чалом и окончанием поступления управляющего импульса, а с некоторым запаздыванием. Время срабатывания (запаздыва­ния открытия) и время отпускания (запаздывание закрытия) за­висят не от длительности управляющего импульса, а от конст­рукции форсунки, в первую очередь от конструкции и материала магнитопровода, массы подвижных деталей и т. п. Чем короче время отпускания, тем выше быстродействие форсунки и меньше погрешности дозирования топлива. Разброс цикловых подач у одного комплекта форсунок может достигать ±4,0% на малых подачах и +1,5% — на больших.

5.1.3. Системы питания газовых двигателей

Особенности систем питания газовых двигателей связаны с физико-химическими свойствами сжиженных нефтяных и сжа­тых природных газов.

Эти системы работают под значительным давлением, под которым газ находится в баллонах, поэтому в системах нет

Рис. 5.12. Схема системы питания сжиженным газом:

1, 2 - регулировочные винты; 3, 5 - газопроводы; 4 - клапан второй ступени редук­тора; 6 - газовый редуктор; 7 - дозирующее экономайзерное устройство; 8, 10 - пру­жины; 9 - клапан; 11 - магистральный фильтр; 12 - подогреватель; 13 - манометр давленая газа в первой ступени; 14 - указатель уровня газа в баллоне; 15 - расходный вентиль газовой фазы; 16 - баллон; 17 - датчик указателя уровня; 18 - расходный вентиль жидкой фазы; 19 - наполнительный вентиль; 20 - бензиновый бак; 21 - фильтр; 22 - карбюратор; 23 - дроссельная заслонка; 24 - обратный клапан; 25 - газовая форсунка; 26 - пружина второй ступени; 27 - смеситель; 28 - бензонасос; 29 - магистральный вентиль; 30 - предохранительный клапан; 31 - вентиль контроля мак­симального наполнения бака

227

никаких насосов для подачи газа, но, с другой стороны, они имеют редукторы для понижения давления газа и подогреватель для предотвращения замерзания конденсата водяных паров, ко­торые присутствуют ? газе. Как правило, системы питания газо­вых двигателей являются двухтопливными, поскольку в качестве резервных имеют и систему питания бензином, что является отрицательным свойством, так как в таких двигателях неоп- тимальна степень сжатия и соответственно ухудшена топливная экономичность.

• Система питания сжиженным газом. В баллоне 16 (рис. 5.12) газ находится в жидком и газообразном (над поверх­ностью жидкой фазы) состояниях. Давление в баллоне зависит от состава газа и его температуры и не превышает 1,6 МПа.

При запуске, когда температура жидкости в системе охла­ждения двигателя менее 60 °С, газ из баллона отбирается через расходный вентиль газовой фазы 15, а вентиль жидкой фазы 18 при этом закрыт. После прогрева охлаждающей жидкости до 60 °С вентили 15 и 18 переключаются.

Газ, пройдя электромагнитный клапан 29, направляется по газопроводу высокого давления в подогреватель 12, где он в зме­евике нагревается и испаряется за счет теплоты жидкости из системы охлаждения двигателя. Затем после фильтра 11 газ поступает в двухступенчатый редуктор 6, где его давление пони­жается почти до атмосферного. Расход газа и его давление на выходе из редуктора регулируются автоматически в зависимости от разрежения в диффузоре и в зад россе льном пространстве путем изменения положения клапанов, управляемых системой пружин и диафрагм. При остановке двигателя редуктор автома­тически прекращает подачу газа в двигатель.

После второй ступени редуктора газ направляется в карбю­ратор-смеситель: по газопроводу 3 в систему холостого хода и в дозирующее экономайзерное устройство 7, откуда по газопрово­ду 5 газ поступает к обратному клапану 24, а затем к форсунке 25.

На холостом ходу клапан экономайзера 9 и обратный клапан 24 закрыты. По мере открытия дроссельной заслонки под дейст­вием разрежения в диффузоре открывается клапан 24 и начинает­ся подача газа через форсунку 25. При дальнейшем увеличении нагрузки открывается клапан 9 и осуществляется дополнительная подача газа через экономайзерное устройство. Устройства, ана­логичного насосу-ускорителю карбюратора, система не требует, так как редуктор обеспечивает разгоны без провалов.

Расход газа зависит от степени открытия клапанов и давле­ния во второй ступени редуктора.

Работу системы контролируют по показанию манометра 13, установленного в кабине водителя.

Давление газа в первой и второй ступенях регулируют, изме­няя натяжение пружин 8 и 26 соответственно. Регулировку на 228

холостом ходу осуществляют винтами 1 и 2, а также упорным винтом, ограничивающим закрытие дроссельной заслонки 23.

Резервная система питания бензином предназначена для кра­тковременной работы и обеспечивает получение от двигателя не более 50% номинальной мощности.

• Система питания сжатым газом. Системы подачи сжатого и сжиженного газа имеют много общего. Баллоны 5 со сжатым (до 20 МПа) газом объединяют в две батареи (рис. 5.13). После подогревателя 9, обогреваемого отработавшими газами, и редуктора высокого давления 10 (р_вых=0,8,..1,20 МПа) газ по­ступает в электромагнитный клапан 4 с фильтром, выполняющий функцию запорно-дозирующего устройства пусковой системы двигателя. Затем газ направляется в двухступенчатый редуктор низкого давления 3 (такой же, как для сжиженного газа), который понижает давление почти до атмосферного, дозирует подачу газа для приготовления смеси необходимого состава и отключает газовую магистраль при остановке двигателя.

Устройство карбюратора-смесителя 12 и резервной системы подачи бензина в основном такое же, как и при работе на сжиженном газе.

Для достижения требуемой точности дозирования и надеж­ности работы системы газ проходит тройную очистку: на входе в редуктор высокого давления, в экономайзерном клапане и на входе в редуктор низкого давления.

Рис. 5.13. Схема питания сжатым газом:

1 - трубка холостого хода; 2 - трубка для основной подачи газа; 3 - редуктор низкого давления; 4 - электромагнитный клапан; 5 - баллон; 6 - расходный вентиль; 8 - предохранительный клапан; 9 - подогреватель; 10 - редуктор высокого давления; 11 - заслонка подогревателя; 12 - карбюратор-смеси­тель; 13 - бензиновый клапан-фильтр; 14 - бензонасос

229

Для контроля за состоянием системы в кабине водителя имеются два манометра: высокого давления, который показыва­ет давление (запас) газа в баллонах, и низкого давления, харак­теризующего правильность регулировки редуктора низкого дав­ления.

2. ТОПЛИВНЫЕ СИСТЕМЫ ДИЗЕЛЕЙ

1. ОСОБЕННОСТИ КОНСТРУКЦИИ И РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ ТОПЛИВНЫХ СИСТЕМ ДИЗЕЛЕЙ

• Основные функции и типы топливных систем ди­зелей. Топливные системы дизелей осуществляют хранение за­паса топлива и подачу его в цилиндры в соответствии с порядком их работы. Требования к параметрам процесса впрыскивания и распыливания топлива в дизелях изложены в п. 3.5.1. К топлив­ной системе относятся также все требования, предъявляемые к двигателю в целом.

Топливные системы дизелей принято делить на топливные системы непосредственного впрыскивания и аккумуляторные. Оба типа топливных систем могут иметь как традиционные механические устройства управления, так и электрические с элек­тронным управлением. Топливные системы непосредственного действия в свою очередь делятся на системы разделенного типа, у которых секции насоса высокого давления и форсунки выпол­нены отдельно и соединяются топливопроводом высокого давле­ния, и насос-форсунки. Топливные системы разделенного типа получили наибольшее распространение. У насос-форсунок секция насоса и форсунка выполнены в одном узле и топливопровод высокого давления отсутствует.

Схема топливной системы разделенного типа приведена на рис. 5.14. Топливо подается из бака 14 с помощью топливопод­качивающего насоса 12 по топливопроводам низкого давления через фильтры грубой 10 и тонкой 9 очистки в топливный насос высокого давления 8 под давлением 0,05...0,15 МПа. С целью надежного удаления выделившегося воздуха топливо в линии низкого давления прокачивается через топливный насос высокого давления и избыток топлива сливается в бак по топливопроводу

14. а в ряде двигателей поступает по топливопроводам 11 или 13 в другие точки пинии низкого давления (рис. 5.14). Агрегаты линии высокого давления, включающие в себя топливный насос 8, топливопровод высокого давления 7 и форсунку б, обеспечива­ют дозирование и впрыскивание топлива в цилиндры дизеля под давлением 30...150 МПа.

ф Особенности рабочих процессов топливной си­стемы разделенного типа. Рассмотрим работу секции топ­ливного насоса высокого давления с механическим приводом 230

Рис. S.14. Схема топливной системы разделенного типа (сплош­ной линией 15 и прерывистыми 11 и 13 показаны возможные схемы отвода избыточного топлива из насоса высокого давления):

1 - края; 2 - приемный фильтр; 3 - славой кран; 4 - заливная горловина; 5 - фильтр заливной горлошшы; 6 - форсунка; 7 - топливопровод высокого давления; 8 - насос высокого давленая; 9 - фильтр тонкой очистки топлива; 10 - фильтр грубой очистки топлива; 11 - отвод на вход в фильтр грубой очитки; 12- гоямивсподаачивающий насос; 13 ■ отвод на «год ■5'0шшв0»г.я- качишиощего насоса; 14 - топливный За*; 15 - отвод в бак

плунжера и дозированием отсечкой. На рис. 5.15 стрелками пока­заны направления движения плунжера 5, нагнетательного клапа­на 5 и топлива в различные фазы работы секции. В начальный период подъема плунжера 3 во втулке 2 происходит вытеснение топлива из надплунжерной полости V_H в каналы низкого давле­ния, находящиеся в корпусе насоса, через впускное окно 1. После перекрытия торцом плунжера впускного окна начинается актив­ный ход плунжера. Под действием давления топлива в полости У_и открывается нагнетательный клапан 5 и топливо подается в объем Fg штуцера 4 (рис. 5.15, б). Вследствие насосного дейст­вия нагнетательного клапана 5 и поступления топлива в штуцер 4 на входе в топливопровод высокого давления резко нарастает давление. Образовавшаяся волна давления перемещается по топ­ливопроводу со скоростью звука в топливе. Подошедшая к фор­сунке прямая волна вызывает нарастание давления топлива в ко­рпусе форсунки, происходит открытие запирающего устройства форсунки, и начинается впрыскивание топлива в цилиндр дизеля.

231

Рве. S.15. Схемы работы (a..j) секции топливного насоса высокого давления

Форсунка и прежде всего распылив ающие отверстия имеют небо­льшое проходное сечение, поэтому от форсунки происходит ча­стичное отражение энергии, и формируются обратные волны давления, которые перемещаются от форсунки к насосу. Наложе­ние прямых и обратных волн давления объясняет сложный харак­тер колебаний давления в топливопроводе. Отражение обратной волны от насоса после окончания активного хода плунжера мо­жет привести к тому, что, когда образованная ею прямая волна вновь пойдет к форсунке, она может вторично открыть запира­ющее устройство форсунки. В результате произойдет нежела­тельное подвпрыскивание топлива. Таким образом, в топливных системах разделенного типа при подаче топлива имеет место волновой характер движения жидкости в линии нагнетания.

Окончание активного хода плунжера определяется тем, что отсечная кромка 8 открывает отсечное окно 7 (рис: 5.15, в). Этот процесс называют отсечкой: топливо через отверстие 6 и окно

7. перетекает в линию низкого давления; давление в надплунжер- ной полости быстро падает, и нагнетательный клапан под дейст­вием пружины движется вниз (рис. 5.15, в). Чтобы не допустить подвпрыскивания, нагнетательный клапан выполнен с разгрузоч­ным пояском, имеющим высоту h_I0 (см. рис. 5.17, а). Благодаря насосному действию разгрузочного пояска клапана из объема штуцера F' отсасывается часть топлива. Давление в штуцере падает, и, как правило, происходит разрыв сплошности и выделе­ние растворенного в топливе воздуха. Это обеспечивает демп­фирование подошедшей к штуцеру насоса обратной волны, что позволяет избежать подвпрыскивания.

232

При движении плунжера вниз происходит наполнение над- плунжерной полости через впускное окно 1 (рис. 5.15, г). При этом нагнетательный клапан закрыт, что не позволяет топливу из линии высокого давления перетекать обратно в надплунжерную полость. Время наполнения и проходное сечение впускного окна выбирают с таким расчетом, чтобы обеспечить полное наполне­ние надплунжерной полости во всем диапазоне рабочих режимов топливной системы.

• Классификация топливных насосов высокого да­вления. Топливные насосы различают по ряду признаков. По количеству плунжеров топливные насосы могут быть разделены на многоплунжерные, в которых на каждый цилиндр приходится один плунжер, и распределительного типа. У насосов распредели­тельного типа секция подает топливо в несколько цилиндров. По способу привода плунжера различают топливные насосы с жест­ким (механическим) приводом и с гибким (газовым, гидравличес­ким или пружинным) приводом.

Топливные насосы высокого давления различают также по методам дозирования топлива. Дозирование подаваемого в цили­ндры топлива является ответственной функцией топливной систе­мы, так как цикловая подача изменяется в зависимости от режи­ма работы в 6... 15 раз, а минимальная величина может быть равна 5...7 мм³. На автотракторных дизелях используют насосы с регулированием цикловой подачи отсечкой (см. рис. 5.15, 5.19) и дросселированием на впуске. У топливных насосов с дрос­селированием на впуске цикловая подача регулируется изменени­ем наполнения топливом надплунжерного объема. Для этого в канале, подводящем топливо к впускному окну, установлено дросселирующее устройство. Такой способ дозирования приме­няется, как правило, в распределительных насосах, так как в мно­госекционных насосах при использовании дросселирования воз­никают дополнительные сложности в обеспечении идентичности наполнения надплунжерных объемов.

Распределительные насосы принято делить на две основные группы: плунжерные (чаще одноплунжерные) и роторные. Можно разделить также распределительные насосы по схеме привода плунжеров: с внешним цилиндрическим кулачковым профилем, с торцовым кулачковым профилем и с внутренним цилиндричес­ким профилем. Первые две схемы используют в плунжерных насосах, последнюю схему — в роторных.

Топливные насосы высокого давления, использующиеся в аккумуляторных топливных системах, выполняются в двух вариантах: насосы с аккумулятором большой емкости, в которых топливо одним или несколькими плунжерами нагнетается в аккумулятор постоянного давления и из аккумулятора поступает к управляемым форсункам, и насосы с аккуму­ляторами малой емкости. В этом варианте насосов топливо

233

поступает в аккумулятор в начале нагнетательного хода плунжера, затем после создания большого давления в аккумуляторе подает- ся к форсункам. Аккумуляторные топливные системы в настоящее время применяются редко, одна- ко все более широкое использова- ние электронного регулирования топливоподачей позволяет рас- сматривать их как перспективные.

• Многоплунжерные то- пливные насосы с механи- ческим приводом и регули- рованием отсечкой. Этот тип насосов высокого давления полу- чил наибольшее распространение в автотракторных и тепловозных дизелях.

Плунжер 1 (рис. 5.16) топлив- ного насоса совместно с толкате- лем 2 совершает возвратно-посту- пательное движение под воздейст- вием кулачка 3, расположенного на валике топливного насоса, и пружины 4. Изменение цикло- вой подачи, как и в случае, проил- люстрированном на рис. 5.15, осуществляется поворотом плун- жера, отсечная кромка которого выполнена в виде винтовой ли- нии. При повороте плунжера из- меняются активный ход плунжера

и, следовательно, количество подаваемого за цикл топлива (цик­ловая подача). Изменение цикловой подачи осуществляется пу­тем перемещения рейки 5, которая с помощью зубчатой передачи и поворотной втулки 6 поворачивает плунжер вокруг его оси. Одновременно при изменении цикловой подачи изменяются и фа­зы впрыскивания: момент начала подачи остается примерно по­стоянным, конец подачи наступает раньше или позже.

Втулка 7 плунжера (рис. 5.16) в отличие от втулки, приведен­ной на рис. 5.15, имеет более жесткую конструкцию, рассчитан­ную на высокие давления впрыскивания. Она выполнена за одно целое с фланцем для крепления ее к корпусу насоса. Нагнетатель­ный клапан 8 и штуцер 9 расположены во втулке 7 плунжера.

Нагнетательные клапаны, устанавливаемые в топливных на­сосах высокого давления, отличаются разнообразием конструк- 234

Рис. 5.16. Многоплунжерный топ­ливный насос высокого давления

Рис. 5.17. Конструкция нагнетательных клапанов: а - грибкового перьевого; б - грибкового трубчатого (корректирующего); в - золотникового; г - двойного; 1 - грибок; 2 - хвостовик; 3 - центральное отверстие; 4 - разгружающий поясок; 5 - седло; б - основной клапан; 7 - дополнительный клапан; 8 - корректирующее отверстие

ции. Нагнетательный клапан разделяет линию высокого и низ­кого давления топливного насоса в промежутках между впрыски­ваниями. Тем самым исключается обратное перетекание топлива из линии высокого давления. Как было изложено выше, нагнета­тельный клапан обеспечивает устранение подвпрыскивания, а та­кже поддерживает стабильное остаточное давление. Остаточным давлением принято называть давление в полостях штуцера насо­са, топливопровода и форсунки перед началом следующего впры­скивания. С помощью нагнетательного клапана можно, как будет показано далее, корректировать скоростные характеристики по­дачи топлива.

Нагнетательные клапаны объемного действия (рис. 5.17, а...в) имеют в том или ином виде разгрузочный объем. Наиболь­шее распространение получили клапаны грибкового типа (рис.

17. а, б), имеющие в верхней части грибок 1 и разгрузочный объем с высотой h_lo, в нижней — хвостик 2 с четырьмя канавками для прохода топлива (рис. 5.17, а) или трубчатую нижнюю часть клапана с отверстием 3 (рис. 5.17, б). Принцип работы клапана золотникового типа (рис. 5.17, в) аналогичен грибковому. По мере опускания нагнетательного клапана с момента, когда ниж­няя кромка разгружающего пояска войдет в направляющий ка­нал седла 5, и до посадки на седло в штуцере насоса освобожда­ется полость, равная величине разгрузочного объема нагнета­тельного клапана. Это обеспечивает устранение возможных под- врыскиваний и стабилизацию остаточного давления в линии высокого давления.

Клапан объемного действия (рис. 5.17, б), имеющий отвер­стие 8 для прохода топлива мимо разгрузочного пояска, называ­ют корректирующим. Кроме клапанов объемного действия при­меняют нагнетательные клапаны двойного действия. На рис.

