Книга
← К списку книгЗагрузка разделов…
активнаАктивные записи участвуют в каталоге и синках. Неактивная книга скрыта, но не удалена из базы.
Книга
ДВУХТАКТНЫЕ КАРБЮРАТОРНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
Редактор 3. М. Рябкова
Переплет художника Р. А. Козакова Художественный редактор А. С. Вершинкин Технический редактор Т. И. Андреева ■*. Корректор 0. Е. Мишина| i
ИБ № 5736V.
Сдано в набор 23.01.90.
Подписано в печать 24.05.90. Т-01812.
Формат 60X90Vie* Бумага офсетная № 1.
Гарнитура литературная. Печать офсетная.
Усл. печ. л. 17,0. Усл. кр.-отт. 17,0. Уч.-изд. л. 18,49.
Тираж 8600 экз. Заказ 13. Цена 1 р. 20 к.
Ордена Трудового Красного Знамени издательство ^Машиностроение»,11 V
107076, Москва, Стромынский пер., 4v
Типография № 6 ордена Трудового Красного Знамени издательства ^Машиностроение» при Государствеииом комитете СССР по печати.
193144, Ленинград, ул. Моисеенко, 10.
© В. М. Кондрашов, Ю. С. Григорьев, В. В. Тунов и др., 1990
452355102155200215232270452355102155200215232270
4
5
23
55
102
155
200
215
232
270
4
5
23
55
102
155
200
215
232
270
ОГЛАВЛЕНИЕ
Основные условные обозначения ............
Применение, основные схемы, конструкции и показатели двигателей (В. М. Кондрашов)
Основные направления совершенствования двигателей (В. М. Кондрашов)
Расчет рабочего процесса двигателей (Р. Р. Силлат, Ю. С. Григорьев) . . .
Влияние различных факторов на показатели двигателей (В. М. Кондрашов, Ю. С. Григорьев, В. И. Абрамов)
Б, Двигатели с лепестковыми клапанами на впуске (В. М. Кондрашов, Ю. С. Григорьев, В. И. Абрамов) . .
8. Эксплуатационные испытания усовершенствованных двигателей (В. №. Кондрашов, Ю. С. Григорьев, В. И. Абрамов) .......................
Ч. Шумовые характеристики двигателей и методы их расчета (А. А. Строкин, В. В. Тупов) ............
, Снижение уровня шума двигателя (В. В. Тупов, А. А. Строкин, Ю. С. Григорьев) ..........
Список литературы. . . .
ОСНОВНЫЕ УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ
а — скорость звука, м/с;
Ст — средняя скорость поршня, м/с;
Ср — удельная изобарная теплоемкость, кДж/(кг-К);
Си — удельная изохорная теплоемкость, кДж/(кг-К);
D — диаметр цилиндра, мм;
d — диаметр, мм;
Е — модуль упругости материала, МПа;
F — площадь, мма; время-сечение клапана (окна);
G — расход, л;
ge — эффективный удельный расход топлива, г/(кВт-ч);
Ни — низшая (удельная) теплота сгорания топлива, кДж/кг;
— удельная энтальпия, кДж/кг;
6= Ср!с,,— показатель адиабаты;
L — длина, уровень звукового давления;
М — момент, Н-м;
т — масса, кг;
N — мощность, кВт;
п — частота вращения коленчатого вала, мин-1;
Р — акустическая мощность, Вт;
р — давление, МПа;
Q — количество теплоты, кДж;
Qy — объемный расход газа, м®/с;
q — удельное количество теплоты, кДж/кг;
R —газовая постоянная, Дж/(кг-К);
г — объемная доля;
S — ход поршня, мм;
s— удельная энтропия газа, Дж/(кг-К);
Т — температура, К;
и — скорость газа, м/с;
V — объем, см®;
а — коэффициент избытка воздуха;
у — коэффициент остаточных газов;
о — толщина, мм;
в — степень сжатия;
5 — коэффициенты гидравлического сопротивления;
г)-КПД;
6 — угол, °;
к — коэффициент выделения теплоты;
р — коэффициент расхода; динамическая вязкость, Па«с;
р — плотность, кг/м®;
т — время, с;
Ф — продолжительность открытого состояния окна;
ф — угол поворота коленчатого вала, °;
ф0 — коэффициент избытка продувочной смесн;
фг — продолжительность сгорания;
ф — относительное проходное сечение; потерянная доля хода поршня. Индексы
в — воздух;вп — впуск;вып — выпуск;к — кривошипная камера;кр — критический;п — перепуск;ст — сгорание;ст — стенки;т — топливо;ц — цилиндр;в — воздух;вп — впуск;вып — выпуск;к — кривошипная камера;кр — критический;п — перепуск;ст — сгорание;ст — стенки;т — топливо;ц — цилиндр;d — минимальное сечение потока в местном сопротивлении;е — эквивалентныйef — эффективный;max — максимальный;р — зона продуктов сгорания в цилиндре;т — продукты сгорания;R — параметры газа в объеме;0 — момент зажигания.d — минимальное сечение потока в местном сопротивлении;е — эквивалентныйef — эффективный;max — максимальный;р — зона продуктов сгорания в цилиндре;т — продукты сгорания;R — параметры газа в объеме;0 — момент зажигания.
в — воздух;
вп — впуск;
вып — выпуск;
к — кривошипная камера;
кр — критический;
п — перепуск;
ст — сгорание;
ст — стенки;
т — топливо;
ц — цилиндр;
в — воздух;
вп — впуск;
вып — выпуск;
к — кривошипная камера;
кр — критический;
п — перепуск;
ст — сгорание;
ст — стенки;
т — топливо;
ц — цилиндр;
d — минимальное сечение потока в местном сопротивлении;
е — эквивалентный
ef — эффективный;
max — максимальный;
р — зона продуктов сгорания в цилиндре;
т — продукты сгорания;
R — параметры газа в объеме;
0 — момент зажигания.
d — минимальное сечение потока в местном сопротивлении;
е — эквивалентный
ef — эффективный;
max — максимальный;
р — зона продуктов сгорания в цилиндре;
т — продукты сгорания;
R — параметры газа в объеме;
0 — момент зажигания.
ПРИМЕНЕНИЕ, ОСНОВНЫЕ СХЕМЫ, КОНСТРУКЦИИ И ПОКАЗАТЕЛИ ДВИГАТЕЛЕЙ
Проблемы повышения топливной экономичности транспортных средств и защиты окружающей среды взаимосвязаны, поэтому требуется комплексный подход к их решению.
Основу книги составляют результаты теоретических и экспериментальных исследований двухтактных карбюраторных двигателей спортивных и дорожных мотоциклов «Восход», «ИЖ- Юпитер», снегоходов «Буран» и других, которые направлены на улучшение топливной экономичности, снижение токсичности и уровня шума этих двигателей.
МОТОТРАНСПОРТНЫЕ СРЕДСТВА
Для мототранспортных средств характерно применение двухтактных карбюраторных двигателей малого и среднего рабочего объема Vh и четырехтактных большого объема (табл. 1.1). Двух-
1.1. Соотношение количества двигателей мототранспортных средств по тактностн, %
Мототраиспортиые средства
Двухтактные
Четырехтактные
Рабочий объем двигателей до 50 см*
Мокики
Микромотоциклы
Мопеды
Мофа
Рабочий объем двигателей
98
100
100
100
свыше 50 см*
2
Мототранспортные средства рабочим объемом
двигателя, см*, не более: 100
86
14
125
175
71 100
29
200
55
45
250
30
70
350
500 Мотороллеры рабочим объемом двигателя 50 ... 200 см*
40
100
60 100
Рис, LL Одноцилиндровый двигатель мотоцикла:Рис, LL Одноцилиндровый двигатель мотоцикла:1 —• маховик; 2 — картер; 3 — б — поршень; 6 — цилиндр; 7 кладка головки цилиндра; 10 —1 —• маховик; 2 — картер; 3 — б — поршень; 6 — цилиндр; 7 кладка головки цилиндра; 10 —прокладка, основания цилиндра; 4 — гнлъза цилиндра® — головка цилиндра: 8 — свеча зажигания; 9 — про- поршневое кольцо; И ~- поршневой палец; 12 ~ шатунпрокладка, основания цилиндра; 4 — гнлъза цилиндра® — головка цилиндра: 8 — свеча зажигания; 9 — про- поршневое кольцо; И ~- поршневой палец; 12 ~ шатун
Рис, LL Одноцилиндровый двигатель мотоцикла:
Рис, LL Одноцилиндровый двигатель мотоцикла:
1 —• маховик; 2 — картер; 3 — б — поршень; 6 — цилиндр; 7 кладка головки цилиндра; 10 —
1 —• маховик; 2 — картер; 3 — б — поршень; 6 — цилиндр; 7 кладка головки цилиндра; 10 —
прокладка, основания цилиндра; 4 — гнлъза цилиндра® — головка цилиндра: 8 — свеча зажигания; 9 — про- поршневое кольцо; И ~- поршневой палец; 12 ~ шатун
прокладка, основания цилиндра; 4 — гнлъза цилиндра® — головка цилиндра: 8 — свеча зажигания; 9 — про- поршневое кольцо; И ~- поршневой палец; 12 ~ шатун
тактные карбюраторные ДВС рабочим объемом до 200 см3 имеют преимущественное распространение. Двухтактный карбюраторный ДВС отличается следующим.
Отсутствием клапанов с приводами, вместо которых по бокам цилиндра имеются впускные, выпускные и продувочные окна.
Компактностью картера двигателя, объем которого почти полностью заполнен кривошипным механизмом (в том числе противовесами, разгружающими коренные подшипники коленчатого вала от центробежных сил кривошипа). Картер изолирован от окружающей среды и может сообщаться с ней лишь через впускное окно, впускной трубопровод и карбюратор, когда открывается
Рис. 1.2. Схемы двухцилиндровых двигателей
впускное окно. Кривошипная камера картера сообщается каналами с продувочными окнами цилиндра.
Самой высокой частотой вращения коленчатого вала.
Эффективным воздушным охлаждением.
Малыми числом и рабочим объемом цилиндров. В большинстве случаев двухтактные карбюраторные ДВС выполняют одноцилиндровыми. Это относится к двигателям с рабочим объемом Vh < 250 см3. Более мощные двигатели выполняют, как правило, двухцилиндровыми. Трех- и четырехцилиндровые двигатели являются исключением и при всех своих преимуществах не удовлетворяют основному требованию — простоте конструкции.
Таким образом, двухтактный карбюраторный ДВС является малолитражным, высокооборотным карбюраторным двигателем, как правило, воздушного охлаждения с одним или двумя цилиндрами, работающими по двухтактному циклу.
Рассмотрим наиболее типичную компоновку одноцилиндрового двигателя (рис. 1.1). Основные детали и узлы двигателя — картер 2, цилиндропоршневая группа, механизм передачи, сцепление, коробка передач, пусковое устройство. Двухцилиндровые двухтактные ДВС могут быть выполнены по одной из схем, представленных на рис. 1.2. При V-образном расположении цилиндров (рис. 1.2, а) шатуны / надеты нижними головками на общую цапфу кривошипа. Конструкции картера и коленчатого вала такие же,
Рис. 1.3. Двухцилиндровый двухтактный карбюраторный двигатель:
1 — барабан сцепления; 2 — коленчатый вал; 3 —поршень; 4 — цилиндр; 5 —головка цилиндра; 6 •— поршневые кольца; 7 =— гильза цилиндра; 8 — генератор
как у одноцилиндрового двигателя. При этом карбюратор весьма удобно размещен между цилиндрами, длина впускных патрубков получается незначительной. Угол а между цилиндрами изменяется от 45 до 6(Г. Рабочие такты чередуются в цилиндрах через углы 360° + а. Неравенство интервалов чередования тактов возрастает при увеличении угла а, что послужило главной причиной отказа от V-образных двигателей с углом между цилиндрами а = 90°, несмотря на их хорошую уравновешенность.
В схемах с параллельно-вертикальным расположением цилиндров кривошипы 3 могут быть смещены между собой на 180° (рис. 1.2, б) или 360° (рис. 1.2, в). В первом случае поршни движутся в разные стороны и, следовательно, силы инерции в основном уравновешиваются. Во втором случае оба поршня поднимаются или опускаются одновременно, следовательно, промежутки между рабочими тактами 360°. В отношении уравновешивания сил инерции двухцилиндровый двигатель не имеет особых преиму- 8
ществ перед одноцилиндровым, но распределение крутящего момента по углу поворота коленчатого вала получается более равномерным. В двухцилиндровом двигателе с параллельными вертикальными цилиндрами 4 (рис. 1.2, а) два коленчатых вала соединены зубчатой парой и поэтому вращаются в разные стороны, что обеспечивает хорошую уравновешенность двигателя.
Еще один довольно распространенный способ расположения цилиндров показан на рис. 1.2, о: цилиндры 4 размещены горизонтально и обращены головками в разные стороны; шатуны 1 соединены двумя отдельными кривошипами, разведенными на 180°, вследствие чего поршни движутся всегда в противоположных направлениях. Таким образом, такты чередуются равномерно, а силы инерции полностью уравновешены.
Двухцилиндровый двухтактный двигатель, показанный на рис. 1.3, представляет собой два спаренных одноцилиндровых двигателя, имеющих общий коленчатый вал 2, который может быть составным («ИЖ-Юпитер») или собранным как одно целое («Ява», 43). Коленчатый вал выполняют со смещением шатунных пальцев обычно на 18(Г. При этом поочередная работа цилиндров 4 обеспечивает более плавную работу двигателя. Основные детали двухцилиндрового двигателя такие же, как одноцилиндрового.
ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ ДВИГАТЕЛЕЙ МОТОЦИКЛОВ
Производство отечественных мотоциклов впервые было освоено в г. Ижевске (ПО ИЖ-МАШ). Массовый выпуск мотоциклов осуществляют также Ковровский завод им. В. А. Дегтярева (ЗИД, модели «Восход-1», «Восход-2», «Восход-ЗМ», «Восход-ЗМ-Спорт», «Восход-ЗМ-Люкс» и др.), Минский мотоциклетный и велосипедный завод, Тульский машиностроительный завод им. В. М. Ря- бикова (ТМЗ, мотоциклы и грузовые мотороллеры «Муравей» и др.). Легкие мопеды и мокики в СССР выпускает Рижский мотозавод «Саркана звайгэне» (модели «Рига-11», «Рига-13»), Пензенское ПО «Завод им. М. В. Фрунзе» (модели МВ-18М, ЗИФ-77), Львовский мотозавод (модели ЛМЗ-2, «Карпаты», «Карпаты- Спорт») и др. На мопеды «Рига» и «Карпаты» устанавливают двигатели Шяуляйского велосипедного-моторного завода «Вайрас». Номинальная мощность Ne двигателя достаточна для движения мопедов со скоростью выше 50 км/ч.
