Файл: Взоров, Б. А. Форсирование тракторных двигателей.pdf

ВУЗ: Не указан

Категория: Не указан

Дисциплина: Не указана

Добавлен: 21.10.2024

Просмотров: 62

Скачиваний: 0

ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.

следование проводилось на экспериментальной тракторном ди­ зеле, созданном АМЗ и НАТИ, Из рис. 9 видно, что в диапазо­ не нагрузок от рс«3,5 до рс~7,8 кгс/см2 расход топлива повы­

шается

с уменьшением диаметра

впускных клапанов

следую­

щим образом. При замене клапана с dK=

48

мм на

клапан с

dK=45

мм эффективный расход

возрастает

 

примерно ''на 2 ~

3 г/л. с. ч. Такое же увеличение расхода наблюдается и при пе­ реходе от клапана диаметром 45 мм к клапану диаметром 42 мм. Это объясняется тем, что уменьшается наполнение, ко­ эффициент избытка воздуха, а следовательно, индикаторный к. и. д., одновременно увеличиваются насосные потери.

Процесс выпуска из цилиндра отработавших газов сущест­ венно отличается от процесса впуска. В момент открытия кла­ пана (до н. м.т.) отношение давления газов в цилиндре к дав­ лению газов в выпускном трубопроводе более критического, н газы текут через клапан с критической скоростью. Это продол­ жается до поворота коленчатого вала после и. м. т. на угол,. примерно равный углу «предварения открытия». В этот период вытекает около половины всей массы газа, находящегося в ци­ линдре. Примерно к концу этого периода отношение давлений становится меньше критического и скорость газов в клапане уменьшается до 80 м/с. Поршень, движущийся к в. м. т., вы­ талкивает газы из цилиндра. В последний период выпуска, после в. м. т., истечение газов из цилиндра происходит вслед­ ствие инерции потока; их количество может составлять 1—2%.

Кроме существенной разницы в величинах и характере ско­ ростей газов, проходящих через клапанное отверстие в'разные периоды выпуска, в этом процессе так же, как и при впуске, имеют место колебания давлений в трубопроводе и цилиндре. Значительно изменяющаяся скорость газа не позволяет исполь­ зовать метод расчета диаметра выпускного клапана, аналогич­ ный методу расчета диаметра впускного клапана. Поэтому можно пользоваться соотношениями, характерными для трак­ торных дизелей:

^sas. = 0,8-*- 1,0,

где dahm и d m — меньшие диаметры тарелок выпускного и впу­ скного клапанов.

Увеличение числа клапанов на цилиндр является эффектив­ ным способом повышения наполнения с целью форсирования ди­ зеля. Наиболее часто при этом делают по два впускных н вы­ пускных клапана на цилиндр. Встречаются дизели, у которых удвоено только число впускных клапанов. Некоторое усложне­ ние конструкции распределительного механизма оправдывается получаемым эффектом. При увеличении числа клапанов умень­ шается скорость воздуха (газов) и, следовательно, уменьшаются насосные потери. Это позволяет снизить среднее индикаторное

31


давление, что вместе с повышением наполнения дизеля приводит к улучшению топливной экономичности.

Исследования, проведенные на одноцилиндровой установке с диаметром цилиндра 130 мм и ходом поршня 110 мм, показали

р,кгс/см2'' р, кгс/см2

Рис. 10.

Индикаторная диаграмма на­

Рис. 11.

Индикаторная

диаграмма

сосных

ходов при одном впускном

насосных

ходов

при двух

впускных

и одном

выпускном

клапанах и час­

п двух выпускных клапанах на

тоте вращения

2100 об/мин

цилиндр

и

частоте

вращения

 

 

 

 

2100

об/мин

 

существенную разницу в среднем давлении р и. х насосных по­ терь при двух и четырех клапанах. Эти потери определялись

индицировапием

насосных ходов.

На

рис.

10 и

11

показаны ин­

 

 

 

 

дикаторные

диаграммы

при

п —

■Рш,кгс/смг

Дрнж,кгс/см2

= 2100

об/мин

и

ре = 4,4

кгс/см2,

 

 

 

 

построенные по ходу поршня. Сред­

 

 

 

 

нее давление насосных потерь при

 

 

 

 

двух

клапанах,

приблизительно

 

 

 

 

равное

0,53

 

кгс./см2, уменьшается

 

 

 

 

приблизительно до 0,26 кгс/см2 при

 

 

 

 

четырех

клапанах,

т.

е.