17. г приведен клапан двойного действия, состоящий из двух

235

клапанов: основного 6 и обратного 7. При нагнетании топлива оба клапана, прижатые друг к другу пружинами, поднимаются и пропускают топливо из надплунжерной полости в штуцер насоса. После отсечки и посадки клапана 6 на седло обратный клапан 7 под давлением топлива в штуцере насоса открывается и перепускает часть топлива в надплунжерную полость. Это позволяет уменьшить отражение волн давления от насоса с це­лью устранения подвпрыскиваний и обеспечивает заданное оста­точное давление в линии высокого давления, которое регулирует­ся затяжкой пружины дополнительного клапана.

• Топливные насосы распределительного типа. Применение распределительных насосов позволяет значительно (в 1,5...2 раза) уменьшить металлоемкость и габариты насосов высокого давления. Подавляющее большинство дизелей легко­вых автомобилей имеют топливные насосы распределительного типа. Они широко применяются и на тракторах малой мощности.

В настоящее время среди распределительных насосов на­ибольшее распространение получили одноплунжерные насосы с торцовым кулачковым профилем. У таких насосов ось приво­дного вала совпадает с осью плунжера и плунжер вращается с той же угловой скоростью, что и приводной вал.

Топливоподкачивающий насос 2 (рис. 5.18) поддерживает в корпусе распределительного насоса давление от 0,2 до 0,8 МПа. Излишки топлива сливаются через жиклер, расположенный

236

в верхней части корпуса. Плунжер 7 совершает вращательное и возвратно-поступательное движения с помощью приводного вала 1, четырех роликов 3 с закрепленными осями и движущейся заодно с плунжером кулачковой шайбой 4, имеющей четыре выступа. При набегании этих выступов на ролики кулачковая шайба и плунжер, преодолевая сопротивление пружины 5, пере- мещаются вправо и совершают ход нагнетания. Для дозирования подави топлива используется дозатор 6, управляемый рычагом

7. регулятора.

Рабочий цикл рассматриваемого насоса отличается от рас- смотренного ранее не только тем, что один плунжер обслуживает четыре форсунки, но и тем, что отсутствует перепуск топлива через наполнительное окно.

Наполнение надплунжерной полости 3 (рис. 5.19, а) проис- ходит при движении плунжера к НМТ (влево) и при нахождении его в НМТ. Топливо через впускное окно 1 и выточку 2 в плун- жере попадает в надплунжерную полость. Из рис. 5.19, а видно, что один из нагнетательных каналов 6 в этот период через паз 5, выточку на плунжере и окно 4 соединен с полостью низкого давления. Вследствие вращательного движения плунжера при на- хождении его в НМТ наполнительное окно постепенно перекры- вается, и, начиная с НМТ, происходит активный ход плунжера (рис. 5.19, б). Топливо через центральный канал и распредели- тельный паз 5 плунжера поступает в нагнетательный канал

4. и далее через нагнета- тельный клапан и топ-

ливопровод к форсун- ке. Заканчивается ак- тивный ход плунжера отсечкой топлива через радиальные каналы 7, ранее закрытые дозато- ром 8 (рис. 5.19, в). Та- ким образом за 1/4 по- ворота вала привода насоса полностью заве- ршается рабочий цикл подачи топлива в один из четырех цилиндров.

Изменение цикло- вой подачи осуществ- ляется перемещением дозатора 8 вдоль оси плунжера с помощью

vnraeляю птего пьгчага Рис. 5.19. Схема работы секции одноплунжерно- управляющего рычага _г0 распределительного насоса

237

Рис. 5.20. Распределительный роторный насос

регулятора, расположенного в верхней части корпуса насоса. Перемещение дозатора, например, вправо увеличивает активный ход и, следовательно, цикловую подачу топлива.

Роторные распределительные насосы отличаются от одно­плунжерных меньшими массой и габаритными размерами, но обеспечивают более низкие давления впрыскивания. Ротор 1 (рис. 5.20), осуществляющий распределение топлива, вращается во втулке 2, закрепленной в корпусе насоса. Наполнение плунжерной полости (рис. 5.20, а) происходит вследствие того, что два плун­жера 5 и два толкателя 4, прижатые центробежными силами к неподвижной кулачковой шайбе 3, расходятся и топливо через впускное окно 6 попадает в надплунжерную полость. Затем под действием кулачковых выступов на шайбе 3 плунжеры сходятся (рис. 5.20, б). В этот период впускные окна закрыты и топливо через окно 7 поступает под давлением к нагнетательному клапану и далее по топливопроводу к форсунке. Дозирование топлива осуществляется дросселированием на впуске. Для надежной ра­боты таких насосов требуется более тонкая фильтрация топлива.

ф Форсунки. Через форсунку топливо поступает в цилиндр двигателя. Форсунка осуществляет распыливание и распределе­ние топлива по камере сгорания дизеля. Форсунки подразделяют на открытые и закрытые. Последние имеют иглу, закрывающую проходное сечение распылителя в период между впрыскивани­ями.

На автотракторных дизелях применяют закрытые форсунки с гидравлическим управлением. В таких форсунках игла или клапан нагружены пружиной и открываются под действием дав­ления топлива. Вместо пружины может быть использовано гид­равлическое запирание иглы. В этом случае форсунки называют гидрозапорными.

На рис. 5.21 приведена форсунка дизелей КамАЗ. Топливо из топливопровода поступает через штуцер 1 и защитный фильтр 2 по каналу 3 в корпус распылителя 10, в результате чего в рас­пылителе повышается давление топлива. Под действием давле­ния топлива игла 8, преодолевая силу пружины 5, поднимается 238

Рис. 5.21. Конструкция закрытой форсунки с пружинным запирани- ем:

1 - штуцер; 2 - защитный фильтр; 3, 14 - подводящий и отводящий топливные каналы; 4 - регулировочные шайбы; 5 - пружина; 6 - нижняя тарелка пружины;

7 - проставка; 8 - игла распылителя; 9 - стяжная гайка; 10 - корпус распылителя;

11, 12 - штифты; 13 - корпус форсунки

и пропускает топливо к распилива- ющим отверстиям, через которые оно попадает в цилиндр дизеля. Снижение давления топлива в форсунке в период отсечки приводит к опусканию иглы под действием пружины и закрытию форсунки.

В наиболее тяжелых условиях на- ходится носок распылителя, выступа- ющий в камеру сгорания, где он подве- ргается воздействию высоких темпера- - тур. На рис. 5.22, а показана конструк- ция закрытого многоструйного распы- лителя, состоящего из корпуса и иглы.

Топливо, двигаясь в каналах распыли- теля, проходит через два дроссельру- ющих сечения: под иглой и в распили- вающих отверстиях. Многоструйные распылители применяют на дизелях с неразделенными камерами сгорания.

Количество распыливающих отверстий колеблется в зависимости от типа ка- меры от 1 до 10, а их диаметр — от

0,15 до 0,6 мм. Распылители с уменьшенными каналами перед распиливающими отверстиями (1 на рис. 5.22, а) обеспечивают снижение выбросов углеводородов с ОГ.

Важной зависимостью, характеризующей распылитель, явля­ется его гидравлическая характеристика. Гидравлическая харак­теристика распылителя представляет собой зависимость эффек­тивного проходного сечения распылителя от перемещения иглы: (jif)b=f(y). По идентичности гидравлических характеристик эта­лонных и серийных распылителей контролируют качество изго­товления распылителей в серийном производстве.

На величину влияют все последовательно расположен­ные дросселирующие сечения. находится из условия равенст­ва расходов и общего перепада давлений при движении топлива через распылитель. С учетом этого условия для

239

а>

Рис. 5.22. Распылители закрытых форсунок: а - многострунный; б - штифтовой

расчета эффективного проходного сечения распылителя исполь- зуется зависимость

(5.2)

где fi_t и f — коэффициент расхода и площадь г'-го дросселиру- ющего сечения. Характеристика многоструйного распылителя (кривая 1 на рис. 5.23) определяется, на начальном участке хода иглы проходным сечением под конусом иглы. При положении иглы на упоре дросселирует в основном проходное сечение рас- пыливающих отверстий.

Штифтовой распылитель (рис. 5.22, 6) имеет на конце иглы штифт, и топливо впрыскивается через кольцевую щель между отверстием в корпусе распылителя и штифтом. Штифт состоит,

как правило, из верхней цилинд- рической части и двух усеченных конусов, сложенных меньшими основаниями. Конструкция штиф- та определяет, с одной стороны, геометрию распыленной топлив- ной струи, с другой — гидравли- ческую характеристику распыли- теля, участвующую, в свою оче- редь, в формировании характери- стики впрыскивания. Штифтовые распылители используются в ди- зелях с разделенными камерами сгорания.

Рис. 5.23. Гидравлические характе­ристики распылителей:

1 - многострунного; 2,3- штифтовых

240

Гидравлические характеристики штифтовых распылителей приведены на рис. 5.23. Характеристика 2 соответствует распыли- телю¹ с увеличенной дросселирующей цилиндрической частью и углом нижнего конуса, равным нулю (3 на рис. 5.22, б). Рас- пылители с увеличенной дросселирующей частью обеспечивают хорошее распиливание на малых цикловых подачах. Угол нижне- го конуса штифта определяет направление струи распыленного топлива. Этот угол, если он выполнен достаточно большим (4 на рис. 5.22, б), может уменьшать проходное сечение форсунки при подъемах иглы, близких к максимальному (3 на рис. 5.23).

• Насос-форсунки. Насос-форсунки нашли меньшее при- менение, несмотря на то что устранение топливопровода высоко- го давления и минимальный объем сжимаемого при впрыскива- нии топлива позволяют с помощью насос-форсунок получить высокие давления впрыскивания (до 120...160 МПа).

Одной из причин, ограничиваю-

щих применение насос-форсунок с ме- ханическим приводом и дозированием отсечкой, является необходимость до- полнительного кулачкового вала для привода насос-форсунок. Кроме того, существенно затрудняется работа регу- лятора частоты вращения, так как в связи с неидентичностью положения реек насос-форсунок перестановочное усилие (сила, требуемая для перемеще- ния реек) велико и нестабильно в эксп- луатации. Последнее затруднение мож- но устранить, перейдя на электромаг- нитные дозирующие клапаны, управля- емые электронными регуляторами.

Насос-форсунка с клапанным регу- лированием показана на рис. 5.24. Плу- нжер 1 движется под воздействием ку- лачка вниз, вытесняя топливо через до- зирующий клапан 4 в полость низкого давления. Топливо подается в цилиндр дизеля только в тот период, когда кла- пан, управляемый электромагнитом, закрыт. Таким образом осуществляет- ся регулирование цикловой подачи и угла опережения впрыскивания.

Электронное управление дозиро- ванием и углом опережения впрыски- вания позволяет осуществить более гибкую и оптимизированную коррек- цию этих параметров для выполнения

Рис. 5.24. Насос-форсунка с механическим приводом н электронным управлени­ем дозированием и углом опережения впрыскивания:

1 - шгувжер; 2 - пружина; 3 - игла распылителя; 4 - жяядаа

241

ужесточающихся требований к экологическим показателям дви- гателя и повышения его топливной экономичности. Электронное управление получает распространение и в топливных системах разделенного типа. В насосах распределительного типа для/изме- нения цикловой подачи и угла опережения впрыскивания /требу- ются существенно меньшие перестановочные усилия, чем р мно- гоплунжерных насосах. Это создает условия для более быстрого и эффективного внедрения электронного управления в Дизелях с насосами распределительного типа. В топливных системах с многоплунжерными насосами и электронным управлением изме- нение цикловой подачи может быть осуществлено электричес- кими, электромагнитными или электрогидравлическими испол- нительными механизмами управления рейкой, а изменение угла опережения впрыскивания — гидравлическими или гидромехани- ческими муфтами опережения впрыскивания.

Разработаны конструкции многоплунжерных топливных на- сосов с электронным управлением, оборудованные двумя рей- ками, одна из которых управляет цикловой подачей, другая — углом опережения впрыскивания. Начинают применяться топ- ливные насосы с клапанным регулированием начала и конца подачи, работающие по тому же принципу, что и насос-форсунка, приведенный на рис. 5.24.

• Характеристики топливоподачи. Различают нагру- зочную и скоростную характеристики топливоподачи. Нагрузоч- ная характеристика — это зависимость цикловой подачи от ак- тивного хода плунжера при постоянной частоте вращения вала топливного насоса. В большинстве случаев такая характеристика представляет собой линейную зависимость.

Скоростной характеристикой топливоподачи называют за- висимость цикловой подачи от частоты вращения вала насоса

при постоянном активном ходе плунжера А„_х (рис. 5.25). При корректировании внешней ско- ростной характеристики топли- воподачи активный ход плун- жера может меняться. Цикло- вая подача топливного насоса с дозированием отсечкой заме- тно увеличивается с ростом ча- стоты вращения вала насоса. Это особенно проявляется при малых активных ходах плунже- ра (рис. 5.25). Основное влия- ние на протекание V,,=/(«*) оказывает дросселирование то- плива в окнах втулки плунже-

Рис. 5.25. Скоростные характеристики топливоподачи при четырех различных положениях рейки:

^ажт1 (1)>Ьахт2 (2) > (3) > W

242

ра. Чем больше скорость плунжера, тем больше дополнительно- го топлива подаст он вследствие дросселирования в окнах гиль- зы. Относительное количество топлива, поданного вследствие дросселирования, возрастает с уменьшением активного хода плу- нжера^ Поэтому рост цикловой подачи с увеличением частоты вращейия особенно заметен при малых активных ходах плун- жера.

• Корректирование скоростных характеристик то- пливоподачи. Резкое увеличение цикловой подачи с ростом частоты вращения коленчатого вала неблагоприятно сказывается на устойчивости режима работы дизеля (см. § 5.4). Чтобы повы- сить устойчивость режимов двигателя, применяют корректиру- ющий нагнетательный клапан (см. рис. 5.17, б). Конструкция такого клапана отличается наличием дополнительного коррек- тирующего отверстия 8.

С уменьшением частоты вращения увеличивается время наг- нетания и больше топлива успевает дополнительно перетечь через отверстие 8 из надплунжерного объема в объем штуцера насоса. В результате цикловая подача с уменьшением частоты вращения падает с меньшей интенсивностью или остается приме- рно постоянной. Особенно заметно действие корректирующего отверстия на малых активных ходах. В этом случае разгрузочный поясок не выходит из седла, и по мере снижения частоты враще- ния подъем клапана и, следовательно, его разгружающее дейст- вие уменьшаются. Это способствует более устойчивой работе дизеля.

Важное значение имеет корректирование внешней скоростной характеристики топливоподачи. Внешней скоростной характери- стикой топливоподачи называют зависимость цикловой подачи от частоты вращения при постоянном и соответствующем максималь-

ной нагрузке положении Корректирование дости- гается дополнительными устройствами, воздейству- ющими на рейку топливно- го насоса и, следовательно, на активный ход плунжера.

Для обеспечения необходи- мого запаса крутящего мо- мента (см. § 5.4) осуществля- ют прямую коррекцию вне- шней скоростной характери- стики на участке от режима номинальной мощности до режима максимального кру- тящего момента (АВ на рис.

26. , заключающуюся в

243

органа управления регулятором.

Рис. 5.26. Корректирование внешней скоро­стной характеристики топливоподачи

увеличении активного хода плунжера с уменьшением частоты вращения. Повышенный выброс дыма на режимах малых частот и больших нагрузок приводит к необходимости обратной коррек- ции — уменьшения цикловой подачи на участке CD (рис. 5,26).

Ход рейки и цикловая подача изменяются также с помощью корректоров давления наддува, абсолютного атмосферного дав- ления и высотного корректора (соответственно 1, 2 я 3 № рис.

26. . Наиболее гибкое и эффективное корректирование внешней скоростной характеристики осуществляется с помощью перспек- тивных электронных систем управления.

2. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ТОПЛИВНОЙ СИСТЕМЫ ДИЗЕЛЯ

• Определение требуемой цикловой подачи. Конст- руктивные элементы и регулировочные параметры топливной системы выбирают из условий обеспечения требуемых цикловой подачи и характеристики впрыскивания на основных режимах работы дизеля.

Требуемая величина цикловой подачи на режиме номиналь- ной мощности и других основных режимах может быть опреде- лена из уравнения

G₄=g_eN_tr/(l20ni), (5.3)

где i — количество цилиндров.

После определения требуемой цикловой подачи по статисти-

ческим данным и прототипам выбирают конструктивные и регулировочные параметры одного или нескольких вари- антов топливной системы и проводят сравнительные гид- родинамические расчеты про- ектируемой или модернизиру- емой топливной системы.

• Основные положе- ния расчета. Расчетная мо- дель (рис. 5.27) не включает в себя элементы линии низко- го давления, так как принима- ется допущение, что к началу расчета надплунжерная по- лость V_H заполнена топливом, а давление р_я равно давлению в линии низкого давления (р_к). Процессы в топливной

Рис. 5.27. Расчетная схема топливной системы

244

системе считаются изотермическими, плотность топлива р_г и ско­рость звука постоянны. В объемах V„, V„ (штуцера насоса) и Уф (форсунки) процессы рассматриваются как равновесные (воз­мущения в топливе в пределах данного объема распространяют­ся мгновенно). В топливопроводе длиной L и площадью /_п движе­ние принимается одномерным, фактор гидравлического трения к — постоянным. Не учитывается также податливость конечных объемов и топливопровода.

Метод расчета учитывает газовую фазу в топливной системе со следующими допущениями:

• не учитывается влияние на гидродинамические процессы выделенных при образовании разрывов сплошности воздуха и паров топлива;

• в свободных, не занятых топливом объемах давление равно нулю;

• остаточные свободные объемы V„я- перед началом впры­скивания распределены равномерно по объемам линии высокого давления;

• в конечной фазе впрыскивания при избыточном давлении ниже нуля свободные объемы в штуцере насоса и форсунке (V'_т и У_пф) рассчитываются по объемшйну балансу, а в топливопрово­де разрывы сплошности в конце впрыскивания моделируются отрицательными давлениями.

• Расчет неустановившегося движения топлива в топливопроводе. С учетом указанных выше допущений диф­ференциальные уравнения неустановившегося движения топлива можно записать в таком виде:

где х — текущая координата длины топливопровода; t — время; с — скорость топлива; а — скорость звука в топливе.

Уравнения решаются совместно с уравнениями граничных условий, описывающими процессы в насосе и форсунке, и с уче­том начальных условий. Под начальными условиями понимают скорость в топливопроводе перед началом расчета с₀ (как прави­ло, с_о = 0) и остаточное давление р₀ или при давлении /э₀ <0 остаточные свободные объемы У_осг. При К_ост>0 принимают р₀=0, а величину У_оаТ распределяют по нагнетательной магист­рали пропорционально объемам VI, V_T (топливопровода) и У_ф (рис. 5.27). Начальные условия р₀(У_т) задают приближенно и

dc 1 dp

=0,

dx a²p_r dt

(5.4)

245

затем уточняют в результате расчета нескольких процессов впры­скивания.