В табл. 1.2 приведены основные технико-экономические показатели двухтактных карбюраторных двигателей мотоциклов, мотороллеров и мопедов, выпускаемых в нашей стране.
Из мототранспортных средств, выпускаемых за рубежом, следует отметить мотоциклы и мопеды марки «Ява» (ЧСФР), а также различные модификации мотоциклов «Симсон» и МЦ (ГДР). Эти мотоциклы оснащены в основном двухтактными карбюраторными двигателями, отличаются хорошими тягово-скоростными ка-
9
Технико-экономические показатели лвтхтякти»^ двигателей мотоциклов, мотороллеров и ZSoTcccP ^
Применение
Марка Двигателя
I Предприятие- 1 изготовитель
СМ®
Ne, кВт
Пе МНН—1
Велодвн- гатель Мопед Мопед
Мотоцикл Мотороллер
Мотоцикл Мотороллер Мотоцикл
Мотоцикл Мотоцикл
Д-6
Ш-58 Ш-62
ММВЗ «Электрон В-150М* «Восход-3* «Тулица» «ИЖ-Планета- Спорт-350» «ИЖ-Планета-3* «ИЖ-Юпитер-4»
кВайраед >
ММВЗ г. Вятские поляны зид ТМЗ ПО ИЖМАШ
* *
45,4
49,8 49,8
123 148
173,7 199
340
346
347
0,736
1,61
1,17...
1,47
8,1
5,52
10,3
10,3 22,06
13,24
20,61
4500
4900... 5500
4800... 5200
6200
5100 ... 5400
5500... 5800
5200 ... 5800
5600 ... 6200
5000... 5600
5600... 6200
Применение
D, мм
S, мм
в'
Pgt МПа
Мел, кВт
Велодвн- гатель Мопед *
Мотоцикл Мотороллер
Мотоцикл Мотороллер Мотоцикл
» »
38
38
38
52
57
61,72
62
76
72 62,0
40
44
44
58
58
58
66
75
85
57,6
6,0
7,7... 8,5
7,7... 8,5
9,5
8,0
9,5
10,0.:. 10,5
7,5 ...8,5
9,0 ... 9,5
0,216
0,398
0,29... 0,34 0,636
0,438 0,648
0,6
0,7
0,46
0,635
16,2
32,5
23,44 ... 29,46
65,8 37,28 59,3 51,74 64,86 38,25 59,26
•ели од^оцилнедровы"6' Дввгатель «ИЖ-Юпнтер-4. двухцилиндровый, остальные двига.
чествами благодаря достаточно высокой мощности двигателей.
Кроме того, следует выделить мототранспортные средства Японии. Фирма Хонда выпускает мотороллеры с двухтактными двигателями рабочим объемом 50, 80, 125 см3 и микромотоциклы с двигателями рабочим объемом 70 см3 (СТ-70 «Дакс») и 80 см3 (МТХ80, МВ80, МТ80). Получают распространение мини-байки— мотоциклы-игрушки, изготовляемые в стиле «триал» и «кросс». На них устанавливают одноцилиндровые двухтактные двигатели рабочим объемом 50 см3. Фирма Ямаха изготовляет мототранспортные средства в основном с одноцилиндровыми двухтактными двигателями рабочим объемом 50 и 51 ... 125 см3. При рабочем объеме 250 см3 устанавливают как одноцилиндровые четырехтактные двигатели, так и одноцилиндровые двухтактные (ДТ250МХ) и 10
двухцилиндровые двухтактные РД250ЛС и РД350ЛС номинальной мощностью Ne = 14,7 ... 43 кВт. Фирма Сузуки Мотор производит мототранспортные средства в основном с двухтактными двигателями рабочим объемом до 50, 51 ... 125, 126 ... 250 и свыше 251 см®. Двигатели рабочим объемом 50, 100, 125, 175, 250 см® в основном двухтактные одноцилиндровые.
Объединение Пьяджио—Джилера (Италия) специализируется на выпуске мотоциклов, мотороллеров, грузового транспорта, мопедов «Чиао», «Чиао PXV», «Браво EML, TS6O>, «Боксер BTV> с одноцилиндровыми двухтактными двигателями. Среди моделей с двигателями рабочим объемом 125 см® следует отметить модели «Джилера 125TG3» «Фантик ^8X125», «Априлиа 1258Т».
L3. ПУСКОВЫЕ ДВИГАТЕЛИ ДЛЯ ТРАКТОРОВ
Из всех известных способов пуска мощных двигателей наибольшее распространение на тракторных дизелях получили два способа: при помощи вспомогательного ДВС (одноцилиндрового карбюраторного) или от электростартера.
На отечественных тракторах, эксплуатирующихся в суровых климатических условиях, несмотря на большую трудоемкость, габаритные размеры и сложность обслуживания, наибольшее распространение получила система пуска с помощью ДВС, располагающая более значительным запасом энергии для пуска. В табл. 1.3 и 1.4 приведены характеристики пусковых двигателей типа ПД.
Прототипами пусковых двигателей послужили выпускаемые ранее двигатели. Например, прототипом двигателя ПД-8М является двигатель мотороллера «Тула», двигателя ПД-10У — двигатель мотоцикла «ИЖ-Пл а нета-350». На ГЗПД (г. Гомель) осваивается производство новых двигателей ПД-15 с ОПК на впуске. В настоящее время наибольшее распространение получили пусковые двигатели ПД-8М, ПД-10У, П-350.
Пусковой двигатель П-350, предназначенный для пуска дизеля Д65Н и установленный с правой его стороны на приливе картера маховика, показан на рис. 1.4. Основными частями двигателя являются: герметичный картер, состоящий из двух половин 19 и 22, кривошипно-шатунный механизм с маховиком 1, цилиндр 13 с головкой 11, карбюратор 15, магнето зажигания, регулятор 17 частоты вращения коленчатого вала, механизм вспомогательного отключения.
Охлаждение двигателя — водяное, общее с дизелем. Система питания включает карбюратор 15 (горизонтальный, однокамерный, беспоплавковый) и воздухоочиститель 16. Карбюратор связан с однорежимным центробежным регулятором 17 с помощью тяги. Система зажигания состоит из магнето М-124Б и соединительной полумуфты. Свеча зажигания — типа АПУ. Пуск двигателя осуществляется электростартером СТ-353. Мощность стартера 0,44 кВт.
1.8. Основные показатели пусковых двигателей
Пусковой двигатель
Дизель
Общее передаточное число
п, мнн-1
ПД-8М
Д-37М/Е
19,3
220
ПД-10У
СМД-14 и модификации
17,5
200
ПД-ЮУ-А
Д-50Л
Д-240Л
16,8
208
ПД-10У-1
Д-54А
46,6
240
11-ЗЬО
СМД-60 и модификации
24,1
166
1.4. Технико-экономические характеристики наиболее часто применяемых пусковых двигателей
Характеристики
ПД-8М
ПД-10У
П-350
Рабочий объем Vh, см9
199
346
346
Номинальная мощность Ne, кВт
5,15
7,36
9,93
Частота вращения п, мин-1:
при Ne
при холостом ходе, не бо-
4300
3500
4000
лее:
минимальная
4200
4500
максимальная
Диаметр цилиндра D, мм
Ход поршня S, мм
Степень сжатия в
Среднее эффективное давление ре, МПа
62 66 6,6 0,36
1500
72
85
6,2
0,364
1500 72 85
7,5 0,43
Удельный расход топлива ge, г/(кВт-ч)
705
680
570
Используемый бензин
А-72, А-66
Масло (дизельное), смесь с бензином в отношении
1 : 15
1 : 20
1 : 20
Смазочная система
Смесью и разбрызгивг
нием
Система охлаждения
Воздушная
Жидкостная
включенная
принуднтель-
в систему охлаждения дизеля
ная от центробежного вен-
Регулятор частоты
тнлятора Це
нтробежного типа
Пуск
Электростар-
Электро-
Электростар-
тер СТ-353,
стартер
тер СТ-353,
дублирующий
дублирующий
ручной
ручной
Пусковой двигатель работает непрерывно 1 ... 5 мин в зависимости от температуры окружающей среды и теплового состояния тракторного двигателя. Тепловое состояние пускового двигателя стабилизируется через 3 ... 4 мин с момента начала работы.
Работа пускового двигателя отличается переменными скоростными и нагрузочными режимами. Прогрев его происходит на 12
Рис. 1.4. Пусковой двухтактный карбюраторный двигатель П-350:Рис. 1.4. Пусковой двухтактный карбюраторный двигатель П-350:/ — маховик; 2 ~ прокладка цилиндра; 3 — шатун; 4 — выпускной патрубок; б — нижнее компрессионное кольцо; 6 — верхнее компрессионное кольцо; 7 — поршень; 8 — заливной краник; 9 — свеча зажигания; 10 — водоотводящий патрубок; 11 — головка цн- лнндра; 12 — прокладка головки цилиндра; 13 — цилиндр; 14 — поршневой палец; 15 — карбюратор; 16 — воздухоочиститель; 17 — регулятор; 18 — передняя полуось коленчатого вала; 19 — передняя половина картера; 20 — щека; 21 — палец; 22 — задняя половина картера; 23 —» задняя полуось коленчатого вала/ — маховик; 2 ~ прокладка цилиндра; 3 — шатун; 4 — выпускной патрубок; б — нижнее компрессионное кольцо; 6 — верхнее компрессионное кольцо; 7 — поршень; 8 — заливной краник; 9 — свеча зажигания; 10 — водоотводящий патрубок; 11 — головка цн- лнндра; 12 — прокладка головки цилиндра; 13 — цилиндр; 14 — поршневой палец; 15 — карбюратор; 16 — воздухоочиститель; 17 — регулятор; 18 — передняя полуось коленчатого вала; 19 — передняя половина картера; 20 — щека; 21 — палец; 22 — задняя половина картера; 23 —» задняя полуось коленчатого вала
Рис. 1.4. Пусковой двухтактный карбюраторный двигатель П-350:
Рис. 1.4. Пусковой двухтактный карбюраторный двигатель П-350:
/ — маховик; 2 ~ прокладка цилиндра; 3 — шатун; 4 — выпускной патрубок; б — нижнее компрессионное кольцо; 6 — верхнее компрессионное кольцо; 7 — поршень; 8 — заливной краник; 9 — свеча зажигания; 10 — водоотводящий патрубок; 11 — головка цн- лнндра; 12 — прокладка головки цилиндра; 13 — цилиндр; 14 — поршневой палец; 15 — карбюратор; 16 — воздухоочиститель; 17 — регулятор; 18 — передняя полуось коленчатого вала; 19 — передняя половина картера; 20 — щека; 21 — палец; 22 — задняя половина картера; 23 —» задняя полуось коленчатого вала
/ — маховик; 2 ~ прокладка цилиндра; 3 — шатун; 4 — выпускной патрубок; б — нижнее компрессионное кольцо; 6 — верхнее компрессионное кольцо; 7 — поршень; 8 — заливной краник; 9 — свеча зажигания; 10 — водоотводящий патрубок; 11 — головка цн- лнндра; 12 — прокладка головки цилиндра; 13 — цилиндр; 14 — поршневой палец; 15 — карбюратор; 16 — воздухоочиститель; 17 — регулятор; 18 — передняя полуось коленчатого вала; 19 — передняя половина картера; 20 — щека; 21 — палец; 22 — задняя половина картера; 23 —» задняя полуось коленчатого вала
режиме холостого хода при переменной частоте вращения коленчатого вала п = (1,05 ... 1,2) пном (пном — номинальная частота вращения). При прокрутке коленчатого вала дизеля в зависимости от его теплового состояния пусковой двигатель работает по регуляторной ветви внешней характеристики или на ее участке от режима максимального крутящего момента до режима максимальной мощности. С появлением вспышек в цилиндрах дизеля возникает избыточная энергия и скоростной режим резко изменяется. В зависимости от совершенства работы обгонной муфты средняя частота вращения коленчатого вала пускового двигателя в этот период составляет (1,2 ... 1,35) иноМ.
Средняя эксплуатационная частота вращения пускового двигателя равна (1,1 ... 1,5) пном, средняя загрузка (с учетом рекомендуемой продолжительности прогрева) около 30 % номинальной мощности.
Двухтактный карбюраторный 2Вертикальное76706358,220,6Бензин А-76 в смеси с маслом МС-20 с соотношением по объему 25: 1К62Ж однокамерный горизонтальный Диафрагменного типаСовместно с топливом I : 25Воздушное от осевого вентилятораМаховичное магнетоСИ-21Электростартер СТ-362 дублирующий ручнойДвухтактный карбюраторный 2Вертикальное76706358,220,6Бензин А-76 в смеси с маслом МС-20 с соотношением по объему 25: 1К62Ж однокамерный горизонтальный Диафрагменного типаСовместно с топливом I : 25Воздушное от осевого вентилятораМаховичное магнетоСИ-21Электростартер СТ-362 дублирующий ручной
Двухтактный карбюраторный 2
Вертикальное
76
70
635
8,2
20,6
Бензин А-76 в смеси с маслом МС-20 с соотношением по объему 25: 1
К62Ж однокамерный горизонтальный Диафрагменного типа
Совместно с топливом I : 25
Воздушное от осевого вентилятора
Маховичное магнето
СИ-21
Электростартер СТ-362 дублирующий ручной
Двухтактный карбюраторный 2
Вертикальное
76
70
635
8,2
20,6
Бензин А-76 в смеси с маслом МС-20 с соотношением по объему 25: 1
К62Ж однокамерный горизонтальный Диафрагменного типа
Совместно с топливом I : 25
Воздушное от осевого вентилятора
Маховичное магнето
СИ-21
Электростартер СТ-362 дублирующий ручной
ДВИГАТЕЛИ ДЛЯ СНЕГОХОДОВ
В Рыбинском ПО моторостроения освоен выпуск снегоходов: «Буран», «Икар», «Барс». Двигатели, применяемые для наиболее массовой модели снегоходов «Буран» и «Икар», —- двухтактные карбюраторные одно- или двухцилиндровые. Технико-экономические показатели двигателя РМЗ-640 снегохода «Буран» приведены ниже.
