книги из ГПНТБ / Махалдиани, В. В. Двигатели внутреннего сгорания с автоматическим регулированием степени сжатия

«камере. Конец -расчета этого этапа (наступает н тот момент, когда

Этап 4

Этот этап характерен тем, что масло начинает вытекать из верхней камеры чрез регулирующий клапан. Для этого этапа -следует произвести совместное решение четырех ис­ ходных уравнений. Второе исходное уравнение приобрета­ ет вид

Этот этап характерен тем, что движение подвижного стакана относительно вставки поршня отсутствует, но в от­ личие от третьего этапа давление в -верхней камере понижа­ ется. Поэтому, для расчета этого этапа используются те-же

Этап 6

Исходные уравнения для расчета этого этапа такие-же, как для второго этапа.

В отличие от второго этапа давление масла в верхней камере и инерционный напор м-асла в этот период времени падают. Поэтому конец расчета этого этапа наступает, когда

Рвк — Pj вк •

23 0

В последующем на подвижной стакан поршня дей­ ствуют силы, которые стараются прижать его к неподвиж­ ной иставке. Поэтому расчет для этого периода времени производить нецелесообразно.

Этап 7

Расчет этого этапа аналогичен расчету первого этапа. Таким образом, с помощью такого расчета по этапам можно определить перемещение подвижного стакана пор­ шня и величины давлений ів верхней и нижней масляной камерах за полный цикл работы четырехтактного дизеля. Весь комплекс расчета проводится с применением ЭВЦМ с

для надежного запуска дизеля. Эта задача может быть ре­ шена приближенно аналитическим 'способом без примене­ ния сложной вычислительной техники. Если обратиться к рис. 113 то видно, что перемещение подвижного стакана поршни в сторону большей степени сжатия происходит іво время положений поршни около ВМТ за исключением так­ та сжатия и рабочаго хода, когда на подвижной стакан действуют силы от давления газов. Это происходит из-за действии сил инерции, которые стараются подвижной ста­ кан поршня переместить ів сторону больших степеней сжа­ тии. При пуске двигатели, когда вал двигатели прокручи­

от давления масла, поступающего в верхнюю и нижнюю ка­ меры поршни. Поскольку площадь верхней камеры боль­ ше, чем нижней кольцевой, то стакан стремится перемес­ титься в сторону большей степени сжатии. Между тем, иа пусковых режимах силы от давлении газов стремятся при­

231

жать (подвижной стажа« поршня ж неподвижной вставже и этим препятствовать его перемещению в сторону больших степеней сжатия. Однажо поскольку огарание в двигателе при его прокрутке пока еще не происходит, то эти силы не могут достигнуть таких величин, при жотарых откроется ре­ гулирующий клапан в верхней масляной камере и не про­ изойдет перемещение подвижного стакана поршня. Следо­ вательно, если исключить из расчета время, которое отво­ дится для таікта сжатия, и 'Считать, что относительное дви­ жение подвижного стажана поршня в это время отсутствует, то задача по определению перемещения стакана и времени для получения маисимально возможной степени сжатия двигателя на пусковых режимах может быть определена следующим образом.

Уравнение динамического равновесия стажана поршня имеет вид

d2 S

тп — -—— — Рвк Fw рцк FHK, (24)

d t2

При перемещении наружного стажана в сторону боль­ ших степеней сжатия из нижней кольцевой камеры проис­ ходит истечение масла через дросселирующее отверстие. Объемный расход вытекшего из нижней камеры маела мож­ но определить по уравнению Бернулли

На пусковых режимах давление масла в верхней жамере поршня считается величиной постоянной іи равной дав­ лению масла в магистрали двигателя. Таким образом, дав­ ление в верхней и нижней жамерах поршня не зависит от динамического напора. При таких допущениях, считая так­ же, что давление среды, куда происходит истечение масла,, мало, совместное решение уравнений (24) и (25) приобре­ тает нижеследующий вид:

232

Решение этого дифференционального уравнения может быть заимствовано из курса по теоретической механике введя посто­ янные коэффициенты; рассматриваемое уравнение приводится к виду

233−

Последнее выражение значительно упрощается, если ввести в

рассмотрение гиперболические функции и новые постоянные А и •5, удовлетворяющие равенствам

В результате несложных преобразований окончательное выраже­ ние для определения скорости стакана поршня принимает сле­ дующий вид:

Из этого выражения видно, что при увеличении аргумента гиперболически тангенс быстро стремится к единице. Следова­ тельно, скорость стакана поршня при пуске двигателя стремится к пределу и — С, после которого получается равномерное дви­ жение.

Эта предельная скорость легко определяется по формуле

из которой видно, что она зависит от физических свойств масліа, коэффициента раісхюда проходного сечения дрос­ селирующего отверстия, площади нижней кольцевой и верхней -камер, а также от величины давления подкачки.

Для определения времени достижения предельной ско­ рости стакана -необходимо, чтобы в формуле (27) гипербо­

время для получения предельной скорости стакана в слу­

Если подставить -значение -постоянных величин, то по­ лучается, что

V Ры / Е в к + н к 3/2

234

Эта формула показывает, -что время достижения предельной 'скорости возрастает с увеличением массы стакана и про­ ходного сечения дросселирующего -отверстия в нижней кольцевой камере, а убывает с увеличением давления под­ качки и, особенно сильно, с увеличением площади нижней

S — — ln ch (а С t -+- 5) + ß .

