Министерство образования и науки Российской Федерации
Государственное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
Владимирский государственный университет
Кафедра «тд и эу» Лабораторная работа №2
Определение газодинамических показателей работы впускного клапана ДВС
Выполнил: ст. гр. Д-109
Никитин С.А.
Проверил:
Журавлев С.А.
Владимир 2011
ЦЕЛИ РАБОТЫ:
теоретически изучить газодинамическую картину течения потока через впускной клапан и экспериментально определить основные газодинамические показатели работы клапана.
ЗАДАЧИ РАБОТЫ:
-
Теоретически изучить картину течения потока через впускной клапан;
-
Рассмотреть оценочные газодинамические показатели работы впускного клапана (коэффициент расхода р., коэффициент сопротивления £> и др.);
-
Рассмотреть влияние геометрических размеров клапана на его пропускную способность;
-
Экспериментально определить коэффициент расхода р, и коэффициент газодинамического сопротивления е, впускного клапана и их зависимости от параметров потока на впуске (расхода, числа Re, скорости и др.).
ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ СВЕДЕНИЯ
Наполнение поршневых двигателей свежим зарядом (воздухом или топливовоздушной смесью) во многом определяется совершенством органов газообмена. При клапанном газораспределении важнейшим требованием, предъявляемым к впускному клапану, является обеспечение его минимального сопротивления потоку. Установлено, что для впускного клапана наибольшее влияние на наполнение оказывают величины радиусов закруглений в точках А, В, С, D (рис. 1, а), в особенности величины радиусов закруглений в т. А и С. Величина радиуса R в месте перехода от стержня к тарелке имеет меньшее влияние. Значительное влияние на наполнение двигателя оказывает угол фаски клапана ср. Для улучшения движения заряда и повышения коэффициента наполнения необходимо все переходы в области стержня клапана, его тарелки и седла клапана делать по возможности плавными.
Картину движения заряда в области открытого впускного клапана можно представить следующим образом. Поток, двигаясь по сечению впускного канала, у седла клапана стремится сохранить свое движение в определенном направлении и только лишь деформируясь поворачивает к клапанному седлу. При прохождении клапанной щели поток подвергается еще большей деформации (рис. 1, б). В результате наблюдается сжатие струи в узком сечении клапанной щели. При этом используется не вся ширина b этой щели, а лишь ее часть bi. Для достижения максимального наполнения двигателя необходимо, чтобы коэффициент сужения b1/b имел возможно большее значение. В связи с этим следует выполнять более плавным переход от стержня к тарелке. Именно по этой причине часто применяют тюльпанную форму тарелки впускного клапана.
Важнейшим параметром, характеризующим работу клапанного механизма, является высота подъема клапана hK. При этом всегда существует предельная высота подъема, при которой наступает равенство площади проходного сечения клапанной щели и площади проходного сечения горловины впускного канала, т.е.
Проходное сечение клапана с конической фаской представляет собой боковую поверхность усеченного конуса с основаниями dr и dK (рис. 2). Величина этой поверхности
Из геометрических соотношений получаем (см. рис. 2)
Тогда
подставляя 2 и 3 в 1 получаем:
Из уравнения (4) следует, что проходное сечение клапанной щели может быть увеличено за счет уменьшения угла ф фаски, увеличения диаметра горловины dr и высоты пк подъема клапана.
Значение высоты hK подъема клапана, как указывалось выше, ограничивается предельной высотой h к max, которую можно определить из условия SK max * Sr. По конструктивным и технологическим соображениям в современных двигателях используются клапаны с углами фасок ф=30° и ф=45°. Другие углы ф встречаются редко.
