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

ну исследуемого трубопровода в м:

^ -^14,2— .

пк.

«Резонансную» длину определяем по формуле (14). Тогда разность

M = l - h

соответствует той величине, иа которую нужно изменить длину исследуемого трубопровода для получения резонанса. При по­

лать с проставками, допускающими его укорочение пли удли­ нение. Экспериментальная проверка заключается в прокручива­ нии дизеля и определении давления конца сжатия пли расхода воздуха. Следует предпочесть первый параметр, так как опреде­ ление расхода воздуха связано с установкой измерительного устройства в системе впуска, что может внести изменения в ко­ лебательный процесс. Трубопровод скорректированной длины должен обеспечивать максимальное давление сжатия (или-рас­ ход воздуха). Укорочение или удлинение трубопровода путем изменения проставок должно давать уменьшение давления сжа­ тия.

Для уменьшения длины трубопровода, необходимой для по­ лучения резонанса, были сделаны исследования, в результате которых предложен метод определения объема, заменяющего часть трубопровода. Этот объем, называемый резонатором, со­

f1, f2 — сечения входного и выходного патрубков, которые мо­ гут быть выполнены равными.

Объем резонатора в м3

— lupfi-

36

Приведенная длина /1тр не должна быть большой, иначе да­ же при сравнительно малом значении /) объем резонатора ока­ жется неприемлемым по его размерам для размещения на трак­ торном дизеле. Для получения объема резонатора 3—4 л при

этих длин вместе с длиной резонатора будет больше «резонанс­ ной» длины трубопровода без резонатора, вычисленной по фор­ муле (12) для упомянутого выше дизеля.

Форсирование дизеля повышением частоты вращения всегда приводит к некоторому уменьшению коэффициента избытка воз­ духа а. Чем больше уровень форсирования, тем меньше а, и даже в случае применения четырех клапанов с целью повыше­ ния наполнения двигателя коэффициент а может понизиться на режиме номинальной мощности примерно до 1,45, а при макси­ мальном крутящем моменте — примерно до 1,25. Такие величи­ ны, как уже указывалось, являются еще допустимыми, но воз­ можные различия дизелей при их массовом производстве (по механическим потерям, фазам газораспределения, некоторым размерам и топливной аппаратуре) могут приводить к необхо­ димости увеличения цикловой подачи топлива, а следовательно, к снижению а в сравнении с указанными значениями. Уменьше­ ние значений а в области их небольших значений влечет за со­ бой резкое снижение индикаторного к. п. д. Все это ухудшает топливную экономичность отдельных дизелей и приводит к от­ клонениям их показателей от технических условий. Поэтому увеличение наполнения двигателя, а следовательно, и а облег­ чает производство и способствует выпуску дизелей с малым раз­ личием в показателях.

Акустический иаддув является средством существенного по­ вышения наполнения. Вместе с тем в работе О. Лутца неодно­ кратно указывается, что применение акустического наддува имеет и отрицательные последствия. Вследствие увеличения по­ терь на насосные ходы повышаются общие механические по­ тери. С целью-определения влияния акустического наддува.па

.37

коэффициент наполнения и механические потерн были проведе­ ны специальные исследования экспериментального тракторного дизеля с четырехклапанной системой газораспределения.

дизеля, но с двухклапаппой системой газораспределения (штри­ ховые кривые). Как видно из приведенного графика, индивиду­ альные трубопроводы создают волнообразный характер изме­ нения pi- и рм. п в зависимости от частоты вращения. Макси­ мальное значение коэффициента наполнения г)л- = 0,99 соответст­

т|г на этих двух режимах на 8 и па 12—10%. Среднее давление

значения /щ,. „ при длинных трубопроводах и прн двухклапаппой системе газораспределения равны.

Таким образом, при акустическом наддуве действуют два фактора, противоположно влияющих на топливную экономич­ ность: увеличение наполнения и повышение механических по­ терь. Для установления суммарного влияния этих факторов бы­ ли смяты нагрузочные характеристики. Результаты показаны па рис. 17, где приведено изменение удельного эффективного рас­ хода топлива в зависимости от среднего эффективного давле­ ния. Удельный расход топлива прн наддуве на режиме номи­

38

2 и 9 г/л. с-ч. Эти эксперименты позволили установить, что акустический наддув, несмотря на увеличение механических потерь, снижает эффективный удельный расход топлива.

Индивидуальные трубопроводы, примененные в описанных экспериментах, не могут быть использованы для тракторного

j s , г / э .л е .ч

Рис. 17. Изменение удельного эффек­ тивного расхода топлива в зависи­ мости от среднего эффективного дав­ ления:

' — при обычном впускном трубопроводе;

—при пндшшдулльпых трубопроводах на

дизеля, поэтому дальнейшие исследования проводились с тру­ бопроводами, схематически показанными на рис. 18 и. 19. Каж­ дый вариант трубопровода имел несколько различных длин —- от 0,8 до 1,6 м. Результаты исследований показали, что оба ва­ рианта, так же как и длинные индивидуальные трубопроводы, создают волнообразные изменения ру и рм.п в зависимости от

диапазоне частот вращения только при спаренных трубопрово­ дах. В зависимости от длины трубопровода изменяются абсо­ лютные значения р у и /?м.к и соответствующие их максималь­ ным значениям частоты вращения.

Оптимальная длина, обеспечивающая наибольшее наполне­ ние на режиме максимального крутящего момента, оказалась одинаковой для обоих вариантов трубопроводов и равной 1,2 м. Лучшие результаты получены при спаренных трубопроводах: коэффициент наполнения на режиме максимальной .мощности "Пи—0,89, а па режиме максимального крутящего момента р>-~ л ;0,95, что соответствует повышению — на 4 и П’%. Увеличение среднего давления механических потерь на этих режимах со­ ставляло 4 и 18%. При объединенном трубопроводе коэффи­ циент наполнения и среднее давление механических потерь на режиме максимальной мощности остались без изменения в срав-

39