Тип ............
Число цилиндров
Расположение цилиндров
Диаметр цилиндра D, мм ...... . Ход поршня S, мм .
Уй, см8 в® ......
Ne при а = 5000 ... 5500 мин-®, кВт, не менее
Топливо . . . . .. .
Карбюратор
Топливный насос : Смазывание двигателя ........ Охлаждение
Система зажигания Свеча зажигания ........... Пусковое устройство .........
Двигатель снегохода «Буран» двухцилиндровый двухтактный с петлевой кривошипно-камерной продувкой карбюраторный мод. РМЗ-640 принудительного воздушного охлаждения (рис. 1.5). Картер двигателя состоит из двух половин с оребренными стенками: верхней 4 и нижней 2, изготовленных из алюминиевого сплава. Горизонтальный разъем картера проходит по оси коленчатого вала. Половинки картера соединены между собой двенадцатью короткими шпильками. Внутренняя поперечная перегородка делит полость картера на две кривошипные камеры, для каждого цилиндра в отдельности. Через два продувочных канала картера полость кривошипной камеры сообщается с продувочными каналами цилиндра. Выходящие из кривошипных камер концы коленчатого вала уплотнены самоподжимными манжетами из маслотопливостойкой резины. Кривошипные камеры изолированы одна от другой лабиринтными уплотнениями, расположенными с обоих торцов среднего опорного подшипника коленчатого вала.
Основание магдино и корпус вентилятора установлены с правой стороны картера. В верхней части картера двумя винтами закреплен топливный насос.
14
Рис. 1.5. Двигатель РМЗ-640 снегохода «Буран»:
1 — основание; 2 — нижняя половина картера; 3 — левая цапфа; 4 — верхняя половина картера; 5 — шатун; 6 — левый цилиндр; 7 — поршневой палец; 8 — игольчатый подшипник; 9 — поршневое кольцо; 10 — левый поршень; 11 — левая головка цилиндра; 12 — цилиндр; 13 — поршень; 14 — правая головка цилиндра; 15 — крыльчатка вентилятора; 16 — ведомый шкив; 17 — вентиляторный ремень; 18 — ручной стартер; 19 — магднно; 20 — правая цапфа; 21 — средний вал; 22 — электростартер; 23 — выпускной коллектор; 24 — свеча зажигания; 25 —- впускной коллектор; 26 •=- карбюратор; 27 воздухоочиститель; 28 •=* топливный насос
"ясо1Оо о8to соСУСО оСО СО ofСО со ofо ofо оо оЯ *Ь я х1111of8 ofз ofо О1соto ofСО о ofо11111СОоо§со toо сосо toКto tO of00 соСОto сосо сосоо соо 1Ооо9о9о1О со9со9а Sсо оtoосооо9 осо9 o'со сч tOо5 ю оо toоto ч осо О) toоО) а овоо СОо соtO со00со ofо ofю сч ofо1О оо1О ооясо•*toсо о СОсо о СОSоо toо соо соо со«Оя я00о юо сосч tO 1Оммю сою соСОсо-1 = =Яо о toо оо оо о9о о98toо8888 1Оо о о юо8 to«#«00 сосо00 001Осо 0000м00of О)°1 ссГо> сооою of О)i я о1Осо соо ofSTt* м8сосоSсо99оо9я63SX63Sо я Си 5?о Си*S о CU*5 д%Sя доi8 °? яо i8 О1си9<3И £ 5 К3 о.8S си•аS3 со о i & си 5Я ч 9^"ясо1Оо о8to соСУСО оСО СО ofСО со ofо ofо оо оЯ *Ь я х1111of8 ofз ofо О1соto ofСО о ofо11111СОоо§со toо сосо toКto tO of00 соСОto сосо сосоо соо 1Ооо9о9о1О со9со9а Sсо оtoосооо9 осо9 o'со сч tOо5 ю оо toоto ч осо О) toоО) а овоо СОо соtO со00со ofо ofю сч ofо1О оо1О ооясо•*toсо о СОсо о СОSоо toо соо соо со«Оя я00о юо сосч tO 1Оммю сою соСОсо-1 = =Яо о toо оо оо о9о о98toо8888 1Оо о о юо8 to«#«00 сосо00 001Осо 0000м00of О)°1 ссГо> сооою of О)i я о1Осо соо ofSTt* м8сосоSсо99оо9я63SX63Sо я Си 5?о Си*S о CU*5 д%Sя доi8 °? яо i8 О1си9<3И £ 5 К3 о.8S си•аS3 со о i & си 5Я ч 9^§§. ю. юS яS я66 о к66 о кЯ S о Я i а S и XЯ S о Я i а S и XS Ч СX 3 и 8В.S Ч СX 3 и 8В.Рис. 1.6. Схема двухтактного двухцилиндрового ПЛМ с золотниковым газораспределением:1 — ручной топливный насос; 2 —* клапан; 3 —• канал; 4 ~ диафрагма; 5 — отстойник;6 =• фильтр; 7 =• карбюратор; 8 * впускной канал; 9 =• золотниковая шайбаРис. 1.6. Схема двухтактного двухцилиндрового ПЛМ с золотниковым газораспределением:1 — ручной топливный насос; 2 —* клапан; 3 —• канал; 4 ~ диафрагма; 5 — отстойник;6 =• фильтр; 7 =• карбюратор; 8 * впускной канал; 9 =• золотниковая шайбаазо Sк 63 аз лЯ SX Iазо Sк 63 аз лЯ SX I33« s азs аг х« s азs аг хазазSSо> аз азо> аз азЯЯКК
"я
со
1О
о о
8
to со
СУ
СО о
СО СО of
СО со of
о of
о о
о о
Я *
Ь я х
1
1
1
1
of
8 of
з of
о О1
со
to of
СО о of
о
1
1
1
1
1
СО
оо
§
со to
о со
со to
К
to tO of
00 со
СО
to со
со со
со
о со
о 1О
оо
9
о
9
о
1О со
9
со
9
а S
со о
to
о
со
о
о
9 о
со
9 o'
со сч tO
о
5 ю о
о to
о
to ч о
со О) to
о
О) а о
в
о
о СО
о со
tO со
00
со of
о of
ю сч of
о
1О оо
1О оо
я
со
•*
to
со о СО
со о СО
S
оо to
о со
о со
о со
«О
я я
00
о ю
о со
сч tO 1О
м
м
ю со
ю со
СО
со
-1 = =
Я
о о to
о о
о о
о о
9
о о
9
8
to
о
8
8
8
8 1О
о о о ю
о
8 to
«
#
«
00 со
со
00 00
1О
со 00
00
м
00
of О)
°1 ссГ
о> со
оо
ю of О)
i я о
1О
со со
о of
S
Tt* м
8
со
со
S
со
9
9
оо
9
я
63
S
X
63
S
о я Си 5
?
о Си
*
S о CU
*
5 д
%
S
я д
о
i
8 °? я
о i
8 О1
си
9
<3
И £ 5 К
3 о.
8
S си
•а
S3 со о i & си 5
Я ч 9^
"я
со
1О
о о
8
to со
СУ
СО о
СО СО of
СО со of
о of
о о
о о
Я *
Ь я х
1
1
1
1
of
8 of
з of
о О1
со
to of
СО о of
о
1
1
1
1
1
СО
оо
§
со to
о со
со to
К
to tO of
00 со
СО
to со
со со
со
о со
о 1О
оо
9
о
9
о
1О со
9
со
9
а S
со о
to
о
со
о
о
9 о
со
9 o'
со сч tO
о
5 ю о
о to
о
to ч о
со О) to
о
О) а о
в
о
о СО
о со
tO со
00
со of
о of
ю сч of
о
1О оо
1О оо
я
со
•*
to
со о СО
со о СО
S
оо to
о со
о со
о со
«О
я я
00
о ю
о со
сч tO 1О
м
м
ю со
ю со
СО
со
-1 = =
Я
о о to
о о
о о
о о
9
о о
9
8
to
о
8
8
8
8 1О
о о о ю
о
8 to
«
#
«
00 со
со
00 00
1О
со 00
00
м
00
of О)
°1 ссГ
о> со
оо
ю of О)
i я о
1О
со со
о of
S
Tt* м
8
со
со
S
со
9
9
оо
9
я
63
S
X
63
S
о я Си 5
?
о Си
*
S о CU
*
5 д
%
S
я д
о
i
8 °? я
о i
8 О1
си
9
<3
И £ 5 К
3 о.
8
S си
•а
S3 со о i & си 5
Я ч 9^
§
§
. ю
. ю
S я
S я
66 о к
66 о к
Я S о Я i а S и X
Я S о Я i а S и X
S Ч С
X 3 и 8
В.
S Ч С
X 3 и 8
В.
Рис. 1.6. Схема двухтактного двухцилиндрового ПЛМ с золотниковым газораспределением:
1 — ручной топливный насос; 2 —* клапан; 3 —• канал; 4 ~ диафрагма; 5 — отстойник;
6 =• фильтр; 7 =• карбюратор; 8 * впускной канал; 9 =• золотниковая шайба
Рис. 1.6. Схема двухтактного двухцилиндрового ПЛМ с золотниковым газораспределением:
1 — ручной топливный насос; 2 —* клапан; 3 —• канал; 4 ~ диафрагма; 5 — отстойник;
6 =• фильтр; 7 =• карбюратор; 8 * впускной канал; 9 =• золотниковая шайба
аз
о S
к 63 аз л
Я S
X I
аз
о S
к 63 аз л
Я S
X I
3
3
« s аз
s аг х
« s аз
s аг х
аз
аз
S
S
о> аз аз
о> аз аз
Я
Я
К
К
ЛОДОЧНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
Лодочные двигатели — подвесные лодочные моторы (ПЛМ) применяют на малогабаритных судах общего назначения. В качестве ПЛМ обычно служат двухтактные карбюраторные двигатели с кривошипно-камерной продувкой. В двухтактных двигателях подвесных моторов применяют простую петлевую продувку, при которой свежая топливовоздушная смесь образует петлю и выталкивает отработавшие газы.
В нашей стране широко известны такие модели ПЛМ, как «Вихрь», «Москва», «Нептун». В табл. 1.5 приведены техникоэкономические показатели двухтактных карбюраторных ПЛМ. Самый распространенный ПЛМ «Вихрь» прост в обслуживании, работает на низкооктановых бензинах А-66, А-72.
Двигатели семейства «Вихры» (рис. 1.6) имеют типичную кривошипно-камерную продувку и золотниковый механизм управления всасыванием смеси. На ПЛМ «Вихрь» используют поперечнопетлевую дефлекторную продувку цилиндра, на «Вихре-М» и «Вихре-30» — возвратно-петлевую трехканальную. Благодаря более эффективной продувке у двигателей «Вихрь-М» и «Вихрь-30» существенно повышены удельная мощность и экономичность.
Рис. 1.7. Двухцилиндровый двухтактный карбюраторный ПЛМ «Вихрь»:
1 — пусковое устройство; 2 — коленчатый вал; 3 — блок цилиндров; 4 •=» левый поршень; б ^ свеча зажигания; 6 *=• продувочное окно; 7 •= картер
Удельный расход топлива у ПЛМ «Вихрь-М» на 94 г/(кВт*ч) меньше, чем у ПЛМ «Вихрь». Блок цилиндров двигателя «Вихрь» отлит из алюминиевого сплава (рис. 1.7). В блоке выполнены рубашка для охлаждающей воды, продувочные каналы для подвода свежей смеси из полости картера 7 к продувочным окнам 6 цилиндров и выпускные для отвода отработавших газов. Картер состоит из четырех частей, образующих две кривошипные камеры. Для подвода к кривошипной камере рабочей смеси из карбюратора в средней опоре картера имеются отверстия, выход из которых закрыт золотниками, вращающимися вместе с коленчатым валом.
Двигатели семейства «Нептун» выпускают в следующих модификациях: «Нептун», «Нептун-М», «Нептун-23». Двигатель двухцилиндровый двухтактный карбюраторный с двухканальной возвратно-петлевой кривошипно-камерной продувкой и впуском 18
Рис. 1.8. Золотниковая система впуска:
а — плоский золотник двигателя «Нептун»; б — схема
смеси в картер с помощью золотникового устройства, как показано на рис. 1.8.
Золотниковые шайбы / изготовляют из полиамидной смолы с секторными вырезами, которые совмещены с окнами в щеках кривошипов 3. Шайбы прижаты к средней опоре пружинами. При движении поршня 2 к ВМТ в полости картера создается вакуум. В это время золотниковая шайба открывает входной канал 4, по которому свежая смесь засасывается в картер. Когда поршень движется в обратном направлении, золотниковая шайба закрывает входной канал, отсекая смесь в картере. Как только поршень откроет продувочные окна, свежая смесь устремится в цилиндр и начнется процесс продувки.
Двигатель «Привет-22» — двухтактный двухцилиндровый с раздельными взаимозаменяемыми цилиндрами с трехканальной возвратно-петлевой продувкой и механизмом впуска с дисковыми золотниками. Система зажигания унифицирована с двигателями «Нептун-23» и «Вихрь». Карбюратор и топливный насос идентичны с модификациями «Вихрь». В системе охлаждения встроен бесконтактный вихревой насос с минимальным отбором мощности на охлаждение: Модификацией двигателя «Привет-22» является модель ПЛМ «Привет-25». Благодаря применению настроенного впуска мощность двигателя повышена до 18,4 кВт.
МАЛОГАБАРИТНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
РАЗЛИЧНОГО НАЗНАЧЕНИЯ
Двухтактные карбюраторные ДВС широко применяют в сельском хозяйстве (мотоблоки, косилки, соломорезки, подъемники, насосы), строительстве (конвейеры, компрессоры, вибраторы, трамбовки), промышленности (генераторы, автомобили и автокары), авиации (спортивные самолеты, беспилотные самолеты) и др. Представляют интерес двухтактные двигатели для легковых и малотоннажных грузовых автомобилей, изготовляемых в Японии. В течение многих лет в ГДР выпускаются легковые автомобили «Трабант» и «Варбург» с двухтактными ДВС.