Таким образом,при ф=30°
Таким образом., для получения одного и того же проходного сечения клапанной щели высота подъема клапана при ф=30° будет меньше, чем при ф=45°. Поэтому угол фаски клапана ф=30° применяется чаще, поскольку он обеспечивает большее наполнение при прочих равных условиях. Однако надо иметь в виду, что эффект от применения угла фаски ф=30° может быть получен только при соблюдении определенных условий. Например, при неудачном расположении клапана в камере сгорания (близко к стенке цилиндра) может наблюдаться значительная деформация потока при выходе из клапанной щели, что создает повышенное сопротивление клапана и приведет к падению наполнения. Поэтому в этом случае эффект от применения ф=30° может быть сведен на нет.
При конструировании клапанного механизма важное значение имеет определение газодинамических показателей работы клапана - коэффициент расхода ц, коэффициент сопротивления %, коэффициент сжатия £. Определение мгновенных значений этих параметров является сложной газодинамической задачей, связанной с нестационарное тью процесса впуска и теплообменом потока со стенками.
Исследованиями установлено, что теплообмен в органах газораспределения хотя и влияет на течение, но не может существенно изменить его картину. Поэтому процессы в клапанной щели допустимо рассматривать как изотермические.
При течении потока в процессе газообмена можно выделить два источника потерь энергии потока:
-
деформацию течения при прохождении органов газораспределения;
-
внутреннее трение в потоке (вихреобразование) и внешнее трение между потоком и стенками канала.
Эти потери количественно определяются величиной коэффициента расхода м-, который учитывает уменьшение расхода при течении реального потока через данное сечение вследствие сжатия струи и необратимых потерь энергии потока на преодоление данного газодинамического сопротивления.
Для более ясного понимания физического смысла коэффициента расхода м. рассмотрим истечение реальной жидкости из сосуда (рис. 3). В процессе истечения потенциальная энергия жидкости, находящейся в резервуаре, переходит в кинетическую энергию свободной струи или капель. Определим при этом скорость истечения и расход жидкости.
Струя отрывается от стенки у кромки отверстия и затем несколько сжимается. Это сжатие объясняется тем, что частицы жидкости, подходяще к отверстию вдоль стенки, не могут резко повернуть вблизи отверстия и огибают его кромки по некоторой кривой. Цилиндрическую форму струя принимает на расстоянии, равном примерно одному диаметру отверстия.
Коэффициент сжатия струи
где Sc и S0 - соответственно площадь сечения реальной струи з сжатом сечении и площадь сечения отверстия.
При допущении об установившемся течении в струе (Н= const) для реальной жидкости уравнение Бернулли для сечений 0-0 и 1-1 будет
где а - коэффициент Кориолиса, учитывающий неравномерность распределения скоростей по сечению потока;
г, - коэффициент сопротивления отверстия.
Так как pi=p0> имеем
Коэффициент местного газодинамического сопротивления 2, является функцией формы канала данного сопротивления и режима течения потока в нем. В частном случае для турбулентного режима течения, наиболее часто встречающегося в технике, коэффициент а, не зависит от числа Re, т.е. наблюдается автомодельность режима. В этом случае
где /\р - перепад давления на данном сопротивлении;
ню - скорость течения в характерном сечении сопротивления; р - плотность потока.
В этом случае е, зависит исключительно от геометрии местного сопротивления. Так, для клапана определенной конструкции он будет определяться только величиной подъема клапана hK.
Как правило, вычисление г, аналитическим путем сопряжено со значительными трудностями. Гораздо проще и быстрее s, определяется экспериментальным путем.
Приведенные выше рассуждения справедливы для несжимаемых потоков при М < 1/3. Так как в существующих бензиновых двигателях скорость потока во впускных клапанах лежит в пределах 90...150 м/с, а в дизелях - 80...110 м/с, то с определенными допущениями эти рассуждения можно использовать при исследовании впускных клапанов.
В случае выпуска отработавших газов из цилиндра скорости потока во впускном клапане значительно больше М = 1/3 и коэффициенты сопротивления г,, как и коэффициент расхода ню, будут являться функцией числа М, что требует введение условия р * const.
В лабораторных условиях наиболее просто определить ц, г путем статической продувки клапана.