книги из ГПНТБ / Взоров, Б. А. Форсирование тракторных двигателей

Для выпускного клапана в большинстве конструкций фф та­ кой же. как и для впускного, а составляющие углы соответст­ венно равны

Фп.о.ф = (°.80-0,75)фф и <Г0.з.ф = <0,20-ь 0,25) фф.

4. ДИАМЕТР И ЧИСЛО КЛАПАНОВ

Полученный при расчете диаметр клапана в некоторых слу­ чаях должен быть уменьшен по конструктивным соображениям для увеличения расстояния между клапанами в головке блока.

де,гр.п.с.ч

Рис. 9. Изменение эффективного удельного расхода топ­ лива ge в зависимости от среднего эффективного давле­ ния ре при постоянной частоте вращения л = 2000 об/мин:

При малом расстоянии в этом месте образуются трещины. Уменьшение диаметра клапана в сравнении с расчетным повы­ шает скорость воздуха, проходящего через клапан, увеличивает насосные потери и уменьшает наполнение. Все это ухудшает "роплпвную экономичность, но зато повышает надежность дви­ гателя.

На рис. 9 показано изменение эффективного удельного рас­ хода топлива в зависимости от нагрузки (среднего эффектив­ ного давления) при постоянной частоте вращения двигателя с впускными клапанами разного диаметра: 42; 45 и 48 мм. Ис­

-30

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

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

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

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

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

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

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

31

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

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

р,кгс/см2'' р, кгс/см2

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

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

32

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

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

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

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

5. АКУСТИЧЕСКИЙ НАДДУВ

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

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

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

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

34

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

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

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

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

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

2* 35

ну исследуемого трубопровода в м:

^ -^14,2— .

пк.

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

M = l - h

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

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

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

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

Объем резонатора в м3

— lupfi-

36

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

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

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

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

.37

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

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

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

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

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

38

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

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

j s , г / э .л е .ч

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

' — при обычном впускном трубопроводе;

—при пндшшдулльпых трубопроводах на

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

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

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

39