 

почти в

 

 

 

 

2 раза. Результаты индицирования

 

 

 

 

насосных ходов при разных часто­

 

 

 

 

тах вращения

показаны на

рис.

12

 

 

 

 

в виде зависимости среднего дав­

 

 

 

 

ления насосных потерь от частоты

Рис. 12. Изменение

среднего

вращения при

постоянном

 

среднем

давления ри. х насосных потерь

эффективном

 

давлении,

 

равном

в зависимости от частоты

вра­

4,4 кгс/см2. Разница между величи­

щения /г при постоянном

сред­

нем

эффективном

давлении

нами рп.х для двух и четырех кла­

 

р,, = 4,4 кгс/см-:

 

панов резко возрастает с увеличе­

/ — при

двух клапанах;

2 — при че­

нием

частоты

вращения.

Обе кри­

 

тырех клапанах

 

вые

представляют

зависимость

 

 

 

 

Зависимость

 

 

/Лг.х =

/ ( «

2) .

 

 

 

 

 

 

 

р„. х — f ( n 2)

объясняется тем, что скорость воз­

духа

в клапанах пропорциональна

средней скорости

 

поршня,

т. е. частоте вращения, а потери в клапанах пропорциональны квадрату скорости воздуха или частоты вращения. При увели­ чении проходного сечения клапанов путем увеличения их диа­

32


метра пли числа соответственно уменьшается скорость возду­ ха в обратно пропорциональной зависимости. Поэтому отноше­ ние средних давлении насосных потерь в случае изменения диа­

метра

или числа клапанов может быть

записано

так:

 

 

 

 

 

Р„.х.ф ^

/

‘У 11

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рп.х

\ ^к.ф"'Ф

 

 

 

 

 

 

где

ри. х. ф и рц. х — средние

давления

 

насосных

потерь

в

 

di:. И)

кгс/см2;

 

 

 

 

 

 

 

 

 

и dn — диаметры клапанов в мм;

 

 

 

 

 

т.ф и т — число впускных клапанов на цилиндр.

 

В этой формуле не учитываются возможные изменения дав­

лений

перед клапанами и коэффициентов

расхода.

Однако

ре-

 

1 1 I

 

 

 

Чу

 

 

 

 

 

(

 

Чу

 

 

 

 

 

 

/

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

0,85

.---- i---- L _i

:

 

0,85

 

 

- \

 

 

 

 

0,80

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

0,71,

1

 

 

 

 

 

 

2

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5

6

7ре,кго/см

1200

 

 

 

 

 

 

 

Рис. 13. Изменение коэффициента

Рис. 14. Изменение коэффициента напол­

наполнения рг в зависимости от

нения

и I-

в зависимости

от

среднего

частоты вращения п и постоянном

эффективного

давления ра

при постоян­

среднем

эффективном давлении

ной частоте

вращения

п = 2000

об/мнн:

 

д .= 7

кгс/см2:

/ — при

четырех

клапанах;

2 — при

двух

кла­

/ — при

четырех

клапанах; 2 — при

 

 

 

 

панах

 

 

 

 

 

при двух

клапанах

 

 

 

 

 

 

 

 

 

зультаты расчета по ней дают достаточно хорошую сходимость с экспериментальными данными.

Изменение коэффициента наполнения дизеля при увеличе­ нии числа клапанов показано на рис. 13. Исследование прово­ дилось на экспериментальном тракторном дизеле. Кривые по­ казывают зависимости коэффициента наполнения pv от частоты вращения. Увеличение коэффициента наполнения при четырех клапанах на цилиндр по сравнению с его значениями при двух клапанах па цилиндр составляет примерно от 4,0 до 12%, дости­ гая максимума при 2000 об/мин.

На рис. 14 показано изменение коэффициента наполнения в зависимости от среднего эффективного давления при постоянной частоте вращения 2000 об/мин, при четырех и двух клапанах на цилиндр. При изменении среднего эффективного давления от 3 до 7 кгс/см2 коэффициент наполнения при двух клапанах уменьшается от 0,82 до 0,77, т. е. па 5%. При четырех клапанах уменьшение рг в большем диапазоне ре (от 3 до 8 кгс/см2) про­ исходит от 0,86 до 0,34, всего на 2,0%. Большее число клапанов обеспечивает не только увеличение рг , но и более пологое рас­ положение кривой ру.