Двухтактные карбюраторные двигатели вследствие их высокой удельной мощности и быстроходности нашли применение и в спортивной авиации. Среди сельскохозяйственных машин наибольший интерес представляют садово-огородные тракторы (ти- леры), мотоблоки и моторизованные ручные косилки. Разнообразные по конструкции и размерам мотоблоки обеспечивают выполнение практически всех видов сельскохозяйственных работ на приусадебных участках, в коллективных садах и овощеводческих хозяйствах. Для большинства мотоблоков предусмотрена установка ряда навесных орудий, с помощью которых можно проводить обработку почвы практически всех видов, выполнять транспортные работы.
ДВИГАТЕЛИ МОТОБЛОКОВ И ТИЛЕРОВ
Условно все виды выпускаемых мотоблоков и тилеров можно разделить на несколько групп по размерам и схемам приводов [40]. В одну из групп входят малогабаритные тилеры массой 15 ... 30 кг с двигателем мощностью 1 ... 2 кВт, предназначенные для обработки почвы на небольших участках. Другую группу представляют садово-огородные тракторы массой 30 ... 50 кг с двигателями мощностью 2 ... 5 кВт.
В нашей стране в последние годы на многих предприятиях ведутся работы по созданию мотоблоков и тилеров как с двухтактными карбюраторными, так и с четырехтактным ДВС. Производятся мотоблоки и в социалистических странах. Например, мотоблок «Роби-50» выпускают в Венгерской республике. Технический характеристика мотоблока «Роби-50» приведена ниже.
ДвигательОдноцилиндровыйдвухтактный воз
душного охлаждения
Рабочий объем Уд, см8 50
Номинальная мощность Ne, кВт . , .2,07
Частота вращения коленчатого вала л, мин”1 4500
ТопливоСмесь бензина с маслом в соотноше
нии 20: 1
Конструкции двухтактных двигателей мотоблоков аналогичны описанным выше. Более тяжелый мотоблок «Роби-151» массой 67 кг имеет двухтактный двигатель рабочим объемом 153 см3 номинальной мощностью 3,55 кВт при частоте вращения 500 мин-1.
В ЧСФР выпускают мотоблок «Терра» с набором, состоящим из 13 сельскохозяйственных и коммунальных машин. В него входят: оборотный плуг, фреза, культиватор, окучник, ротационный рыхлитель, прицеп, насосная установка, зубовая борона и т. д. Двигатель на мотоблоке «Терра» двухтактный карбюраторный воздушного охлаждения рабочим объемом 123 см3, размеры 56x50 мм (ход поршня S X диаметр цилиндра D), мощность Ne = 3 кВт при п = 5400 мин-1. Удельный расход топлива ge = 620 г/(кВт-ч).
В Республике Польша производят мотофрезу «Мрувка» и мотоблок «Дзик 21». На «Мрувке» установлен двухтактный карбюраторный двигатель воздушного охлаждения мощностью Ne = 4 кВт, на мотоблоке «Дзик 21» — карбюраторный двигатель мощностью 8,14 кВт. Предприятие ГДР «Фортшритт Ландмашин» выпускает мотоблок модели Е 930 с двухтактным двигателем М531/541 рабочим объемом 50 см3. Малогабаритную технику производят заводы СФРЮ «МИО-Стандарт», «ИМТ» и «Лабинпрогресс». Наиболее легкие модели МИО200 и МИО350 выпускает «МИО-Стандарт». Первая модель представляет собой мотофрезу массой 47 кг с одноцилиндровым двухтактным двигателем рабочим объемом 59,6 см3 и мощностью 2 кВт. Вторая модель МИО350 — это мотоблок массой 49 кг с одноцилиндровым двухтактным двигателем рабочим объемом 59,6 см3 и мощностью 2,59 кВт.
Кроме того, можно отметить австрийскую фирму «Разант» выпускающую четыре модели мотоблоков: «Беби», «Юниор», «Супер» и «Коммунал». На мотоблок мод. «Юниор» устанавливают по выбору один из следующих двигателей: двухтактный карбюраторный фирмы «Ротакс» мощностью 5,9 кВт, двухтактный карбюраторный этой же фирмы, но большей мощности (6,66 кВт) или четырехтактный карбюраторный фирмы «Маг» мощностью 6,66 кВт. Мотоблок модели «Супер», кроме трех указанных двигателей, может комплектоваться дизелем фирмы Ломбардини мощностью 6,66 кВт.
Мотоблоки и тилеры работают как с двухтактными карбюраторными двигателями, так и с четырехтактными карбюраторными двигателями и дизелями.
ДВИГАТЕЛИ РУЧНЫХ КОСИЛОК
Моторизованные ручные косилки (триммеры) предназначены для скашивания травы в труднодоступных местах, а также для подрезки декоративных растений и газонов. В качестве привода обычно применяют электродвигатели наибольшей мощности или двухтактные карбюраторные ДВС рабочим объемом до 50 см3.
1.6. Характеристики триммеров трех моделей
Характеристики
Т-140
РМ-200ДВ
РМ-303
Двигатель
Рабочий объем Ун, см3 Смазочный материал Сухая масса, кг
Двухтактный одноцилиндровый с воздушным охлаждением
13,8|21,2[—
Масло с бензином (1 : 20)
3,7|6|9,4
Характеристики косилок этого типа на примере семейства триммеров трех моделей японской фирмы Киозитц Корпорейшн приведены в табл. 1.6.
ДВИГАТЕЛИ ДЛЯ ЦЕПНЫХ МОТОРНЫХ ПИЛ
Двухтактные карбюраторные ДВС широко используют в качестве привода цепных моторных пил. Например, фирма Оранд (США) выпускает высокооборотные двухтактные одноцилиндровые ДВС для цепных пил, моторных лодок, машинок для стрижки газонов и привода насосов и генераторов. Двигатель рабочим объемом 33,2 см3, размером 31,7X36,5 мм развивает мощность Ne = 1,11 кВт при п = 7200 мин”1. Степень сжатия 7,4. Кратковременно частота вращения может повышаться до 10 000 мин-1. Масса двигателя 2 кг. Диафрагменный карбюратор с насосом работает в любом положении. Для постоянной работы в вертикальном положении (привод генератора и насоса) устанавливают поплавковый карбюратор.
Коленчатый вал нескольких размеров по длине имеет стандартный приводной конец. Цилиндр отлит под давлением из алюминиевого сплава. Зеркало цилиндра покрыто пористым хромом толщиной 0,05 мм. Охлаждение вентилятором обычного типа с симметричными лопатками, отлитыми как одно целое с маховиком. Шатун стальной кованый, цементирован и шлифован. Нижняя крышка крепится двумя винтами. Подшипники игольчатые. Картер отлит под давлением из алюминиевого сплава. Система зажигания обычного типа (маховик---магнето). Угол опережения зажигания 30° до ВМТ.
В нашей стране широко известна цепная моторная пила «Дружба».
Таким образом, двухтактные карбюраторные ДВС нашли широкое применение во многих областях техники. Поэтому вопросы совершенствования мощностных, экономических, токсических и шумовых показателей этого класса двигателей имеют большое практическое, экономическое и социальное значение.
2. ОСНОВНЫЕ НАПРАВЛЕНИЯ
СОВЕРШЕНСТВОВАНИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ
На анализе основных направлений совершенствования целесообразно остановиться после рассмотрения внешнего теплового баланса ДВС. Уравнение внешнего теплового баланса имеет вид
Q = Q= + Qb + Qp + Qm + QOCTI
где Q — количество теплоты сгорания израсходованного топлива; Qe — количество теплоты, эквивалентное эффективной работе двигателя; Qb — количество теплоты, отводимой от двигателя охлаждающей средой (жидкостью или воздухом); Q„ — количество теплоты, отводимой выпускными газами, Qr = Q3 + Qh. с! Q3 — энтальпия (остаточное теплосодержание) выпускных газов; Qh. с — количество теплоты, не выделившейся при сгорании топлива ввиду неполноты сгорания (химического недожога); QM — количество теплоты, отводимой маслом; Q0CT— количество теплоты, отводимой в результате лучистого и конвективного теплообмена нагретых частей двигателя с окружающей средой.
Если выразить составляющие теплового баланса в процентах от полного количества теплоты Q сгорания израсходованного топлива (долях), то
100 = qe 4- qB -}- qT + Qm + <7ост-
В табл. 2.1 приведены средние значения отдельных составляющих (%) внешнего теплового баланса различных двигателей на номинальном режиме.
2.1. Тепловой баланс ДВС различных типов
Двигатель
»е
»в
»э ,
^И. о
«м
^ост
Карбюраторный ДВС
22 .
. 29
20.
. 35
30 ... 55
0.
. 45
3 .
. 8
3 .
. 8
Дизель без наддува Комбинированный ДВС с наддувом:
29 .
. 42
20.
. 35
25 ... 40
0 .
. 5
2 .
. 4
2 .
. 7
умеренным
35 .
. 45
10.
. 25
25 ... 45
0.
. 5
3 .
. 7
2 .
. 7
высоким
40.
. 48
10.
. 18
20 ... 40
0 .
. 7
4 .
. 8
2 .
. 5
В карбюраторных (особенно двухтактных) ДВС 20... 35 % теплоты Q отводится в систему охлаждения, 30... 55% Q уносится с отработавшими газами (ОГ), в том числе в результате неполноты сгорания топлива теряется до 45 % теплоты. Это связано, во-первых, с продувкой цилиндров ДВС топливовоздушной смесью (до35 %) и, во-вторых, с химическим недожогом топлива в результате применения богатых смесей с а « 0,7 ... 0,8 (до 20%).
Анализ теплового баланса позволяет выделить следующие наиболее вероятные направления совершенствования двухтактных карбюраторных ДВС. .
Уменьшение потерь количества теплоты в системе охлаждения.
Снижение потерь топлива, уносимого с ОГ, при продувке цилиндра топливовоздушной смесью путем создания двигателя с продувкой воздухом и последующей подачей смеси.
Создание двигателей, работающих на относительно бедных смесях (а ^- 1,0), и уменьшение химического недожога топлива в результате совершенствования рабочего процесса.
Совершенствование систем подачи топлива и смазочной.
Совершенствование систем впуска, продувки и выпуска.
Исследование и создание двигателей с непосредственным впрыскиванием топлива.
Создание двигателей с турбонаддувом и утилизацией теплоты отработавших газов.
Для обеспечения высокого технического уровня вновь создаваемых образцов двухтактных карбюраторных ДВС расчетной, проектной и исследовательской работе должны предшествовать патентно-информационные исследования.
Существуют два • пути совершенствования ДВС — доводка, доработка уже существующих конструкций и создание новых образцов со значительными конструктивными изменениями. К первому, менее сложному пути (для практической реализации) следует отнести увеличение площадей проходных сечений впускного канала и карбюратора, повышение степени сжатия, подбор оптимальных продолжительностей фаз впуска и продувки, регулировку карбюратора и др. Второй путь является более сложным, требует значительных материальных затрат и экспериментальных исследований. Но без дальнейшего совершенствования конструкции, без поиска новых решений дальнейшее улучшение мощностных, экономических и токсических характеристик ДВС не представляется возможным.
Определение тенденций развития двухтактных карбюраторных ДВС проводилось на основе обобщения и анализа материалов поиска по источникам научно-технической и патентной информации. Все анализируемые технические решения в зависимости от решаемой задачи можно разделить на группы:
24
направленные на повышение мощностных характеристик двигателей;
связанные с повышением топливной экономичности двигателя и снижением токсичности ОГ;
направленные на снижение уровня шума в системе впуска и выпуска двигателя.
ПУТИ УЛУЧШЕНИЯ МОЩНОСТНЫХ ХАРАКТЕРИСТИК
Пути повышения мощности в настоящее время уже достаточно обстоятельно изучены. Проводимые исследовательские работы направлены главным образом на разработку конкретных практических методов и совершенствование уже известных.
«ДРОБЛЕНИЕ» РАБОЧЕГО ОБЪЕМА ДВИГАТЕЛЯ
Одним из наиболее распространенных в последнее время способов повышения мощности является «дробление» рабочего объема двигателя, т. е. увеличение числа цилиндров при одном и том же общем рабочем объеме. Большинство двигателей дорожных мотоциклов рабочим объемом 250 см3 и выше имеют по два цилиндра, возрастает число моделей с четырехцилиндровыми двигателями. В классе двигателей 1000 см3 и выше имеются модели с шестицилиндровыми двигателями.
«Дробление» рабочего объема двигателя позволяет заметно поднять его литровую мощность Nen, благодаря увеличению частоты вращения и степени сжатия. Однако уменьшать рабочий объем цилиндра и увеличивать число цилиндров можно лишь до 50 см3 при общем числе цилиндров восемь. Дальнейшее уменьшение рабочего объема и увеличение числа цилиндров ставит перед конструкторами почти непреодолимые технические трудности, связанные с охлаждением двигателя и его размещением на раме мотоцикла. С ростом числа цилиндров снижается скорость поршня при той же частоте вращения коленчатого вала, повышается его долговечность или увеличивается частота вращения двигателя, что в свою очередь способствует росту литровой мощности двигателя.
Анализ других способов повышения удельной мощности двигателя целесообразно выполнить на основе выражения для определения литровой мощности двигателя:
Nen = 0,0333 -^ 4 ^- ^мРйп,(2.1)
где Ни]1о — низшая удельная теплота сгорания стехиометрической горючей смеси; т — тактность двигателя; цг/а — отношение индикаторного КПД к коэффициенту избытка воздуха, характеризующее качество протекания рабочего процесса; т]о — коэф-
25
фициент наполнения? т?м — механический КПД? рн — плотность заряда смеси перед началом сжатия в цилиндре, кг/м3.