Неустановившееся движение топлива в топливопроводе мо­делируется прямыми и обратными волнами давления^ движущи­мися навстречу друг другу со скоростью звука. При расчетах на каждом шаге численного интегрирования At величины волн пе­редвигают на один шаг по длине Ax=aAt. Величину прямой волны F(t—L/a), прибывающей к форсунке, и обратной W(t),

прибывающей к насосу, умножают на величину e~^k(t,a>, учитыва­ющую потери на гидравлическое трение. Полученные таким об­разом величины прибывающих волн используют (в соответствии с решением системы дифференциальных уравнений) для вычисле­ния скоростей топлива с и с* во входном и выходном сечениях топливопровода и для вычисления формируемых у насоса [F(t)] и у форсунки [W (t+Lja)] волн давления.

Входное сечение топливопровода

c=-lp’-p₀+2W(t)_S-^kfL!a)]; (5.5)

^ар

т=р»-Ро+те~^НФ\ (5.6)

где р'_ъ — давление в штуцере насоса.

Выходное сечение топливопровода

c'=±\p₀-Pb+2F(t-L/a)e-^4LI% (5.7)

ар

W(t+Lja) =P₀-Pt+F(t-Lla) e~^k(t’^a), (5.8)

где рф — давление в форсунке.

Таким образом, для моделирования процесса в топливопро­воде следует осуществлять передвижение волн давления на каж­дом шаге численного интегрирования и вычислять величины с, с', F(t) и W(t+Lja).

• Расчет рабочего процесса в насосе. Кроме допуще­ний, относящихся к расчету процесса в целом и приведенных выше, принимаются допущения о пренебрежении силами трения в соединении седло — нагнетательный клапан, упругостью при­вода плунжера, волновыми явлениями в пружине нагнетатель­ного клапана.

Система уравнений, описывающих процесс в насосе, состоит из уравнений объемного баланса и уравнений динамического равновесия нагнетательного клапана:

246

ЛРм

, —fifin <го(#/)о / Vi?- Vft

GiPmfai I . / VlP* Л1 /<^С» ^z“»

Рт

ОСдИ^бп — ^Сж/Хщ/щ <J i ₊ f_c2 y^p ^ jP*I "^*fivc'j G_V;

⁶” d^^{= _}(^Мш/щ Jj_T VlPt—дЗ +/a-/™^ ffi;

(5.9)

dc, г Л-Л

л^-6« —= ^ (p*-pU +7^ (Pn-P'j d9* L 1+*?

dA_x 6n— = c,.

^d<Pi

Первое уравнение системы (5.9) является уравнением объем­ного баланса в полости над плунжером. Количество топлива, аккумулирующегося в единицу времени в объеме V_n вследствие сжимаемости, характеризуемой коэффициентом сжимаемости а, приравнивается к количеству (объему) топлива, вытесненному в единицу времени плунжером (Д, — площадь, с„ — скорость плу­нжера) за вычетом расходов топлива через эффективное проход­ное сечение fif₀ окон гильзы, через эффективное проходное сече­ние щели нагнетательного клапана, через зазоры в соедине­нии плунжер — гильза (z_n — объемный расход через зазоры) и в результате насосного действия нагнетательного клапана (f_% — площадь, с, — скорость клапана). Ступенчатые функции <т₀ и а_х здесь определяют направление потоков топлива:

<т₀= 1 прир_я>р_к, <т₀= —1 при р_я<р_к\

<Г_Ж= 1 При Р«>Рп, <7,= - 1 при Р*<Рп-

Коэффициент к_х учитывает дросселирование при перетекании вдоль перьев клапана (f_t — площадь перьев клапана; д_щ — коэф­фициент истечения через щель клапана):

(5.Ю)

Следующие два уравнения являются уравнениями объемного баланса в полости штуцера насоса У_ж. Если отсутствует разрыв сплошности в объеме V'_K, в расчете участвует второе уравнение системы, если же сплошность не восстановлена — третье. Очере-

247

дность участия в вычислениях этих двух уравнений определяется ступенчатыми функциями а_х и а[:

<г_А=0 и ау = 1 при У^2*0ирв=0;

<г_х = 1 и а[ = 0 при/>*>0 и V^=0.

Во втором уравнении количество топлива, аккумулирующе­гося в единицу времени в объеме штуцера насоса, приравнивается к расходу топлива через нагнетательный клапан и изменению объема в единицу времени вследствие насосного действия клапа­на и, кроме того, вычитается расход топлива через выходное сечение топливопровода с площадью

В левой части третьего уравнения записано изменение сво­бодного объема в единицу времени. Правая часть этого уравнения аналогична правой части второго уравнения, но с об­ратным знаком, указывающим, что увеличение количества топ­лива в полости штуцера насоса приводит к уменьшению свобод­ного объема Гш-

Четвертое и пятое уравнения системы (5.9) описывают дина­мическое равновесие нагнетательного клапана. В левой части четвертого уравнения записана сила инерции клапана с массой М, в правой — сумма сил топлива и пружины, действующих на клапан. Сила от давления топлива учитывает, что на площадь между перьями клапана действует перепад давлений

(рш-рЗ с учетом дросселирования топлива в перьях клапана (5.10). Здесь р_го — давление под клапаном в момент его страгива- ния (при Рщ=1 бар), 8 — жесткость пружины, h_t — ход клапана. Пятое уравнение описывает связь между ходом клапана А* и его скоростью.

Система уравнений граничных условий у насоса (5.9) рас­считывается методом численного интегрирования совместно с уравнениями, описывающими процессы во входном сечении топливопровода (5.5) и (5.6).

В качестве метода численного интегрирования используется метод Эйлера, согласно которому для расчета i-й переменной системы уравнений (5.9) на (i+ 1)-м шаге используется формула

Л,₊₁=Л*+Д'(4/7<1'Ь. (5.11)

Расчет рабочего процесса в форсунке. Допущения, принятые при составлении уравнений граничных условий у насо­са, действуют и при составлении уравнений граничных условий у форсунки. Система уравнений, описывающих процесс в форсун­ке, состоит из уравнений объемного баланса и динамического равновесия иглы и движущихся с ней деталей:

248

&2,r

dV₀ф

6п —— = - |/'_n,c'-^cJ <Тз;

<1<Рж

dc_H

(5.12)

М'бп —=[(/;- Л) Оф-/>ф„) +ЛРф - о

йфх

d <р_х

Первое уравнение системы (5.12) является уравнением объем­ного баланса в полости форсунки. Количество топлива, аккуму­лирующегося в объеме У_ф вследствие сжимаемости, приравнива­ется к расходу топлива через выходное сечение топливопровода /_тс' за вычетом расходов через эффективное проходное сечение форсунки (/|/)_ф (где р_п — давление в цилиндре), через зазоры в соединении игла — корпус распылителя — объемный расход через зазоры) и изменения объема У_ф вследствие перемещения иглы (fj, — площадь иглы, с_й — скорость иглы). Это уравнение вычисляется при отсутствии разрыва сплошности. Если сплош­ность не восстановлена, применяется второе уравнение. Порядок использования этих двух уравнений определяется ступенчатыми функциями а_г и а'₂^ш.

Левую часть второго уравнения системы (5.12) составляет изменение свободного объема У_аф в единицу времени, правая часть — разность расхода топлива через выходное сечение топ­ливопровода и насосного действия иглы, взятая с обратным знаком.

Третье и четвертое уравнения системы (5.12) описывают ди­намическое равновесие иглы и движущихся с ней частей, имею­щих массу М'. Здесь р'_ф — давление перед сопловыми отверстия­ми; р_Фо — давление страгивания иглы форсунки; /_л — площадь, вычисляемая по диаметру посадочного пояска иглы; 8' — жест­кость пружины иглы. Сила инерции иглы, записанная в левой части третьего уравнения, приравнивается к равнодействующей сил, действующих на иглу со стороны топлива и пружины. Чет­вертое уравнение описывает связь между ходом и скоростью иглы.

Давление перед распыливающими отверстиями вычисляют

<т₂ = 0 и а’_г~ i при Рпф>0 и р_ф = 0‘, ег₂= 1 и а'₂=0 при р$>0 и К_пф=0.

249

с учетом площади распиливающих отверстий /_с и коэффициента истечения через распиливающие отверстия

(5.13)

Характеристику впрыскивания вычисляют по уравнению рас- хода через распылитель:

dv_m Г₂

т— = (^/)ф J- ^рФ-рЛ⁶^- (5.14)

d«>x V Рт

Систему уравнений (5.12) решают совместно с уравнениями,

описывающими процессы в

выходном сечении топливо- провода (5.7) и (5.8). Чис- ленное интегрирование си- стемы (5.12) ведут методом Эйлера.

На каждом шаге числен- ного интегрирования по ме- тоду Эйлера вычисляют пе- ременные системы уравне- ний граничных условий у на- соса (5.9) совместно с урав- нениями (5.5) и (5.6). Затем производится передвижение волн давления в топливо- цроводе, после чего опреде- ляются переменные системы уравнений граничных усло- вий у форсунки (5.12) совме- стно с уравнениями (5.7) и (5.8).

В конце расчета цикла

Рве. 5.28. Результаты гидродинамическо­го расчета топливной системы

вычисляют параметры, ха- рактеризующие впрыскива- ние в целом: цикловую пода- чу, среднее и максимальное давления впрыскивания и Др.

Основные параметры, характеризующие протекание процес­са впрыскивания топлива и полученные расчетом по изложен­ному методу, приведены на рис. 5.28.

53. СИСТЕМЫ НАДДУВА

Для наддува наиболее широко применяют приводной нагне­татель (ПН) (см. рис. 1.9) и турбокомпрессор (ТК) (см. рис. 1.10). Возможно использование ПН в качестве одной, а ТК — другой ступени в комбинированной системе наддува.

В случае турбонаддува в связи с установкой турбины на пути движения газа повышается работа выталкивания, однако, по­скольку для привода ТК используется энергия ОГ, это позволяет улучшить топливную экономичность по сравнению с ПН. Пре­имуществами ТК перед ПН являются также большая компакт­ность системы наддува, большее давление наддува на средних и высоких частотах вращения, что позволяет повысить степень форсирования двигателя наддувом, а также меньший уровень шума. В то же время ПН, имея жесткую связь с коленчатым валом, обеспечивает более высокое давление наддува на малых частотах вращения, что улучшает динамические качества транс­портных средств и уменьшает выбросы сажи дизелями на малых частотах, вращения и при разгоне. Только ПН на всех режимах работы двигателя обеспечивает давление на впуске в цилиндр большее, чем на выпуске, а это необходимо для осуществления продувки двухтактных двигателей.

ТК в силу перечисленных достоинств значительно шире ис­пользуют для наддува ДВС, а ПН устанавливают в основном на двухтактных дизелях.

Различают три вида систем наддува по способу подвода газа от цилиндров к турбине:

• изобарная система с близким к постоянному давлением газа перед турбиной. В этой системе газы из всех цилиндров выходят в общий выпускной коллектор большого объема, в ко­тором пульсации давления в значительной степени сглаживаются (рис. 5.29). При расширении газов, вытекающих из цилиндра в этот объем, часть располагаемой работы теряется, способствуя повышению внутренней энергии. Достоинством системы являет-

ппппппг

Рис. 5.29. Изобарная система надду- ва

Рис. 5.30. Им­пульсная систе­ма наддува с ту­рбиной с парци­альным подво­

дом газа

251

ся то, что в стационарном потоке газа турбина работает с высо­ким КПД;

• импульсная система с турбиной, работающей в пульсиру­ющем потоке газа. Здесь газы подводятся к турбине от несколь­ких групп цилиндров, объединенных общим участком трубопро­вода (рис. 5.30). При этом обычно используют турбину с парци­альным подводом газа, т. е. когда газы от каждой группы цилиндров подводятся к части окружности колеса. В одну группу объединяются цилиндры с достаточно большим интервалом ра­боты (обычно два-три цилиндра), с тем чтобы их фазы впуска по возможности не перекрывались. Сечение и длину впускного кол­лектора стараются сделать минимальными для наиболее полного использования энергии ОГ в турбине. При этом в выпускном коллекторе создаются пульсации давления, обеспечивающие при правильном выборе фаз газораспределения и конструкции вы­пускного коллектора низкий уровень противодавления в выпуск­ном коллекторе в ходе такта выпуска из каждого цилиндра, что уменьшает работу выталкивания. Для улучшения продувки жела­тельно, чтобы минимум противодавления в выпускном коллек­торе приходился на период перекрытия клапанов. Работа им­пульсной турбины получается больше, чем изобарной, при оди­наковых условиях, поскольку потери энергии газа при его перете­кании из цилиндра к турбине меньше, а располагаемый теплопе- репад (сумма за цикл мгновенных располагаемых работ газа) — больше. При импульсном наддуве снижается КПД турбины, поскольку в связи с пульсациями давления на входе в турбину, а следовательно, и скорости газа на выходе из соплового ап­парата в широких пределах меняется угол входа потока газа на лопатки рабочего колеса. Потери же энергии минимальны лишь при определенном угле входа (так называемом безударном вхо­де). КПД снижается и за счет перетекания газа между секторами турбины с парциальным подводом газа, поскольку давление в них различно и постоянно меняется в течение цикла.

Изобарные системы более эффективны на больших частотах вращения и при больших давлениях в выпускном коллекторе (при

Рис. 5.31. Система с расположением преобразователя им­пульсов:

а, 6- в выпускном коллекторе; в - в корпусе турбины: 1 - корпус турбины, 2 - рабочее колесо

252

высокой степени форсирования турбонаддувом), когда пульсации давления сглаживаются, а импульсные системы — при малых частотах вращения и сравнительно низких давлениях в выпуск­ном коллекторе (обычно 0,16 МПа и ниже).

• система с преобразователями импульсов (рис. 5.31) явля­ется промежуточной и сочетает выгоды от пульсаций давления в выпускном коллекторе (уменьшение работы выталкивания и улучшение продувки цилиндра) с выигрышем от уменьшения пульсаций давления перед турбиной, что повышает ее КПД.

При сжатии в компрессоре температура воздуха увеличива­ется тем больше, чем выше степень повышения давления и ниже КПД компрессора, и для автотракторных двигателей обычно составляет 70... 130 °С. Промежуточное охлаждение наддувочного воздуха между компрессором и впускным коллектором двига­теля способствует повышению массового наполнения цилиндров, что используется для повышения мощности, улучшения топлив­ной экономичности, уменьшения тепловой напряженности дета­лей и снижения температуры газа перед турбиной.

На рис. 5.32 представлены схемы воздухо-воздушного и во­довоздушного охладителей наддувочного воздуха (ОНВ). Воз- духо-воздушный ОНВ устанавливается обычно перед масляным и водяным радиаторами двигателя. Охлаждение наддувочного воздуха происходит за счет обдувания ОНВ встречным и создава­емым вентилятором потоками воздуха.

В водовоздушном ОНВ используется жидкость из системы охлаждения двигателя. При этом может устанавливаться допол­нительный водяной насос, а может использоваться и основной водяной насос системы охлаждения.

Теплообмен от горячего воздуха к охлаждающей жидкости происходит интенсивнее, чем к охлаждающему воздуху, поэтому водовоздушный ОНВ более компактен, а кроме того, он

Рис. S.32. Системы охлаждения воздуха: a - воздухо-воздушная; 6 - водовоздушная; 1 - ТКР; 2 - двигатель; 3 - воздушный охлади­тель; 4 - масляный радиатор двигателя; 5 - водяной радиатор двигателя; 6 - водяной охлади­тель; 7 - водяной насос

253

обеспечивает меньшую зависимость температуры наддувочного воздуха от температуры окружающего воздуха. Воздухо-воздуш- ный ОНВ обеспечивает более глубокое охлаждение, так как тем­пература атмосферного воздуха ниже температуры жидкости из системы охлаждения.

Степень снижения температуры наддувочного воздуха (Т_х— 7i) оценивается коэффициентом эффективности ОНВ

т_ж-т_х

Есал=~г~—'» ^где Т'т, Т_х — соответственно температуры воздуха

на выходе из компрессора и холодильника; Т_охл — температура охлаждающегося агента.

Для воздухо-воздушного ОНВ в широком диапазоне режи­мов работы коэффициент эффективности £_ОМ=0,64...0,77, а для водовоздушного -Е_Охл=0,45...0,48.

Совершенство ОНВ оценивается также величиной потерь давления на преодоление гидравлических сопротивлений Ар_огя. На номинальном режиме для воздухо-воздушного ОНВ Аром—0,003...0,005 МПа, а для водовоздушного Ар_охл= = 0,002...0,004 МПа.

Воздухо-воздушные охладители используются при невысо­ких степенях форсирования турбонаддувом и при наличии встреч­ного потока воздуха, что, как правило, относится к автомобилям, а водовоздушный чаще устанавливают на тракторах и строитель­ной технике, где применяются более высокие степени форсирова­ния турбонаддувом.

• Регулирование турбонаддува. В силу различия ха­рактеристик поршневых и лопаточных машин при увеличении частоты вращения двигателя частота вращения ротора ТК воз­растает в степени 1,3... 1,5, а это приводит к получению недоста­точной величины давления наддува на малых частотах вращения и чрезмерно высокой на больших. В результате на малых часто­тах вращения из-за недостатка воздуха снижается мощность, а у дизелей при отсутствии антикорректора подачи топлива по давлению наддува ухудшается экономичность и возрастают вы­бросы сажи. На высоких частотах вращения при высоком давле­нии надцува из-за увеличения потерь на трение и газообмен также ухудшается экономичность и возрастают максимальные давления сгорания, что может привести к поломке двигателя. Кроме того, поскольку у транспортных двигателей ТК, как пра­вило, настраивается на промежуточную частоту вращения, на крайних частотах вращения его КПД снижается, что дополните­льно ухудшает экономичность на этих режимах.

Чтобы обеспечить более благоприятное изменение давления наддува и высокую экономичность двигателя в широком диапа­зоне рабочих режимов, применяют регулирование турбонаддува,

254

при котором различными методами достигают увеличения дав- ления наддува на малых частотах вращения и (или) уменьшения на больших. Желательно также уменьшать давление наддува на малых нагрузках. Необходимость регулирования турбонаддува возрастает с увеличением номинальной частоты вращения двига- теля и степени его форсирования турбонаддувом.