2 Б. Л. Взоров

33


5. АКУСТИЧЕСКИЙ НАДДУВ

Периодические открытия впускных клапанов, изменяющиеся в процессе впуска скорость поршня и давление в цилиндре вызы­ вают вынужденные колебания давления во впускном трубопро­ воде. После закрытия впускного клапана эти колебания стано­ вятся свободными (собственными), затухающими. В процессе затухания может возникнуть новый импульс вынужденных ко­ лебаний, в частности в мпогоцплнпдровом дизеле вследствие от­ крытия клапана другого цилиндра. При равенстве или кратно­ сти частот вынужденных и свободных колебаний наступает ре­ зонанс и повышается давление в трубопроводе. Если это проис­ ходит в последний период впуска, после н. м. т., перед закрытием клапана, то наполнение дизеля увеличивается. По аналогии с колебательными процессами в акустике такое повы­ шение давления при впуске получило название акустического наддува, называемого также иногда резонансным.

Теоретические и экспериментальные исследования показали, что акустический наддув может быть получен только при опре­ деленной, «резонансной» длине трубопровода и определенном диапазоне частоты вращения. Вместе с тем трубопровод дли­ ной, подобранной для одной, например номинальной, частоты вращения, обеспечивает также некоторое повышение давления и при другой частоте вращения, что проявляется в волнообраз­ ном характере изменения коэффициента наполнения по частоте вращения, например у дизеля Д-240 (см. рис. 5). Однако уве­ личение наполнения неодинаково для разных частот вращения. Для тракторного дизеля характерны два наиболее часто ис­ пользуемых скоростных режима: при номинальной мощности и максимальном крутящем моменте.

Теоретически «резонансная» длина трубопровода / в м мо­ жет быть определена по формуле О. Лутца [26]:

 

 

 

( 12)

где

п= 340 — скорость звука в воздухе

в м/с;

 

со — частота колебаний в Гц,

 

 

nik

Ц,

(13)

 

со = -------

 

60т

 

 

где

п — частота вращения в об/мин;

 

 

/ — число цилиндров;

 

(1, 2, 3, . . .,) *;

 

/г — порядок гармоники колебаний

т = 2 — коэффициент тактностн

для четырехтактных дизелей.

* Для четырехцплиидрового двигателя характерной является четвертая гармоника, т. е. к = 4.

34


Подставляя все известные значения в формулу (12), полу­ чаем длину в м:

/ = Ю 8 ^ .

(14)

nik

к J

Величина /, определяемая по этой формуле, является услов­ ной, так как резонанс зависит не только от длины трубы, но йот ее конструкции. По формуле (12), несмотря па некоторые допу­ щения при ее выводе, можно получить результаты, наиболее совпадающие с экспериментальными данными (отличие от них всего па 2—3%). Попытка уточнения формулы учетом увеличе­ ния объема системы при открытии клапана вследствие прибав­ ления объема цилиндра, освобождаемого движущимся поршнем J2], привела к значительно большему расхождению с экспери­ ментом, примерно до 28% [15]. В результате некоторых иссле­ дований, сделанных достаточно строго, получены формулы, поз­ воляющие вычислять давление в трубопроводе в любой его точ­ ке и в любой момент времени, но не содержащих связи между давлением и длиной трубопровода [24].

Как уже упоминалось, частота вращения при максималь­ ном крутящем моменте составляет 0,75—0,80 от номинальной частоты вращения, п хотя это сравнительно небольшой диапа­ зон, необходимые длины трубопроводов, определяемые по фор­ муле (12), будут неодинаковыми для этих двух частот враще­ ния. Поэтому, имея в виду, что для получения необходимого запаса крутящего момента приходится увеличивать цикловую подачу топлива, сохраняя при этом допустимый коэффициент избытка воздуха а, следует подбирать длину трубопровода, соз­ дающую резонанс на режиме максимального крутящего мо­ мента.

В многоцилиндровом дизеле трубопровод имеет ответвления, повороты и переменное сечение. В работе О. Лутца показано, что для такого трубопровода также применима формула (12). При площади ответвления, равной половине сечения основного трубопровода, по формуле (12) можно получить величину /, эквивалентную сумме длин основного трубопровода и одного ответвления. Это важно, и О. Лутц показал экспериментально, что его метод позволяет подбирать трубопроводы даже для 12-цилиндрового дизеля. При этом повышение давления в тру­ бопроводе составляло 25%•

С целью упрощения подбора трубопровода предложен метод ]22], предусматривающий сочетание расчета по формуле (12) и эксперимента с трубопроводом произвольной длины. При ис­ пытании па дизеле трубопровода произвольной длины, которая может быть и не «резонансной», записываются с помощью ос­ циллографа свободные колебания, по которым определяется длина волны Я]. Входящее в формулу (13) отношение г'/т пред­

2* 35