Учитывая, что т?оф = фк— коэффициент избытка продувочного воздуха (смеси), а аф = асуМ — суммарный коэффициент избытка воздуха, выражение (2.1) может быть представлено в виде
Nen = 0,0333~ ИгР^мП.(2.2)
* асум
Согласно (2.1) и (2.2) можно выделить следующие пути увеличения удельной мощности двигателя: осуществление двухтактного цикла; увеличение степени сжатия е, обеспечивающее КПД Цггаах? повышение частоты вращения п вала двигателя; непосредственное впрыскивание топлива (увеличение т?0 и т?г); использование газодинамических явлений во впускной, продувочной и выпускной системах двигателя (рост ц0, ph и т?м); применение принудительной подачи заряда в цилиндры при осуществлении наддува (повышение т?орк).
УВЕЛИЧЕНИЕ СТЕПЕНИ СЖАТИЯ
Как известно, повышение степени сжатия приводит к росту индикаторного КПД, а следовательно, удельной мощности двигателя. В двухтактных двигателях различают геометрическую е' и действительную е степени сжатия:
e'№ + Vc№(2.3)
е = (Ук + У=)/Ус>(2.4)
где Vh — полный рабочий объем цилиндра; Уа — полезный рабочий объем цилиндра; Ус — объем пространства сжатия.
Обычно в отечественных и большинстве зарубежных литературных источниках указывается геометрическая степень сжатия двигателей мотоциклов, реже — действительная. При значительном повышении е рост цг замедляется, что объясняется прежде всего снижением роста термического КПД цикла ввиду уменьшения относительного количества теплоты, выделившейся в основной фазе сгорания, и увеличением доли топлива, догорающего в процессе расширения. При этом возрастают интенсивность теплоотдачи в стенки цилиндра и давление механических потерь, что приводит к снижению т]г и т?м.
Рост механических потерь, затруднение пуска и необходимость повышения октанового числа с увеличением е обусловили ограничение геометрической степени сжатия е' < 12 для дорожных и е' < 16 для спортивных мотоциклов. В табл. 2.2 приведены степени сжатия некоторых двигателей, полученные при испытаниях, а также по паспортным данным.
26
2.2. Степени сжатии некоторых двигателей
Применение
Марка двигателя
СМ8
в*
е
У?л> кВт
Мопед
Ш-62 (СССР)
50
7,7 ... 8,5
5,13 ...6,7)
23,4 ..
29,46
Мотопила
«Дружба-4» .(СССР)
94
(9,0)
6,0
29,8 ...
38,25
1
МП-5 «Урал-2», «Электрон» (СССР)
109
(Ю,0)
7,0
36,7 ...
43,94
Мотоцикл
MMB3-3.115 (СССР)
123
9,5
(6,6)
65,8
8
«Восход-ЗМ» (СССР)
173,7
9,5
(6,6)
59,3
Мотороллер
«Тулица» (СССР)
199
9,3
(6,45)
51,74
.Мотоцикл
«ИЖ-I (ланета- Спорт-350» (СССР)
340
10,0 ... 10,5
(6,94 ... 7,3)
64,86
Лодочный
«Нептун-23»
346
9,25
(6,42)
48,91
Мотоцикл
(СССР)
MZ-ES 125 (ГДР)
«Ямаха 25УА6»
(Япония)
125
9,0
(6,38)
»
125
(9,8)
6,8
$
«Кавасаки 312» (Япония)
125
6,4
8
«Пух Л-1-125» (Австрия)
125
10
(6,5)
ПОВЫШЕНИЕ ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ
Из (2.1) и (2.2) следует, что удельная мощность прямо пропорциональна частоте вращения коленчатого вала двигателя. Однако повышение частоты вращения, связанное с ростом средней скорости поршня, приводит к росту нагрузок от сил инерции, потерь теплоты и работы насосных ходов, а также к снижению механического КПД т|м. Поэтому необходимо проводить мероприятия, направленные на повышение механического КПД т]м. К ним относятся: уменьшение отношения хода S поршня к диаметру D цилиндра; подбор смазочных масел; применение материалов более высокого качества; снижение потерь на трение. Уменьшение отношения S/D позволяет снизить скорость поршня при той же частоте п и повысить его долговечность. В современных двигателях отношение S/D — 0,66 ... 1,2. В табл. 2.3 приведены частота вращения п, средняя скорость поршня, отношение S/D и другие показатели некоторых ДВС.
Тенденция к уменьшению хода поршня особенно заметна на двигателях тяжелых мотоциклов (V^^ 500 см3), до 40% моделей которых имеют отношение S/D = 0,66 ... 0,87. Исследования, проводимые за рубежом, показали, что на повышение эффективной и удельной мощности значительное влияние оказы-
27
2.3. Технико-экономические показатели некоторых ДВС
Применение
Марка двигателя
vh.
СМ8
Л, мии~Я
ст, м/с
S/D
^ел* кВт
Мопед
Ш-62 (СССР)
50
4800 ...
5200
7,04 ...
7,62
1,158
23,44 ...
29,46
Мотопила
«Дружба-4» (СССР)
94
5000 ...
5400
8,66
1,083
29,8 ...
38,25
Мотоцикл
MMB3-3.115 (СССР)
123
6200
11,98
1,115
65,81
>
«Восход-3» (СССР)
173,7
5500 ...
5800
10,63
0,939
59,3
Мотороллер
ТМЗ (СССР)
199
5200 ...
5800
11,4
1,06
51,74
Мотоцикл
«ИЖ-Планета-
Спорт-350» (СССР)
340
5600 ...
6200
14,0
0,986
64,86
Лодочный
«Вихрь-М» (СССР)
422
5000
10,0
0,895
43,58
Мотоцикл
«Геркулес саш 50» (ФРГ)
50
7100
9,5
1,0
92
1
«Крейдлер 50» (ФРГ)
50
8500
11,3
1,0
92
1
«Геркулес саш 125» (ФРГ)
«Италиет Буканир» (Италия)
125
7500
13,5
1,0
100
1
125
8500
12,1
1,0
105
вает снижение потерь на трение в кривошипно-шатунном механизме и особенно на трение поршневых колец и поршня.
Например, двигатель гоночной мод. «Ямаха TZ 750» при рабочем объеме 694 см3 развивает мощность 66, 25 кВт, которая достигается при наличии одного поршневого кольца на поршень. Уменьшение поверхности направляющей части поршня на 25 % обеспечивает прирост мощности на 2%.
Одним из важных вопросов, связанных с увеличением частоты вращения, является обеспечение надежности работы подшипника большой головки шатуна, учитывая, что смазывание его осуществляется маслом, содержащимся в топливной смеси.
УВЕЛИЧЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА НАПОЛНЕНИЯ
Система впуска оказывает очень большое влияние на характеристики двигателя. Существенного повышения мощности ДВС можно добиться увеличением количества горючей смеси, засасываемой цилиндром через систему впуска за один оборот коленчатого вала за счет совершенствования впускного тракта двигателя.
Коэффициент наполнения двухтактного двигателя с кривошипно-камерной продувкой
По = ФоПи, (2.5) где ф0 — коэффициент избытка продувочной смеси, представляющий отношение количества рабочей смеси, поданной в цилиндр 28
в процессе газообмена, к количеству смеси, которое может поместиться в цилиндре при параметрах внешней среды; я» — коэффициент использования продувочной смеси, равный отношению объема рабочей смеси, оставшейся в цилиндре, к объему, поданному в процессе газообмена.
Исследования показывают, что благодаря настройке смежных систем цилиндра можно значительно улучшить мощностные, экономические и токсические показатели двухтактных карбюраторных две.
ДРУГИЕ СПОСОБЫ ПОВЫШЕНИЯ мощности две
Большое влияние на показатели двухтактных карбюраторных ДВС оказывают конструкция и форма камеры сгорания. Обычно применяют камеру сгорания полусферической формы со свечой зажигания, расположенной под углом, или трапецеидальной формы, благодаря чему достигается более благоприятная продувка цилиндра. Существенное значение имеет и система охлаждения. Исследования, проведенные фирмой Ямаха на гоночных двигателях, показали, что потери мощности после длительной работы двигателя с жидкостным охлаждением на 50 % меньше, чем потери мощности двигателя с воздушным охлаждением, что оправдывает увеличение массы первого двигателя в результате применения радиатора.
Для достижения высокой мощности при небольших размерах и массе двигателя необходимо головки цилиндров, картеры и другие детали изготовлять из легких алюминиевых сплавов. Конструкция двухтактного двигателя, имеющего очевидные преимущества перед четырехтактным по простоте и надежности, отличается большими потенциальными возможностями повышения мощности. Об этом свидетельствуют также результаты исследований двухтактных карбюраторных ДВС, проведенные зарубежными фирмами.
НАПРАВЛЕНИЯ УЛУЧШЕНИЯ ЭКОНОМИЧЕСКИХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ
Проблема снижения расхода топлива карбюраторными бензиновыми двигателями, получившими широкое применение на автомобилях, мотоциклах, снегоходах, пусковых установках для тракторов, мотоблоках и других машинах, является одной из актуальнейших. Следует выделить наиболее эффективные направления работ по совершенствованию конструкций узлов и систем двухтактных карбюраторных ДВС, оказывающих значительное влияние на экономические и токсические показатели.
Ниже перечислены основные мероприятия по снижению расхода топлива карбюраторным ДВС и возможная экономия топлива, %.
Улучшение экономических показателей существующих карбю
раторных двигателей . . . . До 33
Замена карбюраторных двигателей двигателями с впрыскиванием бензина или дизелями 30 ... 35
Повышение степени сжатия до 13 ... 14 и обеднение рабочей смеси до а = 1,2 ... 1,3 До 15
Совершенствование систем питания, улучшение процессов наполнения, сгорания и т. п 10 ... 15
Применение послойного смесеобразования 6... 15
Поддержание оптимального теплового состоянии ...... До 10... 12
Использование микропроцессоров . . . . До 10
Рассмотрим последовательно конструктивные совершенствования, предлагаемые для двухтактных карбюраторных ДВС. Следует отметить, что отдельные мероприятия, способствующие снижению расхода топлива [например, замена карбюраторных ДВС двигателями с впрыскиванием бензина, применение обратного пластинчатого клапана (ОПК) на впуске, повышение степени сжатия, улучшение процессов наполнения и т. д. ], используют с целью повышения мощности двигателя и снижения токсичности выбросов.
СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ ЭКОНОМИЧНОСТИ И СНИЖЕНИЕ ТОКСИЧНОСТИ
Распространенные в настоящее время основные способы улучшения экономических и токсических показателей карбюраторных двухтактных ДВС можно условно разделить на следующие четыре группы.
Совершенствование систем: питания; впуска; наполнения кривошипной камеры; продувки и наполнения цилиндра; выпуска; смазывания.
Совершенствование рабочего процесса и камеры сгорания.
Совершенствование показателей двигателя на частичных нагрузках.
Снижение токсичности ОР.
СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ рИСТЕМЫ ВПУСКА
Впускной тракт двухтактного карбюраторного ДВС состоит из глушителя шума впуска с воздухоочистителем, впускного патрубка с карбюратором, кривошипной камеры. Впускная система карбюраторного ДВС определяет организацию наполнения, смесеобразования, подогрева и равномерного распределения топливовоздушной смеси» по цилиндрам. К впускным системам современных карбюраторных ДВС предъявляют высокие требования. Они должны обладать хорошими аэродинамическими качествами: иметь по возможности малое гидравлическое сопротивление; обеспечивать равномерное распределение топливовоздушной смеси по цилиндрам; позволять использовать волновые и инерционные явления для динамического наддува цилиндров. Кроме того, они
должны быть технологичными в изготовлении, обеспечивать надежную работу в период эксплуатации двигателя. Коэффициент наполнения и соответственно экономические показатели двигателя в зависимости от частоты вращения его коленчатого вала в существенной степени определяются аэродинамическими качествами впускной системы и относительными размерами проходных сечений.
Аэродинамические потери по элементам впускной системы распределяются следующим образом: воздухоочиститель и карбюратор 7...10 %, впускной патрубок с ОПК, золотником 8... 30 %, впускное окно с поршнем и кривошипной камерой 60... 85 %. Избыточное дарление в крувошипной камере, необходимое для продувки и наполнения цилиндра, создается вследствие газодинамических явлений, происходящих в системе впуска. Для получения максимального наполнения кривошипная камера должна быть закрыта поршнем, находящимся в ВМТ, по прошествии полуколебания впуска. Тогда процесс сжатия начнется с максимально достигнутого давления заряда. Однако в конце впуска кривошипная камера будет иметь уменьшенный заряд в связи с выбросом части рабочей смеси.
Уменьшение давления и массы заряда будет связано с обратным выбросом из кривошипной камеры. При определенной продолжительности фазы впуска максимальное давление в кривошипной камере достигается, например, при 3900 мин-1, когда время открытия впускного окна становится равным полупериоду колебания впуска. При дальнейшем увеличении частоты вращения вала уменьшается время открытия впускного окна, в результате чего кривошипная камера закрывается до достижения в ней максимального избыточного давления, что обусловливает ухудшение наполнения. Увеличить коэффициент т]0 наполнения при высоких частотах вращения в этом случае можно, например, применением дополнительных впускных окон и каналов.
Дополнительные впускные окна и каналы. В двигателях с кривошипно-камерной продувкой, предлагаемых, например, фирмой Ямаха, особенностью цилиндра является наличие наряду с основным двух дополнительных впускных окон, предназначенных для улучшения наполнения картера топливовоздушной смесью при движении поршня к ВМТ. Дополнительные окна расположены на одном уровне с основным в зоне под продувочным окном и соединены каналами с главной впускной полостью, идущей от карбюратора. Дополнительные окна удалены от основных на такое расстояние, чтобы часть рабочей поверхности цилиндра, расположенная между этими окнами, обеспечивала безударную работу поршневой группы и исключала перекосы, заклинивание и чрезмерный износ юбки поршня, которые могут иметь место при увеличенных размерах впускного окна обычной конструкции.
В двухтактном двигателе с петлевой продувкой могут выполняться вспомогательные впускные окна со стороны выпускных
Рис. 2.1. Двигатель о ОПК на впуске фирмы Ямаха
окон у направляющего устройства. Вспомогательные впускные окна соединяют каналами с кривошипной камерой, их выполняют таким образом, чтобы подавать дополнительное количество топливовоздушной смеси вверх и радиально внутрь цилиндра.