Регулирование может быть внешним и внутренним. Внешнее регулирование осуществляется вне ТК. Это может быть дроссели- рование воздуха или газа на входе и выходе из комп-

рессора и турбины (позво- ляет ограничить давление наддува, но при этом заме- тно ухудшается экономич- ность). Можно настраивать ТК на номинальный режим работы двигателя, а на ма- лых частотах вращения и нагрузках искусственно подкручивать ротор либо струей масла, подающего- ся на специальную турби- ну, либо путем подачи топ- лива и воздуха в дополни- тельную камеру сгорания

перед турбиной (система «Гипербар»). На режимах работы дви­гателя, где используются такие методы регулирования, ухудша­ется его экономичность. Применяется также перепуск части воз­духа после компрессора и части газа, минуя турбину. Последний способ регулирования (рис. 5.33) применяется наиболее широко. Перепуск газа конструктивно прост, надежен, не приводит к ухуд­шению экономичности двигателя на режимах, не требующих регулирования (при закрытом перепускном клапане; рис. 5.33).

В то же время при открытии перепускного клапана не удает­ся в полной мере достичь наилучших показателей экономич­ности, поскольку при этом теряется энергия части ОГ, движущих­ся в обход турбины.

Потерь энергии газа можно избежать при использовании внутреннего регулирования, основанного на использовании по­движных элементов в проточных частях компрессора и турбины. Наиболее эффективна установка поворотных лопаток в диффузо­ре компрессора и направляющем аппарате турбины (рис. 5.34, а), однако такой способ может успешно применяться в ТК, име­ющих диаметры колес более 110 мм, которые не используются для наддува основной массы автомобильных и тракторных дви­гателей. Для небольших ТК предложены различные способы изменения минимального сечения подводящей улитки турбины

255

Рис. 5.33. Схема перепуска газа:

1 - цилиндр; 2 - мембрана; 3 - пружина; 4 - пере­пускной клапан; S - турбина; 6 - компрессор

F_to. С уменьшением F_m увеличивается скорость входа газа на лопатки колеса турбины, что ведет к повышению частоты враще­ния и соответственно росту давления наддува. Однако при этом происходит повышение противодавления газа в выпускном кол­лекторе, что приводит к увеличению работы выталкивания. На малых частотах вращения выгодно уменьшать величину F_m, по­скольку работа выталкивания на этом режиме мала, а на боль­ших частотах вращения и малых нагрузках — увеличивать.

На рис. 5.34, б показана турбина со ступенчатым регулирова­нием минимального сечения подводящей улитки. При открытой заслонке газ подводится к колесу по обоим каналам (jF_TomM), а при закрытой — только по одному каналу (F_ntoia). Бесступенчатое регулирование показано на рис. 5.34, в, г. На рис. 5.34, в уменьше­ние F„ достигается путем поворота диска с язычком, на рис. 5.34, г — при закрытии двух заслонок на выходе из входного патрубка.

Широкому применению внутреннего регулирования препят­ствуют конструктивная сложность и недостаточная надежность работы подвижных элементов в условиях высоких температур и сажеотложения, которые имеют место в турбине. Кроме того,

Рис. 5.34. Методы внутреннего регулирования турбины:

а - поворотные лопатхи в диффузоре компрессора а на­правляющем аппарате турбины; б - подвод газа к голе- су по одному или двум каналам; в - поворотный диск с язычком; г - поворотные заслонки ва выходе из вход­

ного патрубка

256

наличие в проточных частях компрессора и турбины дополни­тельных поворотных элементов приводит к уменьшению их КПД на всех режимах работы.

5.4. УСТОЙЧИВОСТЬ И АВТОМАТИЧЕСКОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ

1. УСТОЙЧИВОСТЬ РЕЖИМА РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЯ

• Установившиеся режимы и устойчивость режима работы двигателя. Режимы работы двигателя могут быть установившимися (равновесными) и неустановившимися (нерав­новесными). Установившимися режимами называют такие, при которых параметры, характеризующие работу двигателя (М_г, п и др.), с течением времени не изменяются. При установившемся режиме работы крутящий момент двигателя М_х равен моменту сопротивления потребителя энергии М_с

Уравнения (5.15) и (5.16) и подобные им для других парамет­ров, характеризующих работу двигателя, называют уравнениями статического равновесия.

При неустановившемся режиме двигатель вырабатывает эне­ргию, большую или меньшую той, которая необходима для преодоления внешней нагрузки или в случае холостого хода — механических потерь.

М_Х = М_С,

при отсутствии внешней нагрузки

Мi A/цц=0, Pi Рм.и~ 0.

(5.15)

(5.16)

»х

М_с

с регулятором

Рис. 5.35. Устойчивость режимов работы двигателя под нагрузкой: а - устойчивый; 6 - неустойчивый (без регулятора)

9—487

257

Рис. 5.36. Устойчивость режимов холостого хода: а - устойчивый; б - неустойчивый (без регулятора)

Под устойчивостью режима работы понимают способность системы двигатель — потребитель восстановить равенство их крутящих моментов при изменении частоты вращения. Рассмот­рим примеры устойчивого и неустойчивого режимов (рис. 5.35, а, б). Предположим, во время работы двигателя на установившемся режиме по каким-то причинам произошло увеличение частоты вращения на величину Ап'. При устойчивом режиме работы двигателя (рис. 5.35, а) M'_Q > М'_х и двигатель будет уменьшать частоту вращения, возвращаясь в исходное состояние. При не­устойчивом (без регулятора) режиме работы двигателя (рис. 5.35, б) подобное увеличение частоты вращения на Ап' приведет к М_Х>М'_С и двигатель будет увеличивать частоту вращения (дви­гатель «идет в разнос»). В случае уменьшения частоты вращения на Ап" в зависимости от крутизны характеристики M_x=f(n) Двигатель или дальше уменьшает частоту вращения и останав­ливается (рис. 5.35, б), или возвращается в исходное состояние (рис. 5.35, а).

На рис. 5.36 приведены аналогичные примеры устойчивой (а) и неустойчивой (б) работы двигателя на режиме холостого хода. Устойчивость режимов работы двигателя можно оценить коли­чественно. Она зависит от разности моментов сопротивления и крутящего момента, вызванной определенным отклонением Лсо угловой частоты вращения коленчатого вала двигателя (рис. 5.37), и количественно оценивается фактором устойчивости:

F^iAMc-AMJjAto.

С учетом допущения о линеаризации зависимостей М от со можно записать

d М_е d М_ж

АМ_е=— А со; А М,=— Аю.

du> dа

258

	* 1 ^ £ ’Ч1
. г/		*<а
	Л оо <—*■	СО

Подставив эти выражения в формулу F_m получим ^Мк

Мс

йМ_с Ш_х F_s=- —. (5.17)

асо асо

Устойчивость режима определя- ется величиной и знаком F_a.

В рассмотренном примере (см. рис. 5.37) F_a<0 и режим не- устойчив.

• Необходимость уста- новки на двигатели автома-

тических регуляторов часто- ты вращения. Устойчивость ре- жима определяется, как это видно из рис. 5.35 и 5.36, формой кривой зависимости крутящего момента

от частоты вращения. Известно, что характер зависимости М_х от частоты вращения определяется комплексом (t]ijai)t},p_xt}_M. В кар­бюраторных двигателях с искровым зажиганием наиболее значи­мым фактором воздействия на М_х при неизменном положении дросселя является t]_v. Особенно резко падает наполнение двига­теля и М_х с увеличением п при сильно прикрытой дроссельной заслонке, как это показано на рис. 5.38, а.

В дизелях основным фактором, определяющим повышение М_х с ростом п, является снижение а вследствие увеличения цик­ловой подачи V_n. Снижение М_х дизеля с повышением п особенно заметно при малых активных ходах плунжера (рис. 5.38, б).

Таким образом, сравнение зависимостей М_% от частоты вра­щения показывает, что скоростные характеристики двигателя с

Рис. 5.37. К определению фактора устойчивости двигателя

Рис. 5.38. Скоростные характеристики: а - двигателя с искровым зажиганием при различных величинах открытия дроссельной заслонка (Др): Др,>Др₂> Др₃>Др₄>Др₅>Др₆; б - дизеля при различных величинах активного хода плунжера (Л_ш): Д_ШТ1>А_агг2^>^итЭ^>

^ ^»ггД Ацт5 > Лостб

259

искровым зажиганием обеспечивают большую устойчивость по сравнению с дизелем. Особенно велико различие на режимах малых подач смеси или топлива.

В двигателе с искровым зажиганием внезапное снятие вне­шней нагрузки сопровождается меньшим относительным увели­чением п (рис. 5.38, а). При частоте вращения выше и„ процессы смесеобразования и тепловыделения в двигателе с искровым зажиганием ухудшаются меньше, чем в дизеле. В связи с этими обстоятельствами двигатели с искровым зажиганием эксплуати­руются или без регулятора, или с ограничителем частоты враще­ния (предельным регулятором).

В дизеле внезапное снятие внешней нагрузки при всех поло­жениях регулирующего органа приводит к сравнительно боль­шому увеличению частоты вращения. При частоте вращения выше й„ не только увеличиваются механические и тепловые на­грузки, но и ухудшаются процессы смесеобразования и сгорания, а также повышается выброс дыма. Режимы холостого хода и ма­лых нагрузок могут быть мало устойчивыми (F_a^0) или вообще неустойчивыми (F_a<0) (см. рис. 5.35, б и 5.36, б). Поэтому на транспортные дизели следует устанавливать регуляторы, работа­ющие по крайней мере на двух скоростных режимах: предельном и минимальном.

Устойчивость двигателя необходима и при работе на внеш­ней скоростной характеристике. Важно, чтобы максимальный крутящий момент М_хваа на заданную величину превышал момент на режиме номинальной мощности М_т. Для количественной оценки изменения М_х по внешней характеристике применяют: номинальный коэффициент запаса крутящего момента /*„ = = (^хпах~Ми) • (ЮО/Мщ), коэффициент приспособляемости к_м = =М_хтлЛМ_жя и скоростной коэффициент к_а = п_н/п_я (рис. 5.38).

Наличие достаточного запаса М_х облегчает управление дви­гателем, позволяя реже изменять передаточное отношение между двигателем и потребителем. С этих позиций целесообразно уве­личение к^ и уменьшение до определенных пределов к_а.

В двигателе с искровым зажиганием номинальный коэффи­циент запаса крутящего момента достигает 25...35%, и допол­нительная коррекция внешней скоростной характеристики не ну­жна. В автотракторных дизелях требуется коррекция внешней скоростной характеристики с целью обеспечения Ця по внешней скоростной характеристике: от 10...15 до 30...35% в зависимости от назначения и условий эксплуатации дизеля. Коррекция запаса крутящего момента обеспечивается изменением активного хода плунжера и, следовательно, подачи топлива с помощью прямого корректора (участок АВ на рис. 5.26). Прямой корректор встра­ивается, как правило, в регулятор (см. рис. 5.40 и 5.41). Высокие

260

значения могут быть получены путем использования регулиро­вания наддува в сочетании с коррекцией подачи топлива.

2. АВТОМАТИЧЕСКИЕ РЕГУЛЯТОРЫ ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ

• Классификация регуляторов частоты вращения. Двигатели с искровым зажиганием, как правило, не имеют регу­лятора или на них устанавливаются предельные регуляторы (огра­ничители) частоты вращения. Эти регуляторы срабатывают по­сле повышения п>п_к (рис. 5.39, а). Автотракторные дизели обо­рудуют всережимяыми и двухрежимными регуляторами. На рис.

39. 6, в, г приведены их скоростные характеристики при различ­ных положениях педали (рычага) управления. Позиция 1 соответ­ствует полному нажатию на педаль, позиции 2...5 — частичному. На дизелях тракторов, дорожных машин и многих грузовых автомобилей устанавливают всережимные регуляторы, которые воздействуют на регулирующий орган на всех эксплуатационных частотах вращения (рис. 5.39, 6). Регуляторы, обеспечивающие ограничение по максимальной и минимальной частоте вращения, называют двухрежимными (рис. 5.39, в). Двухрежимные регуля­торы не воздействуют на рейку топливного насоса в основном диапазоне режимов между п₂ и п_ъ (рис. 5.39, в). Скоростные характеристики в этом диапазоне режимов могут быть улучшены при использовании всережимных регуляторов с пологим протека­нием скоростных характеристик (рис. 5.39, г). Двигатели, исполь­зуемые для привода электрогенераторов, комплектуются, как правило, однорежимными прецизионными регуляторами, позво­ляющими поддерживать заданную частоту вращения в достаточ­но узких пределах.

Узел регулятора, измеряющий отклонение регулируемого параметра (частоты вращения), называется чувствительным

Рис. 5.39. Скоростные характеристики двигателей, оборудованных различными

регуляторами:

а - предельным; 6 - всережимным; в - двухрежимным; г - всережимным с пологим протекани­ем скоростных характеристик

261

элементом. В тех случаях, когда чувствительный элемент непо­средственно связан с регулирующим органом двигателя (рейкой топливного насоса или дроссельной заслонкой карбюратора), регулятор называется регулятором прямого действия. Если меж­ду чувствительным элементом и регулирующим органом двига­теля включается усилительный элемент, регулятор называют ре­гулятором непрямого действия. В автотракторных двигателях используются регуляторы прямого действия.

Наибольшее распространение в настоящее время получил механический чувствительный элемент центробежного типа. Ре­гуляторы частоты вращения в этом случае называют механичес­кими. Могут использоваться также пневматические, гидравличес­кие и электрические чувствительные элементы, тогда соответст­венно регуляторы называют пневматическими, гидравлическими и электрическими (электронными). Применение электрических чувствительных элементов позволяет включить регулятор часто­ты вращения в комплекс электронной системы управления двига­телем.

• Схемы регуляторов частоты вращения. Упрощен­ная схема всережимного регулятора частоты вращения приведена на рис. 5.40, а. На установившемся режиме центробежная сила грузов 4 уравновешивается натяжением пружины 1, задаваемым рычагом управления 5. При увеличении частоты вращения грузы 4 перемещают муфту 3 влево и передвигают рейку б топливного насоса в сторону уменьшения цикловой подачи V_v Уменьшение подачи топлива приводит к уменьшению частоты вращения и поддержанию ее в заданном диапазоне. Снижение частоты вращения приводит к перемещению рейки 6 под действием пру­жины 1 в сторону увеличения цикловой подачи и, следовательно, увеличению частоты вращения и поддержанию ее в заданном диапазоне.

а) в)

Рис. 5.40. Схемы регуляторов: а - всережимного; 6 - двухрежимного

262

Водитель, устанавливая положение рычага управления J, задает таким образом диапазон, в котором может изменяться частота вращения вала двигателя при изменении нагрузки. Так, например, при промежуточном положении рычага 5 обеспечива­ется поддержание частоты вращения на регуляторной ветви 3 от

до Яш»* (см. рис. 5.39, б). Водитель, перемещая рычаг управле­ния 5 вправо (например, до упора 2), увеличивает натяжение пружины. Центробежная сила грузов в этом случае сможет пре­одолеть сопротивление пружины при более высокой частоте вра­щения, и двигатель работает с частотой вращения, соответст­вующей регуляторной ветви 1 (см. рис. 5.39, б).

Двухрежимные регуляторы позволяют осуществить регули­рование двух скоростных режимов путем использования двух пружин с различной предварительной деформацией и жесткостью (пружины 7 и 8 на рис. 5,40, б). Пружина 7 с меньшей пред­варительной деформацией и жесткостью начинает сжиматься под действием центробежных сил грузов 4 при частоте вращения п₁ (см. рис. 5.39, в), муфта 3 передвигается влево и перемещает рейку 6 топливного насоса в сторону уменьшения цикловой подачи топлива (рис. 5.40, б). Это приводит к резкому уменьшению М\. При частоте вращения п_г (см. рис. 5.39, в) муфта регулятора достигнет втулки 9 и остановится, так как втулка находится под воздействием сильной пружины 8, установленной с большой предварительной затяжкой. При дальнейшем изменении частоты вращения в пределах от п₂ до п_ъ регулятор не воздействует на рейку топливного насоса и подачей топлива управляет водитель. При частоте вращения п₃ центробежная сила грузов оказывается равной суммарному усилию пружин 7 и 8. Поэтому дальнейшее увеличение частоты вращения вызывает перемещение муфты и рейки в сторону уменьшения цикловой подачи топлива. Рас­смотренный регулятор обеспечивает две зоны регулирования: А и Б. В диапазоне п₂<п<п₃ регулирование частоты вращения осуществляется водителем, воздействующим на рейку топлив­ного насоса.

Двухрежимные регуляторы в условиях городского движения автомобиля с дизелем обеспечивают уменьшение дымности ОГ и снижение расхода топлива на 5...7% по сравнению с всережим­ным регулятором. Это происходит в основном потому, что при разгонах всережимный регулятор, как правило, переводит рейку топливного насоса в положение, соответствующее режиму пол­ной подачи, а потом уже устанавливается цикловая подача в со­ответствии с нагрузкой. При использовании двухрежимного регу­лятора рейку перемещает водитель и имеет возможность избе­гать резких нажатий на педаль управления.

В свою очередь всережимные регуляторы более универса­льны. Их способность автоматически поддерживать заданную

263

частоту вращения коленчатого вала двигателя удобна в управле­нии автомобилем и работой вспомогательных агрегатов автомо­биля (подъемник самосвала, автопогрузчик и т. д.). Особенно эффективен всережимный регулятор на дизелях тракторов и до­рожных машин.

Всережимные регуляторы с пологим протеканием скоро­стных характеристик при п₂<п<п₃ (см. рис. 5.39, г) в основном сохраняют преимущества двухрежимного регулятора по топлив­ной экономичности и дымности. В то же время устраняется основной недостаток двухрежимного регулятора — менее устой­чивая работа дизеля в диапазоне режимов п_г<п<п_г.

Для обеспечения требуемого коэффициента запаса крутяще­го момента регулятор дополняется прямым корректором. Одним из используемых конструктивных исполнений прямого коррек­тора является подвижный упор рейки топливного насоса (рис.

39. а). При работе дизеля на внешней скоростной характеристи­ке уменьшение частоты вращения от и* до п* приводит к переме­щению рейки б и упора рейки, находящегося в корпусе коррек­тора 10, вправо, в сторону увеличения цикловой подачи. Переме­щение рейки происходит под действием основной пружины регу­лятора 1, которая при уменьшении частоты вращения преодоле­вает центробежную силу грузов и противодействие пружины корректора 10.

На рис. 5.41 показаны схемы работы всережимного регуля­тора с наклоном пружины 1 регулятора. При положении рычага управления 3 на упоре (рис. 5.41, а, в, г) ось пружины 1 почти перпендикулярна рычагу 7 и пружина обеспечивает наибольшее усилие, противодействующее центробежной силе грузов 13. По­ложение рычага управления 3, обеспечивающее холостой ход, соответствует почти параллельному расположению пружины

1. относительно рычага 7 (рис. 5.41, б). В этом положении пружи­на почти не развивает усилия, противодействующего перемеще­нию рычага 7. Таким образом, переменный наклон пружины регулятора используется для создания переменной приведенной жесткости пружины с целью уменьшения зависимости степени неравномерности от частоты вращения.