Для улучшения -пусковых качеств двигателя, выра­ жающегося в получении при пуске імак-еимально возможной -степени сжатия, -необходимо, чтобы предельная -скорость (движения стакана была -как можно большей, а время для получения этой скорости и крайнего положения стакана было -как можно меньше. Поскольку эти требования зави­ сят от кон-струкии®ных размеров поршня и его регулировоч­ ных параметров, выбор которых производится для рабочих режимов двигателя, можно предложить пр-именени-е искус­ ственного увеличения давления -подкачки на малых оборо­ тах лишь при пуске двигателя.

235

§2 . Теоретическое исследование гидросистемы ПАРСС

Теоретичеоше исследования гидравлической системы включают в себя расчеты математической модели ПАРСС с помощью ЭВМ. Такие расчеты позволяют с достаточной точиостью установить основные соотношения между его кон­ структивными параметрами іи определить основные законо­ мерности работы ПАРСС.

Вышеописанная система дифференциальных уравнений и обобщенные расчетные зависимости между параметрами поршня, дают возможность в первом приближении опреде­ лить оптимнльные ігеометричеокие размеры органов управ­ ления ПАРСС и выявить влияние отдельных факторов на рабочие характеристики двигателя.

Теоретические исследования были проведены примени­ тельно к четырехтактному транспортному дизелю с нераз­ деленной камерой сгорания и с объемным смесеобразовани­ ем. Работы по расчету и составлению программы для ЭВМ выполнены доцентом кафедры ДВС Челябинского политех­ нического института Б. А. Шаіроглазовым. Расчет уравнений проводился при помощи цифровой вычислительной машины «Минск-22». Индикаторные параметры рабочего цикла дви­ гателя были определены по методу проф. И. И. Вибе. Сов­ местное решение дифференциальных уравнений, описываю­ щих процессы, происходящие в гидравлической системе ПАРСС, и уравнений выделения тепла при горении топли­ ва, позволило без наличия экспериментальных индикатор­ ных диаграмм построить основные зависимости, характери­ зующие работу исследуемого поршня как на стационарном,, так и на переменном режимах раіботы дизеля.

Принципиальная схема ПАРСС исследуемой модели близко подходит к схеме ПАРСС фирмы «Континенталь», использованного во время испытаний двигателя AVCR-1100. Подразумевалось наличие двух масляных камер: верхней, расположенной иод днищем поршня, и кольцевой камеры в

23Ö

нижней части у юбки поршня. Питание камер осуществляет сдвоенный обратный «лапан тарельчатого типа, располо­ женный в верхней части вставки и открывающийся в сторо­ ну масляных «а,мер. Подвод масла к питающему клапану происходит из масляной магистрали в шатуне посредством маелоприемиого коллектора, установленного под днищем вставки. В качестве разгузочного іклапаиа подразумевается наличие компенсирующего цилиндричеокого клапана с ко­ нусной уплотняющей поверхностью, открывающегося при перемещении иглы клапана в сторону ВМТ.

На рис. 114 показаны теоретические кривые изменения давления рабочего тела в период сгорания при различной нагрузке двигателя. Кривая 1 на диаграмме соответствует изменению давления в цилиндре на установившемся режиме

237

не меняется. Как наказывает диаграмма, давление сгорания

не способна в течение одного рабочего цикла сбросить из верхней масляной камеры такое количество масла, которое обеспечило бы сохранение давления сгорания на прежнем уровіне. Снижение pzmax до первоначального значения про­ исходит постепенно, в течение нескольких последующих циклов. На диаграмме кривая 3 также соответствует работе дизеля при увеличенной нагрузке, равной 320% от началь­ ной, но после снижения рг тах до значения, обусловленного

регулировкой разгрузочного клапана, т. е. после завершения переходного процесса.

случаю работы двигателя на установившемся режиме со сте­

238

Из диаграммы следует, что рост нагрузки) приводит к быс­ трому увеличению температуры рабочего тела, ікоторая со снижением степени сжатия уменьшается незначительно. Это можно объяснить общим ростом тепловыделения в результа­ те увеличения (количества сжигаемого в цилиндре топлива.

Характер регулирования максимальных давлений сго­ рания на переходном режиме изменения нагрузки двигателя можно проследить на диаграмме, представленной на рис.. 116. Кривые на диаграмме иллюстрируют процесс снижения

Рг max и 6 в зависимости от віромсни для вышеотмеченнопо интервала увеличения нагрузки двигателя. Как видно из ри­ сунка, система поршня обеспечивает восстановление лѳрво-

Рис. 116. Изменение максимального давления рабочего тела и степени

сжатия после мгновенного увеличения нагрузки.

начального значения pzmax лишь после определенного вре­ мени, продолжительность которого зависит от конструктив­ ных параметров поршня. В данном случае расчета принятые размеры органов управления ПАРСС обеспечивают выход поршня на потребную степень сжатия е=14 за 1,2 сек., что для 'номинальных чисел оборотов расчитываемого дизеля со­ ответствует примерно 60 рабочим циклам. При том, .обе кри­ вые приближаются к своим минимальным значениям асим­ птотически, после чего практически остаются постоянными.

Расчеты, проведенные для других интервалов увеличе­ ния нагрузки, а также при изменении (геометрических раз-

239