Двигатели с ОПК на впуске и усовершенствованной продувкой. Основной причиной увеличенного расхода топлива, а следовательно, повышенной токсичности ОГ являются потери значительной части свежего заряда при впуске, продувке и выпуске. Устранение
этого явления частично возможно путем установки ОПК во впускном и продувочных каналах.
Идея устранения обратного выброса топливовоздушной смеси из кривошипной камеры 4 через впускной канал 1 путем установки ОПК 2 между карбюратором 3 и кривошипной камерой 4 известна давно (рис. 2.1). Первый ОПК был очень прост. Во многих случаях он представлял собой одинарную пластину, закрепленную одним концом и обращенную во впускное окно свободным вторым концом.
Революция в совершенствовании двухтактных карбюраторных ДВС относится к 1972 г., когда фирма Ямаха впервые представила кроссовые модели мотоциклов, оснащенные двигателями с ОПК на впуске и перепускным каналом 5. Благодаря использованию ОПК карбюратор можно размещать компактно на цилиндре или картере. Вследствие улучшения мощностных и экономических показателей двигателей с ОПК на впуске на малых и средних частотах вращения коленчатого вала идея применения ОПК нашла отражение во многих конструкциях двухтактных ДВС. Создавались клапаны коробчатого сечения с лепестками, расположенными с четырех, а также с одной стороны, в виде пирамиды и др.
Пластинчатый клапан обеспечивает открытие впускного окна на малых частотах вращения коленчатого вала в соответствии с вакуумом в кривошипной камере, что улучшает мощностную и экономическую характеристики двигателя на малых и средних частотах вращения, т. е. в эксплуатационной области его работы. Вследствие этого ОПК получил наибольшее распространение на серийных и кроссовых мотоциклах (фирм Ямаха, Судзуки, Лаура, Хускварна и др.). Характеристика некоторых двигателей кроссовых мотоциклов фирмы Ямаха приведена в табл. 2.4.
2.4. Характеристика двигателей мотоциклов фирмы Ямаха с ОПК на впуске
Модель
см*
Ne. кВт
П, МИН”*
^кр» Н-м
П, МИИ”*
Ст» л
8
RD50M
49
2,2
5000
4,11
4500
4,1
5,9
DT50M
49
2,13
5100
3,62
5000
3,8
5,7
TV50M
49
2,13
5100
3,92
4500
2,5
5,7
DT125
123
9,57
7000
12,74
6500
2,5
6,8
DT126MX
123
10,3
6500
15,0
6500
4,2
7,2
KE176D *
172
12,5
7500
15,7
7500
6,1
6,0
RD250LC
247
28
9000
32,34
8200
6,6
6,9
RD350LC
347
34,6
8500
40,2
8000
5,6
6,2 при п=7000 . 9500 мин-1
• Производство фирмы Кавасаки.
Примечание. Расход GT дан на 100 км пути.
В настоящее время в малолитражных двигателях используют главным образом четырехлепестковые клапаны V-образной формы, располагаемые в корпусе квадратного сечения, и шести-, -восьмилепестковые клапаны такой же формы — в корпусе прямоугольного сечения.
Эксплуатационные испытания мотоцикла «Ямаха У2250» с двигателем, снабженным резонансно-инерционной системой наддува и впускным пластинчатым клапаном, по ездовому циклу показали, что эксплуатационный расход топлива у него меньше на 10... 14%. Фирма Ротакс сконструировала одноцилиндровый двухтактный двигатель класса 490 см3, в котором газораспределение осуществляется лепестковым (пластинчатым) клапаном и поршнем. Двигатель развивает мощность 41 кВт.
Фирма Пежо устанавливает лепестковые клапаны на двигатели мотовелосипедов и мопедов. Применение лепестковых клапанов позволяет перейти к несимметричным фазам впуска. Для увеличения коэффициента т]0 наполнения обычно удлиняют фазу впуска. Чтобы увеличить фазу впуска, необходимо уменьшить фазу сжатия, т. е. получить несимметричную фазу впуска. В двухтактных карбюраторных двигателях это достигается, с одной стороны,, переходом к асимметричным фазам газораспределения, а с другой,— совершенствованием использования топливного заряда путем подбора оптимальных параметров продувочных каналов, а также соответствующей настройкой впускной и выпускной систем. Асимметричные фазы газораспределения можно получить при использовании на впуске ОПК или вращающегося дискового золотника.
Сравнить несимметричную (мотоцикл «Ямаха 125-УА6») и симметричную (мотоцикл М-105) фазы впуска двигателей объемом
2 В. М. Кондрашов и др. 33
Рис. 2.2. Схемы фаз впуска*Рис. 2.2. Схемы фаз впуска*а ^ несимметричная двигателя «Ямаха 125-УА6*; б ® симметричная двигатели М-105 (“вп = 136°)а ^ несимметричная двигателя «Ямаха 125-УА6*; б ® симметричная двигатели М-105 (“вп = 136°)
Рис. 2.2. Схемы фаз впуска*
Рис. 2.2. Схемы фаз впуска*
а ^ несимметричная двигателя «Ямаха 125-УА6*; б ® симметричная двигатели М-105 (“вп = 136°)
а ^ несимметричная двигателя «Ямаха 125-УА6*; б ® симметричная двигатели М-105 (“вп = 136°)
125 см® можно по рис. 2.2. При несимметричной фазе впуска ход расширения в кривошипной камере практически отсутствует.
Поскольку ОПК обеспечивают открытие впускного окна на низких частотах вращения в соответствии с вакуумом в кривошипной камере, увеличивается коэффициент 1% наполнения, а следовательно, мощность на малых и средних частотах п вращения вала (кривая а). В этом случае двигатель с ОПК имеет лучшие характеристики, чем двигатель с вращающимся золотником, который обусловливает более постоянную фазу впуска. Применение ОПК на впуске является одним из наиболее существенных способов улучшения экономических и токсических показателей двигателей.
Так как установка ОПК во впускном канале или непосредственно в картере не способствует повышению максимальной мощности двигателя, стремление увеличить мощность двигателя с ОПК на впуске и на больших частотах вращения вала привело к усовершенствованию систем наполнения и продувки. Например, в двигателе, показанном на рис. 2.3, применен автоматический пластинчатый клапан 3 во впускном канале 2. С впускным каналом сообщается дополнительный канал 8 в стенке цилиндра 9, расположенный на уровне продувочных окон 7. Через него в конце продувки происходит частичное заполнение цилиндра свежим зарядом непосредственно из впускного канала.
Впускной канал с установленным в нем пластинчатым клапаном 3 может иметь выходное окно (или окна) не в кривошипную камеру, а в нижнюю часть каждого цилиндра. Впускное окно постоянно открыто в подпоршневую полость, что обеспечивается соответствующим вырезом в юбке поршня. Кроме обычного перепускного (продувочного) канала 7, соединяющего подпоршневую (кривошипную) и надпоршневую полости ДВС, может выполняться дополнительный короткий продувочный канал 8, соединяющий окно впуска смеси с надпоршневой полостью.
Рис. 2.3. Двигатель с усовершеиство- ваииой системой иаполиеиия и продувки:/ — карбюратор; 2 — впускной канал; 3 — ОП К; 4 — впускное окно; 5 — окно в поршне; 6 — поршень; 7 — перепускной (продувочный) канал; 8 — дополнительный продувочный канал; 9 — цилиндр; 10 — корпус ОПК: 11 — упругая пластина; 12 — ограничительРис. 2.3. Двигатель с усовершеиство- ваииой системой иаполиеиия и продувки:/ — карбюратор; 2 — впускной канал; 3 — ОП К; 4 — впускное окно; 5 — окно в поршне; 6 — поршень; 7 — перепускной (продувочный) канал; 8 — дополнительный продувочный канал; 9 — цилиндр; 10 — корпус ОПК: 11 — упругая пластина; 12 — ограничительРис. 2.4, Система впуска двигателя с резонатором и ОПК:1 — впускной канал; 2 — резервуар (резонатор); 3 —труба; 4 — ОПК; 5 — впускное окноРис. 2.4, Система впуска двигателя с резонатором и ОПК:1 — впускной канал; 2 — резервуар (резонатор); 3 —труба; 4 — ОПК; 5 — впускное окнозаряда невелика и процесс образом. При работе ДВС назаряда невелика и процесс образом. При работе ДВС на3535
Рис. 2.3. Двигатель с усовершеиство- ваииой системой иаполиеиия и продувки:
/ — карбюратор; 2 — впускной канал; 3 — ОП К; 4 — впускное окно; 5 — окно в поршне; 6 — поршень; 7 — перепускной (продувочный) канал; 8 — дополнительный продувочный канал; 9 — цилиндр; 10 — корпус ОПК: 11 — упругая пластина; 12 — ограничитель
Рис. 2.3. Двигатель с усовершеиство- ваииой системой иаполиеиия и продувки:
/ — карбюратор; 2 — впускной канал; 3 — ОП К; 4 — впускное окно; 5 — окно в поршне; 6 — поршень; 7 — перепускной (продувочный) канал; 8 — дополнительный продувочный канал; 9 — цилиндр; 10 — корпус ОПК: 11 — упругая пластина; 12 — ограничитель
Рис. 2.4, Система впуска двигателя с резонатором и ОПК:
1 — впускной канал; 2 — резервуар (резонатор); 3 —труба; 4 — ОПК; 5 — впускное окно
Рис. 2.4, Система впуска двигателя с резонатором и ОПК:
1 — впускной канал; 2 — резервуар (резонатор); 3 —труба; 4 — ОПК; 5 — впускное окно
заряда невелика и процесс образом. При работе ДВС на
заряда невелика и процесс образом. При работе ДВС на
35
35
При работе ДВС на частичных нагрузках и малых частотах вращения скорость аполнения протекает обычным форсированных режимах смесь
продолжает поступать в подпор шневую полость через окно 5 при подходе поршня к ВМТ, а добавочное количество смеси, с большой скоростью истекающей через перепускной канал 7 в надпоршневую полость при подходе поршня к НМТ, эжектируется через дополнительный продувочный короткий канал 8, причем этот процесс при частоте вращения 6000 ... 7000 мин"1
продолжается и в начале такта сжатия.
Двигатели с ОПК и резонаторами (аккумуляторами) на впуске. На процесс наполнения цилиндра большое влияние оказывают колебания топливовоздушной смеси и газов в системах впуска, продувки, цилиндре и системе выпуска при работе двигателя. Эти колебания определяют характер всех процессов, происходящих в газовоздушном тракте. Поэтому настройка системы впуска (как и других систем) на определенную частоту колебаний путем подбора размеров конструктивных элементов позволяет значительно повысить качество наполнения. Газодинамические процессы на впуске могут быть полезно использованы применением резонаторов различного типа (рис. 2.4).
Если на двигателе установлен резервуар (резонатор) 2, то при возникновении в картере вакуума смесь движется из объема резонатора, а при избыточном давлении (в картере) распространение обратной волны давления к карбюратору ограничивается объемом резонатора. В результате подбора геометрических раз-
2*
Рис. 2.5. Двигатель с кривошипной камерой переменного объема
меров системы впуска удается обеспечить хорошее наполнение в широком диапазоне изменения частоты вращения вала двигателя.
Диапазон максимальной эффективности системы зависит от объема резонатора 2 и длины соединительной трубы 3. Такая система позволяет более точно регулировать состав топливовоздушной смеси, повысить мощность двигателя и снизить расход топлива.
Усовершенствования картера и кривошипа, регулирование объема кривошипной камеры. В полости кривошипной камеры при сжатии поступившего в нее из системы впуска заряда создается повышенное давление, необходимое для осуществления продувки и наполнения цилиндра топливовоздушной смесью. При поступлении в кривошипную камеру смеси колебательный процесс, имевший место во впускной системе двигателя, продолжается. Одним из существенных параметров, определяющих настройку системы впуска, является объем кривошипной камеры. С уменьшением этого объема увеличивается степень сжатия в кривошипной камере —- соотношение ее объемов при положении поршня в момент закрытия впускного окна (или ОПК) и в момент открытия продувочных окон.
Уменьшение объема кривошипной камеры обусловливает увеличение и смещение максимального крутящего момента Л1кр и мощности Ne в область высоких частот вращения. Однако при этом кривошипная камера будет заполнена меньшим количеством топливовоздушной смеси.
Таким образом, двигатель с небольшим объемом кривошипной камеры имеет лучшее наполнение топливовоздушной смесью при высоких частотах вращения. Для лучшего наполнения на низких и средних частотах вращения объем кривошипной камеры следует увеличивать. При этом нужно корректировать фазы газообмена. Изменение объема кривошипной камеры может происходить при изменении диаметра маховиков коленчатого вала, зазоров между маховиками и др. Особенностью двигателей фирмы Тоёта (Япония) является наличие кривошипной камеры переменного объема, которая сообщается с полостью цилиндра через дополнительные органы регулирования газообмена. Этим достигается изменение продувки в соответствии с режимом работы ДВС. Переменность объема кривошипной камеры обеспечивается подвижной торцовой стенкой или каналами в стенках, образующих буферные полости.
Рис. 2.6. Двигатель с компрессорными лопатками на кривошипе
Двигатель с кривошипной камерой (кривошип 4) переменного объема (рис. 2.5) имеет впускной канал /, продувочные каналы 7, сообщающие кривошипную камеру 3 с камерой 8 сгорания, камеру 6 для накопления топливовоздушной смеси, сообщающуюся с камерой 3 через каналы 7, гораздо большего объема, чем объем камеры 8, обратные клапаны 2 и 5, открывающиеся для прохода смеси. Другой двухтактный ДВС имеет впускную напорную камеру, расположенную в нижней части цилиндра двигателя. Упругая мембрана, образующая одну стенку этой камеры, зажата между картером двигателя и цилиндром так, что другая сторона мембраны обращена в полость кар
тера.
Двухтактный ДВС с компрессорными лопатками на кривошипе характеризуется повышенным наполнением цилиндра и уменьшенным перепуском свежей смеси в выпускной патрубок 4 (рис. 2.6). Это достигается посредством дополнительной продувки, обеспечиваемой компрессорными лопатками 2, установленными на щеках кривошипа 1, винтовым и вспомогательным (3 и 5) перепускными каналами и смещенной вниз нижней отсечной кромкой впускного канала 6. Ширина лопаток 2 равна примерно толщине щеки, их число и угол наклона определяются в зависимости от режима ДВС.