В регулятор встроены пружина 4, обеспечивающая пусковую подачу, и прямой корректор 9. При пуске (рис. 5.41, а) рычаг управления находится в левом положении, а промежуточный рычаг 7 прижат главной пружиной 1 регулятора к упору мак­симальной подачи 10. Вследствие малой частоты вращения сла­бая пусковая пружина 4 перемещает регулирующий рычаг 5 и му­фту 12 в крайнее левое положение. В крайнем левом положении, соответствующем увеличенной цикловой подаче, находится и рейка 2 топливного насоса, что обеспечивает необходимое пусковое обогащение.

264

Рис. 5.41. Схемы работы всережимного регулятора: а - режим пуска; 6 - режим холостого хода; в - номинальный режим, начало коррек­ции; г - режим остановки с помощью специального рычага; П - пуск; ПН - полная нагрузка; XX - холостой ход; О - остановка

На рис. 5.41, б рычаг управления находится в положении, обеспечивающем режим минимальных оборотов холостого хода. Положение рычага управления 3 с плечом 14 и устройством для натяжения пружин таково, что главная пружина 1 регулятора не натянута. Центробежную силу грузов уравновешивает слабая пружина холостого хода 8. Равенство центробежной силы грузов и усилия пружины холостого хода достигается при достаточно большом отклонении вправо муфты 12, рычагов 5,6,7 и рейки 2, обеспечивающем подачу топлива на минимальных оборотах хо­лостого хода.

9*—487

265

Схема на рис. 5.41, в соответствует работе на режимах* внешней скоростной характеристики при действующем коррек­торе подачи топлива. Рычаг управления 3 находится в крайнем левом положении, а промежуточный рычаг 7 — на упоре мак­симальной подачи 10. Частота вращения ниже номинальной приг водит к тому, что пружина корректора 9, преодолевая центро­бежную силу грузов 13, перемещает муфту 12, рычаги 5,6 та. рейку

2. влево, в направлении некоторого увеличения цикловой подачи топлива. Это увеличение подачи топлива обеспечивает заданный запас крутящего момента.

На рис. 5.41, г показана схема регулятора после выключения подачи топлива с помощью рычага 11, поворот которого вызы­вает перемещение нижнего шарнира рычага 5. Верхнее плечо рычага и рейка топливного насоса отклоняются вправо, обес­печивая выключение подачи топлива.

3. СТАТИКА АВТОМАТИЧЕСКОГО РЕГУЛИРОВАНИЯ ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ

О Статическая характеристика регулятора. Регуля­торные ветви скоростной характеристики представляют собой зависимости М* и других показателей двигателя от частоты вращения при постоянных положениях рычага управления. Они характеризуют статические свойства системы автоматического регулирования, представляющей собой совокупность взаимодей­ствующих. двигателя и регулятора. Вид регуляторной ветви ско­ростной характеристики определяется прежде всего статической характеристикой регулятора. Кроме того, на регуляторную ветвь влияют характеристика механической передачи от муфты чувст­вительного элемента регулятора к рейке топливного насоса, ха­рактеристики изменения цикловой подачи топлива от частоты вращения и положения рейки топливного насоса, зависимости крутящего момента от количества подаваемого топлива.

Рассмотрим статические характеристики регулятора на при­мере всережимного регулятора прямого действия с механическим чувствительным элементом (рис. 5.42). В механическом чувстви­тельном элементе регулятора действуют две основные силы: сила упругости пружины р„р и центробежная сила грузов pj. Действие сил упругости пружины можно заменить восстанавливающей си­лой Е, приведенной к оси муфты регулятора. Для этого следует учесть угол /J наклона оси пружины к оси муфты регулятора и относительное расположение точек А, В и С на рычаге 7 (рис. 5.42):

Рис. 5.42. Схема всережимного механи­ческого регулятора прямого действия:

1 - пружина; 2 - упоры; 3 - муфта; 4 - грузы; 5 - рычаг управления; б - рейха; 7 - рычаг

Рис. 5.43. Характеристики меха­нического чувствительного элеме­нта при различных предваритель­ных затяжках пружины регулято­ра и угловых скоростях:

1 - поддерживающие силы Ат² при че­тырех со (большие величины Асор со­ответствуют большим Шр); 2 - восста­навливающие силы Е при трех ф (боль­шие величины Е соответствуют боль­шим ф)

При неизменном положении рычага управления и, следова­тельно, постоянной величине ф (предварительной деформации пружины) Е нелинейно зависит от перемещения муфты z, так как угол /? при этом будет меняться. Кроме того, Е зависит от предварительной деформации пружины ф, т. е. Е=Д}(/, z). При статическом расчете регулятора вычисляют зависимости E=f(z) при различных величинах ф (2 на рис. 5.43).

Центробежная сила грузов зависит от массы грузов т, рас­стояния от центра тяжести груза до оси вращения г и угловой скорости вала регулятора ю_р:

Pj=mra>l.

Действие центробежной силы грузов на муфту можно заме­нить поддерживающей силой, действующей по оси движения муфты:

л 2 ^2

А Юр = тг - сор,

Ъ

где а и Ь — размеры, характеризующие положение грузов от­носительно муфты (рис. 5.42). Зная коэффициент А при каждом положении муфты, можно построить зависимости поддержива­

267

ющей силы от положения муфты при различных со_р (см. сплош- ные линии 1 на рис. 5.43).

Равновесное положение муфты может поддерживаться толь- ко в случае равенства восстанавливающей и поддерживающей сил:

E-Acol = Q. (5.18)

Уравнение (5.18) называют уравнением статического равно- весия регулятора.

Совокупность равновесных положений муфты при неизмен- ной предварительной затяжке пружины можно определить ана- литически, находя Юр из уравнения статического равновесия Шр = =*у[Ща для диапазона возможного изменения z. Полученную зависимость угловых скоростей со_р от равновесных положений

муфты z при заданной постоянной величине ф называют статической характеристикой регулятора или равновесной кривой (рис. 5.44). По оси абсцисс откладывают равно- весные положения муфты z: z—z^ соответствует полной нагрузке, z=z_m„— режимам холостого хо- да; по оси ординат — соответству- ющие равновесным положениям муфты угловые скорости вала регу- лятора. Статические характеристи- ки всережимного регулятора (1...4

^zmin z_mat z на рис. 5.44) определяют протека-

ние регуляторных ветвей, начина­йте. 5.44. Статистические харак- юхцихся от внешней скоростной ха- теристики всережимного регул*- _раКтеристики дизеля (рис. 5.39, б).

^тора • Основные параметры,

характеризующие статику автоматического регулиро­вания частоты вращения. В процессе работы регулятора появляются силы, вызывающие отклонение муфты от равновес­ных положений, и важно оценить в таких случаях устойчивость регулятора. Например, изменение равновесного положения муф­ты z₀ на величину Az (см. рис. 5.43) приводит к тому, что восстанавливающая сила (Е^+АЕ) оказывается больше поддер­живающей силы ([А ■ (о$]₀+АА Ор). В результате избыточная си­ла направлена в сторону возвращения муфты в исходное положе­ние. При отклонении положения муфты от z₀ в сторону уменьше­ния z поддерживающая сила становится больше восстанавлива­ющей и стремится возвратить муфту в исходное положение. Такое равновесное положение муфты регулятора является устой­чивым и количественно оценивается фактором устойчивости

268

F_p=[AE-A(Acot)]/Az.

Значения Ей А зависят от положения муфты z, в связи с чем АЕ=~ Az и А(АсОр) = а}р — Az,

<h dz

тогда с учетом этих соотношений

F_p = dE/dz—coj dA/dz. (5.19)

Положительная величина F_p соответствует устойчивому положе­нию равновесия муфты, отрицательная — неустойчивому. Обя­зательным требованием к регулятору частоты вращения является обеспечение F_p > 0 на всех рабочих режимах.

Для количественной оценки способности регулятора поддер­живать заданный скоростной режим двигателя при изменении нагрузки используют понятие степени неравномерности <5_Р:

^pmax Q^pmin

<5_Р= , (5.20)

<Bpqj

где (орлах — угловая скорость вала регулятора при работе на холостом ходу и принятом положении органа управления регуля­тором; (Иртш — угловая скорость при полной нагрузке и том же положении органа управления регулятором; (Орср—средняя уг­ловая скорость; «Мрср=(о’гтн+сВрштЗД (рис. 5.44). Степень нерав­номерности можно определить и по соответствующей регулятор­ной ветви внешней скоростной характеристики (5 на рис. 5.39, б):

ftp — (Ищи ^min)/^cp-

С уменьшением частоты вращения поддерживающая сила Асор уменьшается, а изменение восстанавливающей силы (в слу­чае постоянной жесткости пружины регулятора) при перемеще­нии муфты ОТ Znrin до 2_ШИ почти не зависит от угловой скорости. Это приводит к нежелательному увеличению <5_Р с уменьшением частоты вращения, так как при меньшей частоте вращения для преодоления восстанавливающей силы требуется изменить уг­ловую скорость грузов регулятора в большем диапазоне. Чтобы уменьшить рост <5_Р с уменьшением со_р, используют наклонное положение пружины регулятора (см. рис. 5.41) или заменяют пружину регулятора комплектом пружин, в котором по мере увеличения частоты вращения в работу включается большее ко­личество пружин. Эти мероприятия позволяют уменьшить вос­станавливающую силу и, следовательно, <5_р при уменьшении ча­стоты вращения.

269

Уравнение статического равновесия регулятора (5.18) не учитывает силы трения R_v, которая действует в регуляторе, топливном насосе и в других узлах аппаратуры. С учетом трения равновесие муфты регулятора определяется уравнением

E-A<al±R_v=0. (5.21)

В зависимости от знака силы i?_P, который определяется направле­нием действия разности сил Е и Асо², из этого уравнения можно найти два предельных значения угловой скорости, соответству­ющих одному положению муфты: со_р — при увеличении угловой скорости грузов, «»р — при ее уменьшении, т. е.

coZ = yJ(E+Rj]A; а,; = ^(Е-Я,)/А. (5.22)

В интервале угловых скоростей oj_p — оз_р (рис. 5.44) регуля­тор не реагирует на изменение ш_р, поэтому указанный интервал угловых скоростей называют областью нечувствительности, а отношение

^K-_ffl;)/[K+_ffl;)/2] (5.23)

— степенью нечувствительности. Степень нечувствительности можно определить и по регуляторным ветвям внешней скоро­стной характеристики (см. рис. 5.39, б). Ветви Г и Г получают при одном положении рычага управления, причем регуляторную ветвь 1" определяют, постепенно увеличивая частоту вращения коленчатого вала дизеля, а ветвь Г — уменьшая частоту враще­ния. Степень нечувствительности вычисляют по формуле

вр = (и"—n')j[(n"+л')/2].

Если (5.23) умножить и разделить на сумму (Юр+Шр), то получим ер = (Юр — tOp²)/(2t»p), где со_р = (со" + Юр)/2. После подста­новки выражений (5.21), полагая сo_p=*Je/A, получим

Bp-RJE или ep=R_PIAm_p. (5.24)

Из выражений (5.24) следует, что с уменьшением ш_р степень нечувствительности увеличивается. Для понижения степени нечу­вствительности в соответствии с формулами (5.24) уменьшают силу трения и увеличивают восстанавливающую и поддержива­ющую силы регулятора. Уменьшение силы R_p достигается обиль­ной смазкой, заменой трения скольжения трением качения, уме­ньшением количества трущихся пар и т. д. В топливных системах с многоплунжерными насосами сила Rp в основном зависит от

270

перестановочного усилия рейки — силы, затрачиваемой на пово­рот плунжера, поэтому мероприятия по уменьшению этой силы приводят к существенному снижению Лр. Увеличение поддер­живающей АсОр и связанной с ней восстанавливающей Е сил достигается увеличением массы грузов, введением передачи, по­вышающей угловую скорость регулятора по сравнению с угловой скоростью коленчатого вала двигателя, и соответствующим уве­личением силы пружин регулятора.

ГЛАВА б

ЭКОЛОГИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВС

6.1. ТОКСИЧНОСТЬ И ДЫМНОСТЬ ОТРАБОТАВШИХ ГАЗОВ

1. ОСНОВНЫЕ ОПРЕДЕЛЕНИЯ

Современные масштабы выпуска поршневых ДВС и их ис­пользование привели к тому, что етало значительным их воздей­ствие на окружающую среду. Условия существования жизни на земле возможны, как известно, в очень узких пределах изменения физических и химических характеристик окружающей среды. Раз­меры выбросов от ДВС таковы, что они существенно могут менять концентрации химических веществ, входящих в состав воздуха, воды, почв, которые становятся опасными для жизни биологических существ и прежде всего для человека.

Учение об экологических характеристиках ДВС следует по­нимать как раздел промышленной экологии, который рассматри­вает воздействие техники на природу. Это воздействие может быть от единичного двигателя — локальное, или от всей совокуп­ности эксплуатируемых ДВС совместно со всеми элементами ин­фраструктуры, обеспечивающей их эксплуатацию,— глобальное.

К экологическим показателям ДВС следует отнести такие, которые характеризуют прямое и косвенное воздействие на окру­жающую среду. В соответствии со вторым законом термодина­мики ДВС всегда будет выбрасывать теплоту в окружающее пространство. Чем выше КПД двигателя, чем лучше его топлив­ная экономичность, тем выше его экологические качества.

Цикличность работы ДВС и процесс сгорания топлива пред­полагают использование кислорода воздуха и химические пре­вращения веществ в цилиндре ДВС с образованием вредных веществ, а затем их выброс в атмосферу.

Кроме тепловой ДВС выбрасывает в окружающее простран­ство механическую энергию — акустическое излучение (вибрации и шум).

Таким образом, совокупность показателей, характеризую­щих:

272

о

£

ф тепловое и вещественное взаимодействие работающего ДВС с окружающей средой;

• акустическое излучение (шум), вибрации;

ф количества конструкционных и эксплуатационных матери­алов, расходуемых при изготовлении и использовании ДВС;

• количества энергии, затрачиваемые при производстве и использовании двигателей и материалов, следует понимать как определяющих качество экологической чистоты ДВС.

Схема, приведенная на рис. 6.1, показывает в общем виде взаимодействие ДВС с окружающей средой.

Прежде всего следует отметить техногенное воздействие на окружающую среду при создании двигателя. Начало его имеет место при разведке и добыче полезных ископаемых, идущих на изготовление конструкционных и эксплуатационных материалов, затем собственно производство двигателей. Технологические процессы изготовления также сопровождаются вредными выбро­сами, которые концентрируются главным образом в пределах заводских территорий. Оценка экологических качеств технологи­ческих процессов изготовления (литье, ковка, механическая об­работка, сборка) и их сравнительный анализ — важная самосто­ятельная задача, здесь же ограничимся самой общей характери­стикой, каковой является величина затрат энергии, которые име­ют место при производстве единицы материала (чугуна, стали, бензина) или собственно двигателя.

Таблица 6.1

Наименование показателей		Констругционвые материалы					Эксплуатационные материалы
	стань, чугун	алю­ миний	медь	свинец, сурьма	пласт­ массы	резина	бензин	дизель- вое топ­ ливо	мотор- вое масло
Выбросы вредных ве­ществ, г/кг: аэрозоли СО,	548,6	3,82	9,24	9,12	4,85	5523,59	3,59	2,53	35,9
	1898,7	1705,2	764,4	676,2	3550	8607,02	695,5	489,6	6955
СО	1542,8	15,08	83,53	69,45	8,75	2471,2	15,43	10,86	154,3
NOx	3,46	22,8	10,22	9,04	3,7	0,69	1,9	1,34	19,0
СН	8,61	0,17	0,08	0,07	85,7	152,01	8,92	6,28	89,2
SOx	22,15	120,06	1122	194,0	61,0	437,68	21,81	15,36	218,1
Потребление 02, м /кг	2,59	2,9	1,3	1,15	5,0	14,7	1,498	1,054	14,981
Энергозатра­ты, кВт • ч/кг	15,15	58,0	26,0	23,0	33,7	40,99	4,96	3,49	49,6

Сведения о величине выбросов некоторых веществ при про­изводстве основных конструкционных и эксплуатационных мате­риалов (металлов, пластмасс, резинотехнических изделий), топ­

274

лив и масел приведены в табл. 6.1. Все величины выбросов удельные, т. е. они отнесены к единице массы материала. Данные, содержащиеся в табл. 6.1, позволяют делать сравнительные оцен- ки совершенства существующих и проектируемых конструкций ДВС, а также дать заключения о том, какова мера воздействия на окружающую среду при производстве материалов для изготовле- ния двигателя и обеспечения его использования.

Естественно, при этом необходимо знать расходы матери- алов на изготовление дви- гателя; для существую-

щих двигателей сведения о фактических расходах материалов известны.

При проектировании в первом приближении до- статочно знать массу дви- гателя. В этих целях мож- но использовать данные, приведенные на рис. 6.2.

Здесь даны поля значений величины удельной массы двигателя М_ул в зависимо- сти от его мощности.

Размеры общих теп- ловых выбросов можно характеризовать данны- ми, приведенными на рис.

6.3. На рисунке дано об- щее количество энергии Е_т, использованное чело- веком, а также общее ко- личество автомобилей JV_a, эксплуатировавшихся в мире в 50...90-е годы

(рис. 6.3, а) и расход нефти, газа и угля (рис. 6.3, б). Естественно, количество работающих поршневых двигателей существенно бо- льше, чем количество автомобилей, так как следует учитывать мототехнику, сельскохозяйственные и дорожно-строительные ма- шины, стационарные установки, суда и самолеты с поршневыми двигателями. В этом случае общее количество ДВС приближает- ся к 1 млрд.

Не будет грубой ошибкой считать, что вся тепловая энергия сжигаемого в ДВС топлива выделяется в окружающую среду, что приводит к ее подогреву.

Одновременно расходуется кислород воздуха, а также вы­брасываются ОГ, большую долю в которых по массе составляет

ПО 280 J20 Ne , кВт

Рис. 6.2. Зависимость удельной массы ПДВС от мощности

275

Рис. 6.3. Энергопотребление (а) и количество автомобилей в мире (б)

диоксид углерода С0₂. Диоксид углерода экологически опасен, так как в совокупности с другими химическими веществами он препятствует излучению теплоты земным шаром в окружающее пространство, что приводит к появлению «парникового» эффек­та — повышению средней температуры атмосферы.

