дизелях.- М.: Машиностроение, 1977. - 216 с.
Дьяченко В.Г. Дифференциальные уравнения процессов газообмена двигателей внутреннего сгорания // Двигатели внутреннего сгорания. -Харьков.-1970.- Вып.11.- С.17-24.
Шерстюк А.Н., Зарянкин А.Е. Радиально-осевые турбины малой мощности. - М.: Машиностроение, 1976, - 207 с.
Нейман К. Кинетический анализ процессов сгорания в дизеле: Сб. монографий из иностранной литературы./ Двигатели внутреннего сгорания. – М.: Машгиз, 1938. – 231 с.
Разлейцев Н.Ф. Моделирование и оптимизация процесса сгорания в дизелях. – Харьков, Вища школа, 1980.-169 с.
Ерощенков С.А. Математическая модель регулятора тепловозного дизеля 6ЧН31,8/33 // Межвуз. сб. научн. трудов Харьк. ин-та инженеров ж.-д. трансп. под ред. А.Э.Симсона.- Харьков: ХИИТ, 1986.- С.32.

Рис.2. Пример изменения относительных долей тепловыделения (х), теплоподвода (хі) и тепловых потерь (xw) по углу поворота коленчатого вала при угле начала згорания φн=710о п.к.в. Продолжительность згорания φz=100o п.к.в.

ис.4. Зависимость к.п.д. турбини турбокомпрессора ТК-34 от u/co при различных значениях сечения соплового аппарата турбини:

1 – Fca = 129 cм2; 2 - Fca = 126 cм2; 3 - Fca = 122 cм2;

Рис.3. Универсальная характеристика компрессора турбокомпрессора ТК-34

2,5

1. Пресреліз 2 Звіт
2. Бухгалтерский учёт основных средств их состав и классификация.html
3. тематике для 1 класса Задача 1 1.
4. тема моральних цінностей художні особливості
5. Волевые качества и их развитие
6. . ДН~да~ы генетикалы~ а~парат 1
7. Исследование каталитических свойств полимерных комплексов
8. Статья- Планета Плутон
9. бытовыми помещениями и устройствами утв
10. Социальная адаптация молодежи Союз детских объединений Борисоглебского городского округа Редакция
11. Лабораторная работа 1 Знакомство с ccess
12. Местный эвакуационный пункт МЭП- предназначение и задачи
13. Дипломная работа Развитие памяти у детей дошкольного возраста
14. на тему- Аналіз взаємозв~язків між основними показниками внутрішнього ринку товарів та послуг Варіа
15. 1 Организационноэкономическая характеристика 6 1
16. 02.01 Кузнецов П
17. Тема- ЭКСТЕРЬЕРНЫЕ ОСОБЕННОСТИ АЛТАЙСКОГО ЗЕРКАЛЬНОГО КАРПА F8 ЧУМЫШСКОЙ И ПРИОБСКОЙ ПОПУЛЯЦИИ
18. Шпаргалка- Унифицированные правила по инкассо
19. Вариант 8 1
20. лекция прочитанная студентам аспирантам и преподавателям факультета психологии Тверского Государственног

Материалы собраны группой SamZan и находятся в свободном доступе