Усовершенствования системы продувки. Очистка цилиндра от ОГ и наполнение его свежим зарядом в двухтактных карбюраторных двигателях с петлевой продувкой являются сложными задачами. В отличие от четырехтактных двигателей, в которых основная масса ОГ вытесняется из цилиндра поршнем, после чего следует наполнение цилиндра свежим зарядом, в двухтактных карбюраторных ДВС очистка цилиндра производится свежей смесью.
Качественный процесс очистки и наполнения цилиндра возможен только при достаточной энергии продувочных струй, которые должны преодолеть гидравлическое сопротивление продувочных каналов при ограниченном перемешивании с ОГ. При этом необходимо исключить попадание продувочных струй в выпускные окна. Предлагаемые усовершенствования систем продувки можно условно разделить на подгруппы, описанные ниже.
СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ СИСТЕМЫ ПРОДУВКИ
Впуск в продувочные каналы. В цилиндре двухтактного двигателя обычно выполняют два продувочных канала для подачи заряда топливовоздушной смеси под давлением из кривошипной камеры в нижнюю часть цилиндра. При вращении коленчатого вала на входе в один продувочный канал создается большее давление, чем на входе в другой. Чтобы уравнять подачу топливовоздушной смеси через продувочные каналы, в канале с большим давлением смеси на входе устанавливают дросселирующее устройство.
В двигателе с ОПК на впуске (рис. 2.7) впускной 1 и продувочный 4 каналы соединены дополнительным каналом 2. В дополнительном канале 2 установлен обратный пластинчатый клапан 3, который пропускает поток газа в одном направлении, к продувоч
ному каналу.
Дополнительные продувочные каналы и окна. В двигателях с ОПК на впуске для улучшения наполнения целесообразно поддерживать сообщение между впускным каналом и подпоршневым пространством или продувочным каналом при положении поршня вблизи НМТ. Для этого в стенке поршня со стороны впуска предусматривают окна 5 (см. рис. 2.3). В этом случае ОПК на впуске обеспечивают дополнительный подсос горючей смеси, когда во время продувки в цилиндрах и картере образуется вакуум. В двигателях дорожных моделей мотоциклов фирмы Ямаха ОПК обычно сочетается с крутым дополнительным продувочным каналом 8,
расположенным напротив канала выпуска.
В двухтактном ДВС с кривошипно-камерной продувкой и дополнительным продувочным каналом 2 имеются впускные окна 4 и 5 (рис. 2.8). В начале хода сжатия (рис. 2.8, а) через впускные окна 5 в цилиндре и 4 в поршне 1 в кривошипную камеру поступает топливовоздушная смесь. Впускное окно 5 соединяет впуск
ной канал 3 с кривошипной камерой при положении поршня в ВМТ (рис. 2.8, г), а при положении поршня в НМТ (рис. 2.8, а) соединяет кривошипную камеру через перепускное окно 4 в стенке поршня. Применение дополнительного продувочного канала позволяет существенно улучшить характеристики двигателя (рис. 2.9). Такая система способствует дозарядке цилиндра рабочей смесью и повышению мощности двигателя. При этом также улучшается коэффициент приспособляемости ДВС, так как повышается дозарядка
Рис. 2.7. Двигатель с ОПК между впускным и продувочными каналами
Рис. 2.8. Схемы работы двигателя с дополнительным продувочным каналом; а — продувка (положение поршня в НМТ); б — начало сжатия (выпуск ОГ и наполнение кривошипной камеры); в — сжатие и наполнение камеры; а — сгорание смеси и дозарядка камеры (положение поршня в ВМТ); д —- свободный выпуск ОГРис. 2.8. Схемы работы двигателя с дополнительным продувочным каналом; а — продувка (положение поршня в НМТ); б — начало сжатия (выпуск ОГ и наполнение кривошипной камеры); в — сжатие и наполнение камеры; а — сгорание смеси и дозарядка камеры (положение поршня в ВМТ); д —- свободный выпуск ОГРис. 2.9. Внешняя характеристика двигателя рабочим объемом 250 см8:1 — без ОПК. Wemax = 16 кВт при п = 6600 мни-*; 2 — без ОПК, Wg шах = 21 кВт при п = 6600 ми и-1; 3 — с ОПК и дополнительным продувочным каналом, Wgmax ■ = 21 кВт при п = 7300 мни-1; 4 — о ОПК и дополнительным продувочным каналом, = 25 кВт при п = 9200 мни-1Рис. 2.9. Внешняя характеристика двигателя рабочим объемом 250 см8:1 — без ОПК. Wemax = 16 кВт при п = 6600 мни-*; 2 — без ОПК, Wg шах = 21 кВт при п = 6600 ми и-1; 3 — с ОПК и дополнительным продувочным каналом, Wgmax ■ = 21 кВт при п = 7300 мни-1; 4 — о ОПК и дополнительным продувочным каналом, = 25 кВт при п = 9200 мни-1
Рис. 2.8. Схемы работы двигателя с дополнительным продувочным каналом; а — продувка (положение поршня в НМТ); б — начало сжатия (выпуск ОГ и наполнение кривошипной камеры); в — сжатие и наполнение камеры; а — сгорание смеси и дозарядка камеры (положение поршня в ВМТ); д —- свободный выпуск ОГ
Рис. 2.8. Схемы работы двигателя с дополнительным продувочным каналом; а — продувка (положение поршня в НМТ); б — начало сжатия (выпуск ОГ и наполнение кривошипной камеры); в — сжатие и наполнение камеры; а — сгорание смеси и дозарядка камеры (положение поршня в ВМТ); д —- свободный выпуск ОГ
Рис. 2.9. Внешняя характеристика двигателя рабочим объемом 250 см8:
1 — без ОПК. Wemax = 16 кВт при п = 6600 мни-*; 2 — без ОПК, Wg шах = 21 кВт при п = 6600 ми и-1; 3 — с ОПК и дополнительным продувочным каналом, Wgmax ■ = 21 кВт при п = 7300 мни-1; 4 — о ОПК и дополнительным продувочным каналом, = 25 кВт при п = 9200 мни-1
Рис. 2.9. Внешняя характеристика двигателя рабочим объемом 250 см8:
1 — без ОПК. Wemax = 16 кВт при п = 6600 мни-*; 2 — без ОПК, Wg шах = 21 кВт при п = 6600 ми и-1; 3 — с ОПК и дополнительным продувочным каналом, Wgmax ■ = 21 кВт при п = 7300 мни-1; 4 — о ОПК и дополнительным продувочным каналом, = 25 кВт при п = 9200 мни-1
Рис. 2.10. Дополнительная система впуска в цилиндре двигателя
цилиндра при пониженной частоте. Координаты отверстий 4 (см. рис. 2.8) выбирают из расчета, чтобы впускной канал соединялся с картером в пределах 22,5 ... 30° поворота коленчатого вала (по обе стороны ВМТ).
Представляет интерес система впуска в цилиндр двухтактного ДВС (рис. 2.10). Система дополнительного впуска в цилиндр с продувочным каналом, проходящим сквозь раздвоенный впускной канал, отличается от известных тем, что продувочный канал 4 соединен с раздвоенным впускным каналом 3, причем вход 1 из раздвоенного впускного канала в продувочный канал 4 регулируется автоматическим ОПК 2.
Основными преимуществами дополнительной системы впуска являются высокая максимальная мощность и благоприятная зависимость крутящего момента двигателя. Достигается это благодаря тому, что свежая смесь поступает в пространство под поршнем всякий раз, когда давление в нем меньше давления в главном впускном канале, а свежая смесь из карбюратора подсасывается в пространство над поршнем (по стрелке Л) во время работы продувочных каналов, причем сопротивление всасыванию в главном впускном канале не повышается.
Продувочные каналы с ОПК, гидродиодами и резонирующими полостями. Процесс очистки и наполнения цилиндра в значительной степени обусловлен предшествующим наполнением кривошипной камеры и свободным выпуском ОГ. Поэтому при совершенствовании процесса очистки и наполнения цилиндра важно учитывать эту взаимосвязь.
Процесс очистки и наполнения можно разделить на характерные периоды. Первый период, или период основного впуска, начинается с момента открытия продувочных окон и продолжается до положения поршня в НМТ. На некоторых режимах может иметь место выброс ОГ из цилиндра в кривошипную камеру, если давление в кривошипной камере меньше давления в цилиндре в этот момент, или эффект Каденаси. При выбросе ОГ увеличивается содержание ОГ в свежем заряде и повышается его температура, в результате чего снижается коэффициент наполнения цилиндра. Избежать выброса ОГ в камеру на основных рабочих режимах можно правильным подбором фаз выпуска и продувки и конструктивным совершенствованием продувочных каналов.
Эффект Каденаси — явление падения давления в цилиндре в конце выпуска ниже атмосферного вследствие инерции потока входящих ОГ. Степень вакуума в цилиндре повышается с увеличением объема, освобождаемого поршнем. Продувочные окна в этот момент еще закрыты или только начинают открываться. Волновые явления, происходящие при этом в кривошипной камере, продувочных каналах, цилиндре и выпускной системе важно использовать таким образом, чтобы улучшить наполнение цилиндра свежим зарядом. Поэтому начало фазы продувки нужно выбирать 40
так, чтобы кинетическая энергия потока горючей смеси из кривошипной камеры обеспечила полное вытеснение ОГ из цилиндра без потерь свежего заряда через выпускную систему так же, как и попадание ОГ из выпускной системы обратно в цилиндр.
Второй период начинается от НМТ и заканчивается в момент закрытия продувочных окон. В зависимости от режима работы двигателя возможны следующие явления: обратный выброс топливовоздушной смеси в кривошипную камеру (на малых частотах), когда кинетическая энергия потока смеси и давление в кривошипной камере малы; дозарядка, переходящая в обратный выброс (на средних частотах); дозарядка (на больших частотах). Кроме того, в этот период имеет место прямой выброс, т. е. топливовоздушная смесь через открытое выпускное окно выталкивается в выпускную систему. Прямой выброс в значительной степени зависит от организации продувки и конструкции продувочных каналов.
Конструктивные изменения системы продувки двухтактных карбюраторных ДВС позволяют уменьшить или устранить «заброс» ОГ и обратный выброс смеси в кривошипную камеру, а также настроить систему продувки на наилучшее наполнение цилиндра. Двухтактный карбюраторный ДВС с ОПК в продувочном канале имеет кривошипную камеру и цилиндр, сообщающиеся между собой каналом. Клапанные устройства, расположенные на входе и выходе продувочного канала, предотвращают прорыв потока газов в кривошипную камеру и обеспечивают выход смеси из картера.
Двухтактный бензиновый ДВС с кривошипно-камерной продувкой (рис. 2.11) имеет улучшенную экономичность на малых нагрузках. Для этого четыре продувочных окна 2 и 3 соединены с картером отдельными каналами. Через два окна 2 (большей площади сечения) смесь подается в цилиндр только при больших нагрузках, когда давление в кривошипной камере достаточно, чтобы открылись клапаны /, установленные в этих продувочных каналах. При этом через два продувочных окна 3 (меньшей площади сечения) вся смесь подается в цилиндр 4 при работе на малых нагрузках и частично при больших нагрузках; каналы этих окон не имеют клапанов. Верхние кромки всех четырех продувочных окон расположены на одном уровне и ниже уровня верхних кромок двух выпускных окон 5.
В двухтактном двигателе с резонирующим продувочным каналом имеется один или несколько продувочных каналов. Продувочный канал образован резонирующей трубой, один конец которой соединен с кривошипной камерой, а другой — с окном в цилиндре. Труба имеет такую длину, чтов столбе газа, содержащегося в ней, могут возникать колебательные процессы.
Установка во впускной или продувочный каналы двухтактного ДВС с кривошипно-камерной продувкой гидродиодов (устройств, оказывающих сопротивление потоку, движущемуся в обратном 41
Рис. 2.11. Двигатель с ОПК в продувочных каналахРис. 2.11. Двигатель с ОПК в продувочных каналахРнс. 2.12. Двигатель с гидроднодами в продувочных каналахРнс. 2.12. Двигатель с гидроднодами в продувочных каналах>>чемчемнаправлении, значительно большее, .... вует лучшему наполнению цилиндра /пио о t О' направлении, значительно большее, .... вует лучшему наполнению цилиндра /пио о t О' прямом), способст-прямом), способст-ввпусг лучшему наполнению цилиндра. Такая конструкция (рис. 2.12) включает сопло 3 для подачи воздуха, обращенное на внутреннюю стенку 2 рабочего цилиндра /; воздушную накопительную камеру 4, соединенную с соплом 3; канал 6 для сообщения камеры 4 с полостью 7 картера двигателя; расширяющийся патрубок 5, предназначенный для закручивания внутри камеры 4 топливовоздушной смеси, подводимой по каналу 6.
Рис. 2.11. Двигатель с ОПК в продувочных каналах
Рис. 2.11. Двигатель с ОПК в продувочных каналах
Рнс. 2.12. Двигатель с гидроднодами в продувочных каналах
Рнс. 2.12. Двигатель с гидроднодами в продувочных каналах
>
>
чем
чем
направлении, значительно большее, .... вует лучшему наполнению цилиндра /пио о t О'
направлении, значительно большее, .... вует лучшему наполнению цилиндра /пио о t О'
прямом), способст-
прямом), способст-
в
в
Гидродиоды в виде камеры особой формы помещают в канале перед впускным или продувочным окном. Применение гидродиодов способствует улучшению подачи топливовоздушной смеси в цилиндр ДВС в широком диапазоне частоты вращения п. Поток смеси в прямом направлении проходит с незначительным поворотом, и гидравлическое сопротивление невелико. При обратном течении через камеру поворот потока происходит почти на 180° и сопротивление резко возрастает.
Предварительное математическое моделирование показало, что таким способом можно увеличить крутящий момент Мкр на всех скоростных режимах. Испытания одноцилиндрового ДВС (S(D = 42/58, Vh = 111 см8) подтвердили, что применение вихревых диодов в продувочных каналах приводит к увеличению при полностью открытой дроссельной заслонке крутящего момента Л4кр на малых и больших частотах вращения и что характеристика Мкр = / (п) становится более пологой. Соответствующее повышение мощности Мв на малых и больших частотах составляет около 20%.