Снизить выбросы С0₂ позволяет переход на использование в качестве топлива природного сжатого газа. Снижение выбросов С0₂ возможно также при осуществлении непосредственно на двигателе конверсии природного газа с водяным паром и С0₂, частично извлекаемым из ОГ, с одновременным использованием их теплоты и энергии, уходящей в охлажденную среду, так как конверсионные реакции являются эндотермическими. При такой реализации конверсии теплоиспользование в ДВС получается более высоким, так как возникающий в результате конверсии синтезированный газ имеет более высокую теплотворную спосо­бность, чем исходное газовое топливо.

Такие же положительные эффекты дает использование по аналогичной схеме спиртового топлива — метанола.

Следующим шагом по уменьшению выбросов С0₂ является использование водорода в качестве моторного топлива.

В отработавших газах присутствует очень большое количест­во химических веществ (до 300), из которых главное внимание уделяется так называемым токсичным составляющим СО, СН, N0, и саже (твердым частицам). Токсичными называются веще­ства, оказывающие вредное влияние на организм человека и окружающую среду.

276

Очень часто вся проблема экологического совершенства ДВС сводится к поиску способов снижения содержания этих токсичных веществ в ОГ. Безусловно, они вредны и их выбросы нужно снизить, но этим задача экологического совершенствования ДВС не исчерпывается. В ОГ содержатся также канцерогенные вещест­ва, соединения серы и свинца и множество других составляющих, которые по степени токсичности опаснее, чем СО, СН и N0, (см. п. 3.3.4).

Помимо ОГ источниками токсичности двигателей являются также картерные газы и испарение топлива в атмосферу. На­ибольшее выделение токсичных веществ в атмосферу происходит с ОГ, поэтому уменьшению токсичности ОГ уделяется главное внимание.

Концентрацию токсичных компонентов в сухих ОГ оценива­ют в объемных процентах, миллионных долях по объему (млн^-1) и реже в миллиграммах на 1 л ОГ.

Диапазоны изменения количества токсичных компонентов в ОГ приведены в табл. 6.2.

Таблица 6.2

Наименование токсичного компонента ОГ	Дизель	Двигатель с искро­вым зажиганием
Оксид углерода СО, %	0,1... 0,3	0,1...6,0
Оксиды азота, млн-1	50...2000	0...4000
Углеводороды, мли~1	10...200	50...1000
Саха, мг/л	до 0,40	до 0,05

На основании действующих в нашей стране санитарных норм на предельное содержание токсичных веществ в воздухе можно в первом приближении принять следующее соотношение токсичности компонентов СО : NO* : СН = 1 : 25 : 67.

2. НОРМИРОВАНИЕ ТОКСИЧНОСТИ И ДЫМНОСТИ ОТРАБОТАВШИХ ГАЗОВ ДВИГАТЕЛЕЙ

Стандарты и правила законодательно устанавливают пре­дельно допустимые нормы выброса токсичных веществ с ОГ, а для дизелей установлены нормы и на дымность ОГ или содер­жание в них твердых частиц. Наиболее широко используются европейские и американские стандарты и правила.

Комплекс европейских стандартов и правил включает в себя два вида испытаний: проверка автомобилей в эксплуатации и ис­пытание автомобилей или двигателей на стендах (рис. 6.4).

Испытания в эксплуатационных условиях проводятся по упрощенным методикам с использованием портативной

277

Комплекс

стандартов

X

Проверка		Испытания
автомобилей		на стендах

X

Двигатели с

искробым зажиганием

со, сн

1

Дизели

AbMHOcmbjr_^

X

Q_a >3500 кг

кбтомобили

на беговых барабанах

Автомобили 6 « 3500 кг

а.

Двигатели на тормозных стендах
	1
Дизели			Двигатели с искробым зажиганием

СО,СН, NO*. I СО,СН, N0» дымность ОГ 1 I дымность ОГ

СО,СН, N0,

Ui j ^иыппис!(1ь Jl j

Рис. 6.4. Испытания для определения токсичности н дымности ОГ

аппаратуры. Автомобили с бензиновыми и газовыми двига­телями испытывают на выброс СО и СН при минимальной и повышенной частотах вращения коленчатого вала на холостом ходу.

Автомобили с дизелями испытывают на дымность ОГ при свободном ускорении и максимальной частоте вращения вала на холостом ходу.

Более полную оценку токсичности и дымности ОГ автомо­билей и двигателей проводят на заводах, при этом выполняются заданные совокупности режимов, называемые циклами.

Оценочными и нормируемыми показателями служат выбро­сы СО, N0* и СН, а для дизелей также дымность ОГ или содержание твердых частиц.

Автомобили с полной массой не более 3500 кг (легковые, микроавтобусы и т. п.) с дизелями и двигателями с искровым зажиганием испытывают по так называемому ездовому циклу на стенде с беговыми барабанами. Испытание состоит из части I, в течение которой четыре раза повторяется городской цикл А, а затем следует высокоскоростная часть И, имитирующая движе­ние автомобиля по шоссе (рис. 6.5).

Двигатели грузовых автомобилей (масса более 3500 кг) ис­пытывают на тормозных стендах по 9-режимному циклу (двига­тели с искровым зажиганием) или по 13-режимному циклу (дизе­ли).

278

Рис. 6.5. Режимы испытаний на стенде с беговыми ба­рабанами

3. ВЛИЯНИЕ РАЗЛИЧНЫХ ФАКТОРОВ НА ТОКСИЧНОСТЬ ОТРАБОТАВШИХ ГАЗОВ ДВИГАТЕЛЕЙ С ИСКРОВЫМ ЗАЖИГАНИЕМ

ф Состав смеси оказывает большое влияние на токсич­ность ОГ. Как следует из рис. 6.6, при а< 1 существенно возраста­ет концентрация СО и СН, при этом, даже когда для двигателя в целом а =1,0 в ОГ, содержится некоторое количество этих токсичных компонентов, что объясняется неравномерностью со­става смеси по цилиндрам, наличием в камере сгорания зон с обогащенной смесью.

При обеднении смеси выход N0* сначала растет, что связано с увеличением концентрации в продуктах сгорания атомарного кислорода, затем при а> 1,05...1,10 в результате падения тем­пературы сгорания образование NO* уменьшается.

При работе на газовом топливе (пропан-бутан) кривые СО и СН близки, а кривые N0* сильно различаются. Для сжижен­ного газа концентрация NO_x в ОГ меньше, чем для бензина, а вся кривая смещается в зону более бедных смесей. При работе двига­теля на водороде выбросы СО и СН отсутствуют, а N0* значи­тельно больше, чем при работе на бензине, так как на составах смеси, близких к стехиометрическому, водород сгорает с очень высокими скоростями.

Состав смеси на режиме холостого хода, как это следует из рис. 6.7, не только существенно влияет на концентрацию СО и СН, но одновременно от а сильно зависит и стабильность работы двигателя, в частности его колебания на подвеске.

279

Рис. 6.6. Влияние а на состав ОГ Рис. 6.7. Изменение состава ОГ и

амплитуды а колебаний двигателя на подвеске в зависимости от а. (холос­той ход)

Наименьшая величина средней амплитуды а этих колебаний име­ет место при а=0,8...0,85, когда наблюдается также минимальная концентрация СН. С обеднением смеси при а> 0,80...0,85 выброс СО уменьшается, однако из-за пропусков воспламенения в от­дельных циклах сильно возрастает концентрация СН и увеличи­вается амплитуда колебаний двигателя на подвеске.

• Угол опережения зажигания вблизи его оптималь­ного значения (с точки зрения экономичности работы двигателя) почти не влияет на концентрацию СО и СН, однако с ростом <ро.з концентрация NO* возрастает и особенно заметно при а> 1,0.

Отступление от рекомендуемых для данного двигателя <р_{о г} в сторону более поздних способствует снижению выбросов NO_x, но при этом одновременно ухудшаются и экономические показа­тели. Работа с чрезмерно ранним зажиганием недопустима, так как при этом увеличивается выброс N0* и ухудшаются другие показатели.

• Совершенствование рабочих процессов и смесе­образования. Конструкция камеры сгорания влияет на образо­вание СН: чем меньше отношение поверхности к объему камеры и объем камеры над вытеснителем, тем меньше образуется СН. На концентрацию СО и N0* эти факторы заметного влияния не оказывают.

Увеличение степени сжатия вызывает рост максимальной температуры цикла и приводит к увеличению отношения поверх­ности камеры сгорания к ее объему. Первый фактор определяет повышение концентрации NO_K при а > 1,0, а второй — увеличение выхода СН.

В двигателях с вихревым движением заряда, создаваемым

280

в процессе впуска, при сильном увеличении интенсивности вихря (особенно в сочетании с обеднением до смеси а= 1,4...1,5) могут возрастать выбросы СН.

Улучшение смесеобразования уменьшает выброс СО в об­ласти богатых смесей, но может несколько увеличить концент­рацию N0* на бедных смесях.

4. СНИЖЕНИЕ ТОКСИЧНОСТИ ОТРАБОТАВШИХ ГАЗОВ ДВИГАТЕЛЕЙ С ИСКРОВЫМ ЗАЖИГАНИЕМ

Наибольшие трудности при соблюдении действующих и пер-- спективных норм на токсичность ОГ связаны со снижением вы­бросов N0*, а на режимах пуска,прогрева и холостого хода — со снижением выбросов СН и СО.

Для снижения токсичности ОГ рекомендуется использовать следующие мероприятия.

• Повышение качества изготовления двигателей путем совершенствования технологических процессов и в первую очередь ужесточения технологических допусков на изготовление деталей, формирующих камеру сгорания, систему подачи топ­лива, впускные трубопроводы и систему зажигания. Это обес­печивает уменьшение различий значения степени сжатия в от­дельных цилиндрах, улучшает распределение смеси по цилинд­рам, позволяет существенно приблизиться к оптимальным со­ставам смеси и углам опережения зажигания.

Улучшение конструкции поршневых колец уменьшает угар масла и, следовательно, снижает выброс СН и канцерогенных веществ.

• Совершенствование систем питания и .тжаулпал имеет исключительно большое значение. Для карбюраторов по­мимо повышения точности изготовления его основных деталей существенное значение имеют совершенствование систем пуска, прогрева и холостого хода, применение экономайзера принуди­тельного холостого хода и т. п. Наилучшие результаты по сниже­нию токсичности ОГ дает применение системы впрыскивания бензина.

Транзисторная система зажигания увеличивает энергию эле­ктрической искры, что улучшает воспламенение и позволяет ра­ботать на более бедных смесях. Микропроцессорное управление системой зажигания позволяет изменять угол опережения зажи­гания по сложному закону, обеспечивающему выполнение требо­ваний к процессу сгорания с точки зрения снижения токсичности ОГ и улучшения топливной экономичности.

• Применение бензинов с малым содержанием тет­раэтилсвинца, переход на газообразные топлива. Сни­жение или полный отказ от этапирования бензинов позволяет

281

влиять на выброс соединений свинца и обеспечить требуемую долговечность каталитических нейтрализаторов (см. § 13.2 кн. 2). Перевод двигателя на газообразное топливо обеспечивает сниже­ние выброса NO, примерно в два раза, а также дает некоторое уменьшение концентрации СО. Это связано с тем, что при работе на газе возможно эффективное использование более бедных сме­сей, сгорающих при меньшей температуре, а также снижение неравномерности состава смеси по цилиндрам.

9 Рециркуляция отработавших газов. Определяющее влияние на величину общей токсичности ОГ двигателей с ис­кровым зажиганием на режимах больших и средних нагрузок оказывают выбросы N0*. Уменьшение выбросов МО* представ­ляет собой сложную задачу. Если часть ОГ из системы выпуска направить во впускной трубопровод, то концентрация топлива в заряде уменьшится. Это вместе с относительно высокой тепло­емкостью продуктов сгорания приводит к понижению макси­мальной температуры цикла и концентрации кислорода в заряде, а значит, способствует уменьшению образования N0* и понижает их концентрацию в ОГ на 40...50%. Опыты показывают, что для такого снижения концентрации NO_x во впускную систему необ­ходимо подавать ОГ в количестве до 20% от количества воздуха.

Чрезмерно большая рециркуляция вызывает увеличение вы­бросов СН и заметное ухудшение топливной экономичности. Следовательно, рециркуляцию необходимо регулировать в зави­симости от нагрузки двигателя, для чего служит специальный клапан-дозатор ОГ.

Рециркуляция ОГ более эффективна на режимах средних нагрузок, когда максимальная температура при сгорании смеси достаточно высока и в заряде имеется избыток кислорода. При полном открытии дроссельной заслонки рециркуляция не исполь­зуется, так как она снижает мощность двигателя. На холостом ходу и малых нагрузках рециркуляция также не используется, так как в ней нет необходимости.

В карбюраторных двигателях ОГ подаются во впускной трубопровод за дроссельной заслонкой, чтобы не нарушать до­зирования смеси и избегать образования в карбюраторе отложе­ний.

• Нейтрализация отработавших газов — радикаль­ный способ уменьшения токсичности ОГ. Для автомобильных двигателей наибольшее применение получили каталитические нейтрализаторы (см. § 13.2 кн. 2), в которых специальные вещест­ва (катализаторы) ускоряют протекание реакций окисления СО и СН, а также восстановления N0*.

Каталитический нейтрализатор, применяемый для нейтрали­зации трех компонентов (СО, СН и N0*), называется трехком- поненгным или бифункциональным, его эффективность в значительной

282

0,92 0,96 1,00 оi

0,8 1,0 1,1 1,2<*

Рис. 6.8. Зона эффективной ' Рис. 6.9. Характеристика работы трехкомпонентного кислородного датчика (Л-

нейтрадизатора зонд)

степени зависит от состава смеси, на которой работает двигатель. На рис. 6.8 показано изменение степени преобразования к, ток­сичных компонентов ОГ от состава смеси

с,—с;

ki= ,

Ci

где с, и с[ — соответственно концентрации i-го компонента на входе и на выходе из нейтрализатора.

Существует очень узкий диапазон составов смеси вблизи ас= 1,0, когда имеет место высокая степень преобразования одно­временно всех трех основных токсических компонентов, г. е. когда количество кислорода, освобождающегося при восстанов­лении N0*, достаточно для окисления СО и СН.

Поддержание состава смеси в таком узком диапазоне воз­можно в основном при применении систем впрыскивания топ­лива с электронным управлением* по сигналу кислородного дат­чика (А-зонд), характеристика которого показана на рис. 6.9. Как видно, в требуемом диапазоне состава смеси сигнал А-зонда изменяется почти ступенчато, что позволяет электронному блоку управления впрыскивания бензина поддерживать состав смеси при а«1,0 с точностью +1%.

Принципиальная схема управления топливоподачей в двига­теле с трехкомпонентным нейтрализатором показана на рис. 6.10.

'Карбюраторы с электронным управлением применяются очень редко.

283

Os a

rOl

f

Рис. 6.10. Управление тошшвоподачей (я=1,0) по сигналу кислородного

1 - электронный блок управления; 2 - трехкомпонентный каталитический нейтрализа- тор; 3 - Л-зонд; 4 - электромагнитная форсунка; S - измеритель расхода воздуха

5. ВЛИЯНИЕ РАЗЛИЧНЫХ ФАКТОРОВ НА ТОКСИЧНОСТЬ И ДЫМНОСТЬ ОТРАБОТАВШИХ ГАЗОВ ДИЗЕЛЕЙ

• Способ смесеобразования оказывает заметное влия­ние на токсичность ОГ. Эго объясняется тем, что в предкамере или вихревой камере процесс сгорания происходит при понижен­ных температурах и а. Догорание заряда в основной камере также идет при относительно невысоких температурах. По этим причинам в дизелях с разделенными камерами сгорания образу­ется меньше NO„ чем в дизелях с камерой сгорания в поршне. Кроме того, как показано на рис. 6.11, дизели с разделенными камерами выбрасывают с ОГ меньше продуктов неполного сго­рания при относительно небольшой дымности* выпуска, что объясняется лучшим догоранием СО, СН и сажи в надпоршневом объеме.

Токсичность и дымность ОГ дизелей с неразделенной каме­рой сильно зависит от интенсивности вихревого движения заряда и от согласования ее с параметрами факела и мелкостью рас­пиливания топлива.

В дизелях с пристеночным смесеобразованием, особенно на

•Дымность ОГ дизелей характеризуется оптической плотностью К, кото­рая определяется на специальном приборе методом просвечивания и выражается в процентах.

датчика:

284

режимах пуска и прогрева, имеет место повышенный выброс СН и СО.

• Степень сжатия влияет на токсичность ОГ главным об­разом через изменение температу­ры заряда. Увеличение последней с ростом е приводит к улучшению смесеобразования, особенно на малых нагрузках и частотах вра­щения вала, поэтому выброс СО снижается.

Чтобы при этом не возрастал выброс N0*, соответствующим образом подбирают сочетание интенсивности вихревого движе­ния заряда и параметров впры­скивания топлива.

Увеличение е может способ­ствовать повышению выброса СН. Отрицательное влияние ока­зывают на токсичность ОГ так называемые защемленные объ­емы (надпоршневой зазор и т. п.), в которых воздух почти не испо­льзуется для сгорания топлива.

• Подача топлива. Уве-

сн,

MAh

600

400

200

О

СО,’/.

0,04

0,02

О

	N0^
	-—		—-
		сн
-
		со
-
		к
		—		«■» —

NOx

ши

то то то юоо 800 600 т

■1

ю

о

то 1800 2200 2600 п,мим~'

Рис. 6.11. Дымность и токсичность ОГ двигателей:

— - с разделенной камерой сгорания; с камерой сгорания в поршне

личение давления впрыскивания при данном диаметре распыли- ваюхцих отверстий позволяет позже начинать впрыскивание, оставляя неизменным его окончание, в результате чего уменьша- ются выброс N0* и дымность ОГ. При подвпрыскивании в ци- линдр дополнительно подается небольшое количество топлива,

которое плохо распиливается и сгорает на линии расширения с образованием СО, СН и сажи.

После посадки иглы на седло пу- зырьки газа в подыгольном объ- еме расширяются в результате подогрева и вытесняют топливо в камеру сгорания, где создается локальное обогащение смеси на ходе расширения, что приводит

к увеличению выброса СН. Осо- ^ _бЛ2. влияние подыгольвого

бенно ЭТО заметно В дизелях С ка- объема распылителя на содержа-

мерОЙ сгорания В поршне, у кото- ние СН в ОГ дизеля с камерой

сгорания в поршне

285

100

80

60

К,%

20

10

		№		/ /
	ч	-	У/ S	t
				/
	ч		fs	/
	К j >		ч
			N;
			>	\

Si,

град

JO

20

10

40 30 20

10 ВМТ -10 %.ц_п,^гР^ад

Рис. 6.13. Влияние <р_{о вп} на дым­ность ОГ дизеля с камерой сго­рания в поршне: без наддува; — - с над­дувом

рых подыгольный объем состав­ляет 0,3...5 мм³. Влияние этого объ­ема на содержание СН в ОГ иллюст­рирует рис. 6.12.

• Угол опережения впры­скивания (<jP₀._Bii) обусловливает зна­чительное изменение длительности периода задержки воспламенения и доли топлива, впрыснутого за этот период, что сказывается на продо­лжительности диффузионного сго­рания. Например, если 9₁ сокраща­ется, то доля топлива, впрыснутого до начала быстрого сгорания (А V,), становится меньше, а роль диффу­зионного сгорания и дымность ОГ соответственно возрастают (рис. 6.13). При уменьшении (р_ола в ре­зультате снижения температуры сго­рания образование NO* значительно замедляется.

Конечно, всегда следует по­мнить, что при уменьшении <р_{о ш} ухудшаются экономические и энер-

возрастает дымность ОГ,

гетические показатели работы дизеля.

• Режим работы. При увеличении нагрузки дизеля (р_е>0,4...0,5 МПа) смесь обогащается и полнота сгорания ухуд­шается, поэтому возрастает выброс СО и резко повышается дымность ОГ (рис. 6.14, а). Влияние температурного фактора является определяющим в процессе образования N0* в области малых и средних нагрузок, и лишь при больших цикловых пода­чах топлива рост выхода NO, замедляется или даже прекращает­ся вследствие появления в камере сгорания значительных объе­мов, в которых практически отсутствует свободный кислород.

Увеличение частоты вращения до п=2000 мин^-1 приводит к снижению дымности ОГ вследствие улучшения смесеобразова­ния, однако при п>2000 мин'¹ дымность опять несколько воз­растает, что объясняется преобладающим влиянием сокращения времени сгорания топлива. На образование NO_x, СО и СН часто­та вращения влияет слабо (рис. 6.14, б).

В дизелях с камерой сгорания в поршне дымность ОГ на низких скоростных режимах возрастает в 1,5...2 раза по сравне­нию с номинальным режимом. Это объясняется тем, что при уменьшении частоты вращения ухудшается распиливание и сме­шение топлива с воздухом и сажа, образующаяся в зонах камеры с переобогащенной смесью, оказывается в зонах с избытком

286

к,%

60

40

20

С

СН,

мг/л

1,0

0,5

О

0,1 0,3 0,5 0,7р_е>МПа то 1700 2100 2500 п, мин'¹

Рис. 6.14. Влияние нагрузки (а) и частоты вращения (б) на токсичность ОГ четырехтактных дизелей

кислорода слишком поздно, не успевая там окисляться. Поэтому подачу в диапазоне низких частот вращения необходимо ограни­чивать, т. е. обеспечивать соответствующее корректирование ско­ростных характеристик топливоподачи.

В период разгона автомобиля с дизелем, особенно ccjm последний имеет турбонаддув, в результате кратковременного обогащения смеси значительно возрастает дымность ОГ, в то же время имеет место лишь относительно небольшое увеличение концентрации СО, СН и N0*.

6. СНИЖЕНИЕ ТОКСИЧНОСТИ И ДЫМНОСТИ ОТРАБОТАВШИХ ГАЗОВ ДИЗЕЛЕЙ

Главное значение и одновременно наибольшие трудности при улучшении экологических показателей дизелей связаны со снижением выбросов N0* и дымности (твердых частиц) ОГ.

Для снижения токсичности и дымности ОГ рекомендуются следующие мероприятия.

О Совершенствование процессов смесеобразова­ния и сгорания. Преимущество этого способа заключается в том, что одновременно со снижением дымности ОГ и содержа­ния в них СО и СН улучшаются мощностные и экономические показатели двигателя. Однако интенсификация сгорания приво­дит к увеличению концентрации N0,. Для снижения токсичности ОГ дизеля необходимо сокращать длительность задержки восп­ламенения и за этот период впрыскивать основную долю топ­

287

лива, стремясь к тому, чтобы сгорание происходило в течение второй фазы с небольшой скоростью, а в завершающих фазах — с наибольшей возможной интенсивностью.

Существенное снижение токсичности ОГ можно получить путем надцува дизеля, увеличивая при этом обеднение смеси примерно до 0^0 = 2.

• Топливо и присадки. Увеличение цетанового числа топлива уменьшает период задержки воспламенения, жесткость работы и максимальное давление сгорания, что оказывает слож­ное влияние на образование токсичных компонентов и дыма. На малых и средних нагрузках увеличение цетанового числа способ­ствует уменьшению выброса N0* и СН, а на больших (в некото­рых случаях) — повышению дымности выхлопа. Чем больше в топливе легких фракций, тем лучше его испаряемость, а значит, более однородным будет состав смеси в камере сгорания, что приведет к снижению дымности ОГ и концентрации в них N0_X. Добавка к дизельному топливу в количестве до 1% антидымных присадок, например на основе бария, марганца и тетраэтилсвин­ца, позволяет при больших нагрузках в несколько раз понизить дымность ОГ и содержание в них альдегидов и бензпирена.

Использование спиртов в качестве добавок к дизельному топливу сопровождается значительным снижением дымности ОГ при одновременном уменьшении выбросов N0* и СО. Однако выбросы СН при этом сильно возрастают.

При работе газодизеля на малых и средних нагрузках, т. е. при использовании обедненных газовоздушных смесей, возраста­ет выброс СН и СО. На полных нагрузках может наблюдаться повышенный выброс N0*. Выбросы СН и N0* снижаются при увеличении запальной дозы жидкого топлива. Дымность ОГ газодизеля существенно ниже, чем у дизеля.

• Техническое состояние дизеля. Интенсивность дым­ления и токсичность ОГ сильно зависят от технического состоя­ния и регулировок топливоподающей аппаратуры. Недопустимы подтекание топлива из распылителя, неправильная регулировка давления начала впрыскивания, зависание иглы распылителя и т. п.

Большое значение имеет тепловое состояние распылителя. Перегрев распылителя выше 180...200 °С приводит к его закок- совыванию, нарушению характеристик впрыскивания, ухудше­нию идентичности подачи топлива через отдельные распылива- ющие отверстия _v В этом случае увеличиваются дымность и ток­сичность ОГ. При засорении воздухоочистителя или потере гер­метичности клапанов токсичность ОГ может возрасти в резуль­тате снижения наполнения цилиндров и компрессии. В изношен­ном дизеле в пристеночную зону цилиндра попадают частички масла, что увеличивает выброс высокотоксичного бензпирена

288

в 8...10 раз. Правильная эксплуатация, т. е. поддержание дизеля в хорошем техническом состоянии, и стабильность регулировок топливной аппаратуры в сочетании с систематическим контро­лем дымности и токсичности ОГ позволяют снизить общий выброс токсичных веществ на 30...40%.

• Рециркуляция ОГ более эффективна на режимах малых и средних нагрузок, причем ее эффективность в дизелях с камерой сгорания в поршне выше, чем в дизелях с разделенными камера­ми. Естественно, что на больших нагрузках рециркуляция ОГ уменьшает индикаторный КПД и увеличивает выброс СО.

Сходное с рециркуляцией ОГ воздействие на снижение выхо­да N0* имеет подача воды во впускной трубопровод или цилиндр дизеля. В последнем случае вода может впрыскиваться вместе с топливом раздельно иЛи в виде водотопливной эмульсии. При добавке воды в количестве 30% (по массе) концентрация NO, снижается в 2,5 раза. Одновременно снижаются выбросы СО и дымность ОГ. Добавка воды для подавления образования N0, наталкивается на ряд практических трудностей, связанных с воз­можностью ее замерзания, появлением коррозии и увеличением износа некоторых деталей.

• Каталитическая нейтрализация ОГ. В окислитель­ных каталитических нейтрализаторах ОГ дизеля проходят через слой катализатора, ускоряющего протекание окислительных ре­акций, т. е. превращение СО и СН в С0₂ и Н₂0. В результате каталитической нейтрализации при температуре ОГ более 300 °С концентрация СО уменьшается на 85...90%, а СН — на 75...80%. При низких температурах ОГ (менее 300 °С) эффективность ката­литических нейтрализаторов невысока.

Из-за наличия в ОГ дизеля кислорода использовать обычный трехкомпонентный каталитический нейтрализатор для уменьше­ния выброса NO, не представляется возможным.

• Фильтры и улавливатели сажи и твердых частиц являются эффективным средством снижения дымности ОГ дизе­лей. В фильтрах сажа и твердые частицы улавливаются при прохождении ОГ через фильтрующий элемент или путем их центрифугирования. В специальных улавливателях создаются электростатические поля в сочетании с центрифугированием.

Для очистки фильтров от сажи используются специальные горелки, обеспечивающие ее выжигание.

2. АКУСТИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ ДВИГАТЕЛЕЙ

1. ОСНОВНЫЕ ОПРЕДЕЛЕНИЯ

Концентрация большого количества автомобилей, механизм мов и машин с ДВС на улицах, строительных площадках приво­дит к повышенному шуму, мешает работе и отдыху людей. Шум

289

вредно действует прежде всего на органы слуха операторов ма- шин с ДВС, раздражает, действуя на нервную систему, снижает производительность труда, мешает восприятию полезных звуко- вых сигналов, человеческой речи.

Наличие норм, а также правильная оценка шума на рабочем месте служат основаниями для организации труда рабочих, со- прикасающихся с работающими двигателями. Обычно нормиру- ется внешний и внутренний шум машины. Вполне определенно существует тенденция к снижению допустимых величин шума машин, что стимулирует создание новой техники, обладающей новым качеством, которое должно быть заложено конструкто- ром и сохранено в эксплуатации,— пониженной способностью к излучению шума. Общий уровень шума может служить показа- телем качества машины, культуры производства и применяемой технологии. Отдельные характеристики шума двигателя исполь- зуют в качестве диагностических параметров.

Под шумом двигателя внутреннего сгорания понимается аку- стическое излучение, производимое им при работе. Шум двига- теля измеряют величиной уровня и спектром. Это характеристи- ки шума ДВС в точке пространства. Двигатель как источник акустического излучения характеризуют значением излучаемой акустической мощности, ее спектром и диаграммой направлен- ности излучения.

Известно, что звуковое давление р в звуковой волне равно разности давлений среды в присутствии и при отсутствии волны. Уровнем шума называют двадцатикратный логарифм отноше- ния звукового давления к пороговому значению р—2 • 10~⁵ Н/м². Если предположить, что источник шума (двигатель) находится

з точке О (рис. 6.15) и излучает шум в окружающее пространство, то, выделив полусферу S радиуса R и единичную площадку А на ней, можно определить, что сила звука I — количество звуковой энергии, прошедшее через единичную площадку, перпендикуляр-

ную радиусу г, в единицу времени. Силу звука выражают в Вт/м²; она пропорциональна квадрату звуково- го давления, поэтому уровень шума иногда определяют как десятичный логарифм отношения силы звука к пороговому значению /₀ — 10 “¹² Вт/м . Уровень шума выражают в децибелах, т. е.

L = 10 lg (///₀)=20 lg (р/ро)-

Акустической мощностью W двигателя называют выражаемую в ваттах величину ^=^/d5, т. е. общее количество энергии, излучае-

Рис. 6.1S. Прохождение звука через единичную площадку

290

мой двигателем в окружающее пространство в виде звука и про­шедшей через поверхность полусферы радиуса г в единицу времени.

Уровнем акустической мощности называют величину L_w=lOlg(W/W₀), где fV₀=lO~¹² Вт. Уровень мощности связан с уровнем шума выражением

Цг=Ь+20 lgi?+10 lgO — lOlgO,

.где ft — телесный угол, в который осуществляется излучение (если учесть, что ранее принято допущение о том, что акустичес­кое излучение двигателя происходит из центра О полусферы, то 101gfl^8); Ф — фактор направленности излучения, представля­ющий собой величину рУр%, т. е. отношение квадрата звукового давления в произвольной точке полусферы радиуса г к квадрату звукового давления, осредненному по всем точкам измерения на поверхности S. Обычно измеряют в точке величину L с помощью шумомера при использовании линейной частотной характеристи­ки прибора.

С целью приближения числовых оценок шума к субъективно­му восприятию часто применяют частотную характеристику А шумомера, учитывающую особенности восприятия человеком звуков различной частоты. В этом случае полученную величину называют уровнем звука, выражая ее в дБА. Акустическая мощ­ность вычисляется по формуле W= Ю^0,1^ '² Вт и с использовани­ем приводимых здесь определений и зависимостей. В работа­ющем двигателе первопричиной возникновения акустического излучения будет осуществление рабочего процесса, связанное с подводом теплоты Q_t к рабочему телу в цилиндре двигателя. Для сравнения качества конструкций ДВС, заключающегося в способности преобразовать часть тепловой энергии Ј>i ^в энер­гию звукового излучения, служит коэффициент акустического излучения двигателя п_ш= W/Q_t. Если у одного из двигателей этот коэффициент выше, то следует считать, что его конструкция акустически менее совершенна. Современные поршневые ДВС, используемые в автомобилях и на дорожно-строительных маши­нах, при работе на номинальном режиме излучают 2...3 Вт акустической мощности. В точках пространства вокруг работа­ющего на стенде двигателя на расстоянии 1 м от его поверхности возникают уровни шума от 104 до 120 дБ.

Очень важной характеристикой шума является его спектр. Наш орган слуха не одинаково реагирует на звуки с одной амплитудой, но разной частоты. Спектр шума двигателя пока­зывает распределение энергии излучения по частотному диапа­зону. В спектрах шума двигателей (рис. 6.16) присутству­ют дискретные составляющие, кратные частоте вращения, ко­личеству цилиндров, и сплошная область. Октавные спектры

291

L,dB

Рис. 6.16. Шум дизеля в точке пространства около двигателя на расстоянии 1м от его боковой поверх­ности при л=2000 мин^- р_е=0,5 МПа (1) и холостом ходе (2)

звуковой мощности служат основной характеристикой шума ма­шины.

Акустическое излучение двигателя может существовать и в инфразвуковой (до 20 Гц) области, однако чаще всего основ­ная доля энергии звука, излучаемого двигателем, концентрирует­ся в области преимущественно от 20 до 8000 Гц.

Полезной характеристикой шума служит величина отдачи звуковой энергии единицей поверхности двигателя. С ее помощью удобно оценивать конструкцию двигателя и различные способы крепления агрегатов на двигателе, конструкцию крышек, поддо­нов. В современных двигателях величина звуковой отдачи лежит в пределах 95...110 дБ А/м².

4. Акустический баланс двигателя. Причинами возникнове­нии лвука являются:

• взаимодействие колеблющегося тела со средой;

• «быстрое» выделение энергии в конечном объеме среды;

• подведение (отток) конечного количества вещества в опре­деленную конечную область среды;

• взаимодействие потока вещества с твердым телом.

Именно такие физические процессы одновременно или после­довательно возникают при осуществлении рабочего цикла. При этом во всех случаях акустическое излучение будет следствием возмущения колебательной системы, распространения в ней ко­лебаний и последующего процесса излучения энергии колебаний в окружающее пространство. Обратимся к рис. 6.17. На такте впуска из области перед горловиной впускного патрубка будет происходить отток вещества. Движущийся по впускному тракту свежий заряд будет взаимодействовать со стенками, впускным клапаном и другими элементами конструкции.

В результате на такте впуска возникает акустическое излуче­ние, которое называют шумом впуска. Излучаемая при этом акустическая мощность обозначается W,._n.

292

При сжатии, сгорании и расширении происходит де- формация стенок камеры сго- рания, что приводит к колеба- ниям наружных стенок двига- теля. Энергия колебаний сте- нок в виде звука W_m$ излуча- ется в окружающее простран- ство. Помимо того, подвод теплоты к рабочему телу в ци- линдре двигателя при сгора- нии тахже приводит к появле- нию акустического излучения при сгорании We?. Опрокиды- вающий момент будет вызы- вать колебания двигателя на подвеске, энергия которых W в виде звука частично так- же будет излучаться в окру- жающее пространство.

В механизмах двигателя при работе могут возникать удары сопрягаемых деталей (клапан — седло), что приво-

W_vn. Работа аг~

0(t),w_Sn

Рис. 6.17. Схема идеализации конструк­ции двигателя и возникновения акусти­ческого излучения

ДИТ К шуму гг _уд.

регатов, размещаемых на двигателе (вентилятор, топливопода- ющий насос и др.), приводит также к появлению шума W^. При выпуске происходит приток вещества в области, прилегающей к выпускному патрубку; здесь выделится также какое-то количе- ство энергии. Это приводит к возникновению шума выпуска W^,.

Если суммировать все перечисленные составляющие акусти­ческой мощности, то получим уравнение акустического баланса двигателя «по рабочему циклу»:

fV_m+W_m + w_aaS>+ w_a+ w_tt+ w_ya+ w_m

содержащее главные составляющие шума двигателя. Возможны другие разновидности уравнения акустического баланса. Дейст­вительно, во всех случаях акустическое излучение двигателя осу­ществляется горловинами впускного и выпускного трактов, а та­кже всей поверхностью двигателя. Опыт показывает, что элемен­ты поверхности двигателя излучают разные количества акусти­ческой энергии. Выделив на поверхности двигателя характерные зоны или поверхности отдельных деталей (крышек, головок бло­ка цилиндров, поддона, картера), а затем суммировав акустичес­кую мощность, излучаемую всеми поверхностями, напишем ура­внение акустического баланса двигателя «по поверхности»:

293

W^Wn+W^ + f, w_u

i-1

где Wi — акустическое излучение, осуществляемое i-м элементом поверхности двигателя; т — количество элементов, на которое разбита вся поверхность двигателя. В зависимости от особен­ностей организации рабочего процесса в конструкции двигателя

1. м² его поверхности излучает удельную акустическую мощность

90. . 115 дБ. Часто акустическое излучение участков поверхности двигателя, горловин трактов впуска и выпуска отождествляют с действием простейших излучателей нулевого и первого порядка (из-за малости действием излучателей более высоких порядков пренебрегают). Таким образом, существует третья разновид­ность акустического баланса двигателя «по излучателям», или

tr_a=Јwо+£т,

1. <-1

где W₀ — излучение нулевого порядка; к — количество излуча­телей нулевого порядка; / — количество излучателей первого по­рядка.

Составление акустического баланса двигателя в различных модификациях дает возможность определить наиболее сущест­венные составляющие шума двигателя, указать причины возник­новения, изучить процесс формирования, найти наиболее рацио­нальные пути уменьшения шума двигателя.

2. ФИЗИКО-МАТЕМАТИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ ОБРАЗОВАНИЯ ШУМА ДВИГАТЕЛЯ

Источники акустического излучения могут быть исследованы с использованием простейших физических моделей, к которым могут быть сведены все источники шума двигателя. Основными элементами моделей являются среда, проводящая энергию коле­баний, а также колеблющаяся субстанция, являющаяся излуча­телем энергии в окружающее пространство. Основное различие этих моделей состоит в том, что в одном случае проводящая среда одновременно является субстанцией, колебания которой и являются излучателем акустической энергии, а в другом — вы­деляется элемент конструкции двигателя, который энергию коле­баний практически не излучает, а только передает ее другому элементу, являющемуся сильным излучателем.

С использованием первой модели (рис. 6.18, а) решают­ся задачи, связанные с изучением акустического излучения, про­изводимого корпусными деталями. Ко второй (рис. 6.18, б) сводится формализация задач, связанных с излучением акустичес­кой энергии элементами двигателя или его агрегатами в тех

294

11

т

pM~p(t)

Рис. 6.18. Простейшие схемы (а, б) образования шума двигателя

случаях, когда возмущение передается на них через опорные связи.

Согласно частотному методу акустическое излучение фор­мально может быть описано как результат перемножения трех частотно-зависимых комплексных величин:

где S_F(ico) — спектральная плотность силовых факторов, дейст­вующих на излучатель; П(й») — передаточная функция колеба­тельной системы излучателя; Z(ico) — коэффициент сопротивле­ния излучению; p(ico) — спектральная плотность звукового дав­ления в данной точке звукового поля; p(t) — изменение по време­ни звукового давления в измерительной волне.

Спектральная плотность силы S_F (id) получается как резуль­тат прямого интегрального преобразования Фурье над дейст­вующей силой F(t):

В качестве пределов интегрирования могут быть взяты время начала действия силы /»=0 и время окончания действия силы t. Предполагается, что S_F(ia)) = 0, когда Д/)=0. Это условие может отражать действительное развитие процесса или может быть искусственно наложено на условия решаемой задачи. Математи-

S_F(iai) П (id) Z (ica) — р (iо);

(6.1)

О

со

S_F(io>) = J F(t) dt.

о

ческое определение спектра функции требует осуществления ин­тегрирования в бесконечных пределах. Принимая во внимание линейность спектрального преобразования, а также то обсто­ятельство, что рабочие процессы двигателя и его агрегатов осу­ществляются в конечные промежутки времени, вне которых сило­вое воздействие может быть положено равным нулю, замена бесконечных пределов интегрирования конечными является пра­вомерной. В конкретных задачах анализу этого обстоятельства необходимо уделять внимание, так же как и исследованиям воп­росов сходимости, четности (нечетности) подынтегральной функ­ции и т. д.

Функция S_F(ico) содержит сведения как об амплитудных, так и о фазовых соотношениях в спектре. В большинстве технических задач фазовая характеристика несущественна и оказывается до­статочным иметь модуль спектра |5_г(г‘са)|. График этой величины часто называют спектром функции F(t) и на основе его анализа выносят суждение о свойствах функции F(f), в частности о ее способности вызвать колебательное движение материальных тел и соответствующее акустическое излучение. При этом основное значение имеют величины спектральной плотности, энергия про­цесса и ее распределение по спектру. Величина спектральной плотности характеризуется бесконечно малой амплитудой da = (1 jn)S_F(m) dm. Энергию процесса оценивают величиной

А(о А/

Л = £ №01* dco=J F*(i) dt.

о о

Это равенство называют теоремой Рэйли: энергия процесса F(t) за время At равна интегралу квадрата модуля спектра, вычис­ленному в пределах от 0 до Асо. Следует отметить, что решение технических задач часто связано с необходимостью определения длительности силового импульса At и ширины спектра Асо. В этом случае величина А будет представлять собой часть полной энергии процесса, которая вычисляется по тем же зависимостям, но с соответствующей заменой пределов интегрирования на бес­конечные. При таком подходе можно показать, что At Асо=const, т. е. произведение длительности силового импульса воздействия на ширину его спектра есть величина постоянная. Приводимые здесь определения используются при исследовании сил, возника­ющих в двигателе при осуществлении рабочих процессов в его агрегатах. Они же служат основой для формулирования условий осуществления рабочих процессов, обеспечивающих минималь­ное акустическое излучение. Самым общим положением будет условие (At Aco)_min = const, т. е. произведение длительности им­пульсной силы на ширину ее спектра должно быть минималь­ным. Таким образом, для уменьшения шума двигателя необ­

296

ходимо стремиться к таким силовым воздействиям на детали, чтобы выполнялось условие (Af Aco)-*min.

Вторым сомножителем в произведении (6.1) является вели­чина П (ion) — функция передачи колебательной системы, пред­ставляющая собой отношение отклика (спектр колебательной скорости) к вызвавшему его возмущению, т. е. n(ico)= = V(ia)/S_F(ico). В общем виде передаточная функция определяет­ся только свойствами колебательной системы: инерционными, упругими, диссипативными. В некоторых задачах целесообразно использование понятия обобщенной передаточной функции П*(й»), равной отношению акустического отклика колебательной системы (спектра звукового давления) к вызвавшему его силово­му воздействию:

П*(гш) — p(icQ)[S_F(ico) = П (ico) Z(fco).

В этом случае функция П*(йо) описывает также способность колебательной системы отдавать энергию колебаний в окружа­ющую среду.

3. СНИЖЕНИЕ ШУМА ДВИГАТЕЛЕЙ

• Теоретические предпосылки. Создание бесшумного двигателя невозможно, так же как невозможно построение веч­ного двигателя. Однако вполне законна постановка задачи о кон­струировании ДВС, обладающих минимально возможным аку­стическим излучением.

Для практической реализации заданной задачи следует рас­смотреть прежде всего использование для этих целей виброизо­ляции и вибропоглощения, звукоизоляции и звукопоглощения. Совокупность этих методов и средств при разумном их исполь­зовании приводит к снижению шума двигателя. При констру­ировании ДВС с целью снижения шума возможно и необходимо использовать также такую организацию конструкции и рабочих процессов ДВС, которые обеспечивали бы минимальное акусти­ческое излучение.

• Виброизоляция (ВИ) и вибропоглощение (ВП). Передача звуковой энергии от источника ее возникновения до элементов, которые ее излучают, происходит всегда через детали двигателя.

Средства, применяемые в ДВС для снижения уровня звуко­вой вибрации, могут воздействовать на количество излучаемой энергии двумя путями: во-первых, препятствуя распространению энергии колебательного движения по конструкции (виброизоля­ция), во-вторых, поглощая энергию колебательного движения на пути ее распространения (вибропоглощение). Колебательная эне­ргия в звуковом диапазоне частот передается по элементам кон­струкции в виде упругих продольных, изгибных и сдвиговых

297

волн. В диапазоне рабочих нагрузок, характерных для элементов ДВС, деформация пропорциональна действующим напряжениям (линейность процесса деформации). Свойства волн и их харак­теристики при распространении по простейшим элементам ма­шиностроительных конструкций (стержням, пластинам) при раз­личных способах закрепления достаточно полно описаны в лите­ратурных источниках. Остановимся здесь лишь на определении механического сопротивления конструкции (импеданса). В ДВС и его агрегатах очень широко распространено возбуждение кон­струкции силой, приложенной в точке, по линии или по поверх­ности. В такого рода задачах искомой величиной часто является мощность, передаваемая от источника возбуждения в конструк­цию и распространяющаяся по ней в виде вибрации. Величина колебательной мощности, воспринимаемая конструкцией, зави­сит от ее механического сопротивления по отношению к возбуж­дающему усилию.

Обычно механическое сопротивление (импеданс) конструк­ции на частоте со равно

Здесь принято, что возбуждаемая силой F вовлеченная в ко­лебательный процесс конструкция массой т вследствие инерци­онности противодействует возбуждению силой от (инерционное сопротивление). Одновременно возбуждаемая конструкция обла­дает упругостью K_F и соответствующим упругим сопротивлени­ем. Кроме того, конструкция обладает способностью поглощать энергию колебаний; в этом случае сила противодействия прямо пропорциональна aR_F (активное механическое сопротивление).

Вещественная часть механического сопротивления представ­ляет собой активное механическое сопротивление, а мнимая — инерционное и упругое.

Следует отметить, что мощность W, передаваемая источни­ком в возбуждаемую конструкцию, определяется средним во времени значением вектора Fa (вектор Умова)

Если сила F—гармоническая, то W—F¹ (cos<p/2), где F — амплитудное значение силы; ср — сдвиг фазы между возбуж­дающей силой F и колебательной скоростью точки приложения силы.

Из определений и простейших соотношений очевидно, что под влиянием активной составляющей механического сопротив­ления снижаются колебательная энергия, поступающая от источ­ника в возбуждаемую конструкцию, и сила, которая ее возбужда­

Z_m = j [сот—Кр/со]+Лр.

т

О

298

ет. Отметим лишь, что величина W тем меньше, чем (р ближе к +п/2. Равенство ц>= +п/2 возможно при Л=0, т. е. при полном отсутствии поглощения энергии колебаний в возбуждаемой меха­нической системе, что практически невозможно.

При анализе виброизолирующих свойств конструкции ДВС, т. е. при изучении распространения по нему вибрации, его приня­то рассматривать как совокупность соединенных между собой в особом порядке пластин и стержней.

Наиболее широко распространено определение виброизоля­ции соединения какого-либо препятствия в виде

W_mд

BH=101g ,

»'нрош

где fV^ — падающая энергия; — прошедшая энергия.

Для монохроматической упругой волны, используя коэффи­циент прохождения упругой волны t= W_J1p_aaJW_mn, можно полу­чить

BH=101g^.

Вибропоглощение в колебательных системах принято харак­теризовать с помощью коэффициента потерь энергии tf = aRjc.

При действии гармонической силы в простейшей колебатель­ной системе с массой т, жесткостью с и внутренними потерями R за полупериод будет рассеяна энергия

fV_o — 0,5na²cn.

Если учесть, что максимальная потенциальная энергия систе­мы W_a—ca²/2, то коэффициент потерь г)— W₀J(nW„).

Напомним также, что декремент затухания колебаний d= WJWa—nrj, т. е. представляет собой отношение энергии, по­глощаемой в системе, к максимальному значению потенциальной энергии в системе.

Обычно на резонансе системы величина колебательного сме­щения обратно пропорциональна коэффициенту потерь. Вне ре­зонанса эти величины мало зависят одна от другой. Конструкция будет обладать большими вибропоглощающими свойствами, ес­ли для ее изготовления использовать материал с большим внут­ренним трением или применять специальные покрытия, облада- щие более высоким коэффициентом потерь.

Для одновременной характеристики двух качеств матери­ала — прочности и способности поглощать энергию колеба­ний — применяют комплексный модуль Юнга E=E₀(l+irf).

• Звукоизоляция (ЗИ) и звукопоглощение (ЗП). Под звукоизоляцией понимается снижение уровня звука (шума), по­

299

ступающего к приемнику, вследствие отражения звуковых волы от препятствий на пути передачи. Звукоизолирующий эффект возникает всегда при прохождении звуковой волны через границу раздела двух разных сред. Чем больше энергия отражения волн, тем меньше энергия прошедших и, следовательно, тем больше звукоизолирующая способность границы раздела сред. Чем большая часть звуковой энергии поглощается преградой, тем больше ее звукопоглощающая способность.

Характеристиками звукоизолирующей способности прегра­ды служат разности уровней L₀ и L. по обе стороны от бесконеч­ной преграды и 3H=L₀—Z,₁ = 201g(p_o/p₁). Величина ЗИ при нор­мальном падении звука определяется только массой единицы поверхности пластины и не зависит от других характеристик звукоизолирующей преграды. Эту зависимость называют зако­ном массы:

ЗИ=201g (сат/рс).

Максимального снижения шума ДВС можно добиться лишь в том случае, если в процессе разработки двигателя (его конст­рукции и рабочего процесса) будут приняты соответствующие этому решения.

Применение различных экранов, капотов и капсул связано со значительными дополнительными затратами как в производстве, так и в эксплуатации, а в ряде случаев и с ухудшением топливной экономичности. Поэтому они, безусловно, более целесообразны в том случае, если конструкция двигателя соответствует опти­мальным акустическим показателям и обеспечивает минималь­ное акустическое излучение.

Термодинамические циклы, осуществляемые в ПДВС, вклю­чают процесс сжатия, который определяет предельный по мини­муму акустического излучения спектр силы давления газов. Если для определенности дальнейших сравнений принять ширину спек­тра до частоты, соответствующей спектральной плотности 10 МПа • с, то ширина импульса силы (Гц) при прокручивании будет численно равна четверти частоты вращения вала. Эта ширина спектра является минимальной, и любое нарушение формы импульса, связанное с подводом теплоты к рабочему телу, будет приводить к расширению спектра действующей силы, что можно оценить степенью расширения спектра р:

р=А/с/А/пр=4А/_с/л.

Любое расширение спектра действующей силы всегда связа­но с увеличением шума при сгорании. Из множества законов подвода теплоты к РТ рациональными будут те, которые удов­летворяют условию р-+min. Такая совокупность законов подвода теплоты существует всегда. Поиск такого множества примените-

зоо

льно к дизелю с полусферической камерой сгорания в поршне показал, что возможно осуществление рабочих циклов с пример- но одинаковой экономичностью, но с существенно различными уровнями шума при сгорании:

L_w, дБА 105 100 95

g, 130...131 131 ...132 132...133

При разработке ПДВС очень часто возникает необходи- мость расчетных оценок спектров индикаторной диаграммы, пе- редаточной функции и на этой основе акустической мощности, излучаемой двигателем. Такие оценки называют акустическим расчетом двигателя. Расчетным путем можно получить все ос- новные составляющие акустического баланса двигателя. Естест- венно, при этом используются некие идеализированные представ- ления о механизме возникновения акустического излучения. На- пример, шум при процессе сгорания является следствием воздей- ствия импульсов давления в цилиндре на механическую колеба- тельную систему, которой является конструкция его корпусных элементов.

Акустический расчет ДВС включает в общем виде:

• расчет уровней и спектров индикаторных диаграмм на основе моделирования рабочих процессов или возмущающего фактора;

• определение обобщенной акустической частной характе- ристики двигателя или звукопроводящей структуры;

0 расчет уровней и спектров акустической мощности по составляющим акустического баланса двигателя.

Моделирование рабочего цикла может быть реализовано пошаговым определением его параметров по углу поворота ко-

ленчатого вала или с исполь- зованием аналитических фун- кций, описывающих различ- ные участки индикаторной диаграммы (сжатие, сгорание, расширение).

При моделировании пере- даточной функции наиболее общие ее закономерности мо- гут быть определены при пред- ставлении рассматриваемого двигателя эквивалентной ци- линдрической оболочкой, име- ющей массу, площадь наруж- ных поверхностей, длину, ко- эффициент Пуассона, модуль Юнга и плотность материала

Частота, Гц

Рис. 6.19. Зависимость коэффициента потерь в конструкции двигателя от ча­стоты: х - двигатель 44 7,6/8 (ВАЗ-341);

Д - двигатель 44 8,2,/7 (АЗЛК);

аппроксимирующая кривая

301

такие же, как у рассматриваемого двигателя. Искомая функция представляет собой отношение звуковой мощности акустичес­кого излучения к квадрату силы давления газов.

В ряде случаев вместо цилиндрической оболочки принимают совокупность оболочек, каждая из которых эквивалентна само­стоятельной колебательной системе, например картеру и блоку. При таком подходе достаточно точно описывается передаточная функция двигателя, которая представляется суммой передаточ­ных функций элементов блок-картера. При проведении акустичес­ких расчетов и составлении эквивалентных расчетных схем необ-

Mfla-c

Sp,tina - с

&р/А<Р,

МПа/°

Рис. 6.20. Спектры индикаторных диаграмм дизеля с различными каме­рами сгорания:

1 - Р_е=0,675 МПа; 2 - Р_е=0,411 МПа; 3 - Р_е=0,532 МПа; 4 - Р_е=0,372 МПа;

5 - Д.=0,601 МПа; 6 - Р_е=0,412 МПа; 7 - J“_c=0,548 МПа; 8 - Р_е=0,385 МПа

302

ходимы сведения о некоторых характеристиках двигателя, в ча- стности таких, как поверхности, длины, массы, физические кон- станты. Чаще всего для определения геометрических параметров и физических констант, ими определяемых, используются проект- ные решения.

Иногда для этих целей применяют статистические данные. Существует достаточно большое количество работ, где приво- дятся статистические зависимости массы от N_e, i, D, k—SjD, n, E.

Сложнее решается вопрос с нахождением такой физической константы, как коэффициент потерь. С целью его определения были проведены многочисленные опыты, которые дали зависи- мость, приведенную на рис. 6.19.

Отметим здесь, что полученные данные свидетельствуют о решающем влиянии на коэффициент потерь конструкционного трения между сопряженными элементами конструкции двигателя и малой зависимости его от величины внутренних потерь в мате- риале.

Принципиально методически одинаково решаются задачи при аналитических оценках шума, возникающего при механиче- ких ударах в кривошипно-шатунном и газораспределительном механизмах, работе топливоподающей системы в дизелях.

На рис. 6.20 представлены спектры индикаторных диаграмм, которые были получены на двигателях с различным смесеоб- разованием и при различных известных способах воздействия на рабочий процесс. При широкой вариации способов организации рабочего процесса ширина спектров меняется в пределах 2...6 октав. Это очень широкий диапазон.

Б дизелях спектры индикаторных диаграмм шире, чем в карбюраторных двигателях. Тенденция повышения степени сжатия в бензиновых двигателях увеличивает ширину спектра и шум при сгорании. Опыт показывает, что конвертирование дизелей на газовое топливо является мощным средством сниже- ния шума при сгорании.

Ё

190 180 ПО , 160

Рис. 6.21. Спектры индикаторных диаграмм двигателей КамАЗ при п=2200 мин^-1

		N		дизель КамА } газовый ' двигатель
		Ч. N
				Ч >	\ \

т взо юоо то 2500 то fju

303

Рис. 6.22. Общие уровни звуковой мощности двигателя КамАЗ

Рис. 6.23. Акустическая мощность двигателей КамАЗ

Применение природного сжатого газа в качестве топлива в дизеле КамАЗ (рис. 6. 21) позволило получить рабочий процесс с индикаторной диаграммой, спектр которой на три октавы уже, чем аналогичный спектр при традиционном рабочем процессе. Общий шум двигателя при этом снизился на 6...10 дБА прак­тически на всех скоростных и нагрузочных режимах (рис. 6.22, 6.23). Это показывает, что методы организации рабочего процес­са с использованием традиционных способов смесеобразования в сочетании с рабочими процессами на газовом топливе предо­ставляют широкие возможности для обеспечения норм по шуму в перспективных ДВС при высокой топливной экономичности и выполнении требований по токсическим характеристикам.