TPnSnv^ep изменения Давления в кривошипной камере свиде- 42 У 0 значительном уменьшении обратного перетекания
ОГ из цилиндра в кривошипную камеру при начавшемся движении поршня к ВМТ и еще открытых продувочных окнах. На изменение удельного расхода топлива установка вихревых диодов в продувочных каналах не влияет.
Продувочные окна в цилиндре. Очевидно, что форма, размеры и расположение продувочных окон оказывают большое влияние на мощностные, экономические и токсические показатели двигателей.
С точки зрения повышения мощности двухтактных двигателей интересен опыт фирмы Ямаха, которая увеличила вдвое литровую мощность серийных двухтактных двигателей, достигнув уровня мощности лучших четырехтактных ДВС. Достигнуто это обеспечением больших проходов для газа с целью максимального снижения сопротивления газовому потоку, т. е. определением оптимальных размеров продувочных и выпускных окон в зависимости от типа и назначения двигателя. По результатам испытаний максимальный коэффициент наполнения получен при высоте продувочных окон 0,175 и выпускных 0,285.
НАСТРОЙКА И СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ СИСТЕМЫ ВЫПУСКА
Как показывают многочисленные исследования, при работе двухтактного карбюраторного ДВС без выпускной системы или с ненастроенной выпускной системой при увеличении коэффициента <р0 избытка продувочной смеси, хотя и имеет место повышение коэффициента т^ наполнения, возрастают потери топлива через выпускную систему. Для снижения потерь топлива при газообмене и использования его для зарядки цилиндра осуществляют настройку выпускной системы.
Систему выпуска двухтактного карбюраторного ДВС, состоящую из выпускной трубы и глушителя шума выпуска, условно можно разделить на две части: мощностную, от выпускного окна до первой перегородки (диафрагмы) глушителя, в которую входят выпускная труба, конический диффузор и цилиндрическая часть глушителя, оканчивающаяся конфузором или плоской стенкой с одним или несколькими отверстиями; глушащую, представляющую собой акустический фильтр, выполненный в виде резонаторов.
Система выпуска оказывает большое влияние на крутящий момент Л4кр и мощность Ne двигателя. На рис. 2.13 показаны кривые изменения мощности Nе опытного двигателя рабочим объемом 125 см3 с выпускной системой (Ne = 8,8 кВт) и без выпускной системы (Ne = 6,8 кВт). Для совершенствования процессов очистки и наполнения цилиндра необходимо, чтобы давление р у выпускного окна в процессе газообмена обеспечивало выход ОГ из цилиндра и в то же время не допускало утечки горючей смеси из цилиндра. Для благоприятного протекания газообмена (рис. 2.14, а) необходимо, чтобы у выпускного окна в первой половине фазы продувки создавался невысокий вакуум, способствую-
3000 AOQO 5000 6000 ntMUH '3000 AOQO 5000 6000 ntMUH 'Рис. 2.13. Изменение мощности Ne опытного двигателя рабочим объемом 125 см3 в зависимости от частоты п вращения:Рис. 2.13. Изменение мощности Ne опытного двигателя рабочим объемом 125 см3 в зависимости от частоты п вращения:
3000 AOQO 5000 6000 ntMUH '
3000 AOQO 5000 6000 ntMUH '
Рис. 2.13. Изменение мощности Ne опытного двигателя рабочим объемом 125 см3 в зависимости от частоты п вращения:
Рис. 2.13. Изменение мощности Ne опытного двигателя рабочим объемом 125 см3 в зависимости от частоты п вращения:
— с выпускной системой; 2 — без выпускной системы
Рис. 2.14. Изменение избыточного давления р в выпускной системе у выпускного окна во времени t;
а — благоприятное для газообмена; б — неблагоприятное для газообмена; I >~ продувка; II — выпуск
щий очистке цилиндра от ОГ. К моменту подхода продувочной смеси к выпускному окну давление в выпускной системе (у окна) должно возрасти и поддерживаться до закрытия выпускного окна. Эта волна давления создает обратное движение в цилиндр части продувочной смеси, попавшей в систему выпуска при продувке.
При неблагоприятном изменении давления (рис. 2.14, б) происходит «закупоривание» выпускной системы, ухудшающее очистку и наполнение цилиндра (в начальный момент продувки). Вакуум в системе выпуска в конце продувки способствует беспрепятственному выбросу горючей смеси через выпускное окно.
Таким образом, изменяя конструкцию и геометрические соотношения размеров элементов выпускной системы, можно обеспечить благоприятный для газообмена характер колебания давления у выпускного окна на определенном скоростном режиме, т. е. настроить выпускную систему. Ниже приведены характерные конструктивные усовершенствования системы выпуска, обеспечивающие ее настройку на соответствующий скоростной режим и улучшение характеристик двухтактных карбюраторных ДВС.
Для двухцилиндрового двигателя предлагается следующая выпускная система для ОГ. Выпускная труба двигателя выполнена в виде полой U-образной трубы, каждое колено которой сообщается с одной из двух выпускных систем двухцилиндрового двигателя. Волны разрежения, отраженные к выпускным окнам от камеры расширения у основания или излучины U-образной трубы во время продувки двигателя, уменьшают давление в выпускных окнах и способствуют удалению ОГ. Волны сжатия, возникающие у одного из цилиндров, отражаются юбкой поршня другого цилиндра, когда поршень закрывает окно. Отраженные волны сжатия возвращаются к первому цилиндру непосредственно перед закрытием окна этого цилиндра во время такта сжатия и увеличивают коэффициент наполнения цилиндра горючей смесью. 44
Рис. 2.15. Двигатель с дополнительными выпускными окнами
В двухтактном двигателе с дополнительными выпускными окнами 3 (рис. 2.15) по бокам центрального выпускного окна 2 в стенке цилиндра расположены четыре продувочных окна 1, 4 и два дополнительных выпускных окна 3. Дополнительные окна занимают примерно 1/2 окружности стенки цилиндра. Во впускном канале 5 предусмотрен ОПК или золотник.
Большое значение имеет правильное определение размеров продувочных и выпускных окон в зависимости от типа двигателя и его назначения, причем изменение высоты выпускного окна более существенно сказывается на работе двигателя, поскольку при этом изменяется продолжительность фазы выпуска. Ширина выпускного окна ограничена в связи с опасностью повреждения
поршневых колец о кромки и утечкой свежей смеси. Практически максимальная угловая ширина выпускного окна в серийных двигателях, по определению фирмы Ямаха, не должна превышать 65°, а спортивных 70°.
Высота выпускного окна определяется экспериментально, причем установлено, что для высокооборотных серийных двигателей оптимальный угол опережения открытия выпуска составляет 80° поворота коленчатого вала до НМТ, а общая продолжительность фазы выпуска—до 200... 210 °, что приводит не только к ощутимой потере полезного хода поршня и действительной степени сжатия, но и к быстрому уменьшению коэффициента т]р наполнения при резком возрастании потерь при продувке в период уменьшения частоты вращения.
Известно, что «мощностная часть» системы выпуска настроена на один (обычно номинальный) режим работы двигателя. Поэтому разрабатывают системы выпуска двигателя с автоматически настраивающимися «мощностной частью» глушителя и фазой выпуска в зависимости от режима работы двигателя.
Рис. 2.16. Устройство выпускного трубопровода двигателя фирмы Кавасаки
Фирмой Кавасаки создано устройство выпускного трубопровода для двухтактного двигателя (рис. 2.16). Устройство включает: диффузор 2, у которого площадь поперечного сечения плавно увеличивается в направлении потока ОГ; сужающуюся часть 3, непосредственно или через расширительную камеру состыкованную с диффузором 2 и имеющую постепенно уменьшающуюся площадь поперечного сечения; наружную трубу 5 постоянного диаметра, окружающую часть 3; подвижную внутреннюю трубу 4, заканчивающуюся конусом, обращенным вершиной в сторону цилиндра /. Термочувствительный элемент 6 изменяет длину в зависимости от температуры ОГ, протекающих по трубопроводу 7, он опирается одним концом, обращенным в сторону цилиндра /, на внутреннюю поверхность трубы 4, а вторым жестко прикреплен к трубе 7. Труба 4 перемещается в сторону двигателя по мере повышения температуры ОГ.
Следует отметить исследования по интенсификации очистки от ОГ, например, путем применения дополнительных выпускных систем. Интенсификация очистки от ОГ достигается введением дополнительной системы выпуска — специального клапана, отдельной выпускной трубы и глушителя. Дополнительная система выпуска включается, когда нужно интенсифицировать процесс газообмена (в том числе на режимах частичных нагрузок, когда ввиду недостаточной очистки цилиндра возникают значительные потери мощности, а вследствие пропусков зажигания работа становится неустойчивой). Дополнительный выпуск позволяет повысить коэффициент наполнения, снизить давление конца сжатия, а следовательно, улучшить удельные мощностные и экономические показатели ДВС, повысить устойчивость его работы и уменьшить токсичность ОГ.
Совершенствование системы выпуска наряду с выбором оптимальных размеров и конфигурации отдельных элементов требует обеспечения оптимального время-сечения открытия выпускного окна этой системы в зависимости от режима.
ДВИГАТЕЛИ С НЕПОСРЕДСТВЕННЫМ ВПРЫСКИВАНИЕМ ТОПЛИВА
Улучшение равномерности распределения смеси по цилиндрам, снижение сопротивления впускной системы при отсутствии карбюратора, возможность организации продувки цилиндра и камеры сгорания воздухом без потери топлива — вот что обусловливает повышение ц0 и ц^ а следовательно, удельной мощности двигателя с непосредственным впрыскиванием по сравнению с карбюраторным. Особенно это заметно для двигателей, работающих на богатых смесях (а = 0,7 ... 0,8). В таких двигателях можно использовать тяжелые сорта топлива и топлива с пониженными антидетонационными свойствами. Интерес к непосредственному впрыскиванию топлива усилился в связи с успехами в разработке электронных систем впрыскивания топлива и управления рабочим процессом с помощью микроЭВМ.
В двигателе с непосредственным впрыскиванием топлива, показанном на рис. 2.17, топливная форсунка 1 установлена в стенке цилиндра 3 в дополнительном продувочном канале 2, по которому воздух поступает из картера в цилиндр. В другом двухтактном двигателе форсунка впрыскивания топлива в камеру расположена на некотором удалении от входа основного потока продувочного воздуха. При этом образуется зона оптимальной концентрации топливовоздушной смеси, находящаяся рядом со свечой зажигания, устанавливаемой внутри камеры.
Рис. 2.18. Двигатель с вихревой камерой сгорания и непосредственным впрыскиванием топливаРис. 2.18. Двигатель с вихревой камерой сгорания и непосредственным впрыскиванием топливаВ одном из двигателей имеются цилиндр / и вихревая камера 4, соединенные каналом 2 (рис. 2.18). В камере 4 установлена первая топливная форсунка 3, впрыскивающая топливо на такте сжатия. При цикловой подаче топлива форсункой 3 в камеру 4 вытесняется воздух из цилиндра / и здесь образуется обедненная топливовоздушная смесь. С вихревой камерой 4 каналом 5 соединена камера 8 зажигания, в которой установлена вторая топливная форсунка 6 и свеча 7 зажигания. При цикловой подаче топлива
Рис. 2.18. Двигатель с вихревой камерой сгорания и непосредственным впрыскиванием топлива
Рис. 2.18. Двигатель с вихревой камерой сгорания и непосредственным впрыскиванием топлива
Рис. 2.17. Двигатель с непосредствен ным впрыскиванием топлива
форсункой 6 в камере зажигания образуется топливовоздушная смесь, способная к воспламенению свечой 7 зажигания.
Двухтактный двигатель с непосредственным впрыскиванием может быть выполнен так, что продувка камер сгорания осуществляется сжатым воздухом и устанавливается такой угол опережения впрыскивания, при котором впрыскивание топлива происходит сразу после закрытия выпускного окна, что исключает утечку несгоревшего топлива через выпускное окно. Топливная форсунка может быть размещена во впускном патрубке.
Наилучшие условия смесеобразования при использовании системы впрыскивания обеспечиваются, когда топливо впрыскивается во впускной тракт на участке между дроссельной заслонкой и впускным окном или непосредственно в цилиндр. Во втором случае форсунку устанавливают над верхней кромкой продувочного окна, а топливо впрыскивают в поток первичного воздуха. Однако в первом случае (впрыскивание во впускной канал) система впрыскивания топлива не имеет преимуществ перед карбюраторной ни по токсичности, ни по расходу топлива, так как существуют «прямой» и «обратный» выбросы топлива.
В двухтактных двигателях частота чередования циклов топ- ливоподачи в 2 раза выше, чем в четырехтактных. В связи с этим продолжительность впрыскивания существенно снижается. На. пример, при частоте вращения 8000 мин-1 продолжительность впрыскивания 1,5 ... 2 мс. В этих условиях устройства для впрыскивания топлива должны обладать минимальной инерционностью.
Проводятся исследования по применению импульсных систем впрыскивания с электронным управлением электромагнитным клапаном в контуре циркуляции топлива. По данным зарубежных литературных источников, при использовании импульсных систем впрыскивания топлива благодаря улучшению газодинамической характеристики впускного тракта и увеличению вследствие этого коэффициента наполнения цилиндра мощность двигателей повышается в среднем на 8... 16%.
Двигатели с непосредственным впрыскиванием могут иметь различное конструктивное исполнение, а впрыскивание топлива при этом может осуществляться во впускной и продувочные каналы, в полость цилиндра, в камеру, расположенную в головке. Возможна также установка двух форсунок в цилиндре, при этом создаются условия для послойного смесеобразования и сжигания бедных смесей. При создании двигателя с непосредственным впрыскиванием возникают две основные проблемы: организация рабочего процесса, обеспечивающего необходимые мощностные, экономические и токсические показатели двигателя; разработка и создание топливной аппаратуры невысокой стоимости.
ДВИГАТЕЛИ С ДВУХСТАДИЙНЫМ ПОСЛОЙНЫМ СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕМ И СГОРАНИЕМ
Широкие исследования направлены на создание нового типа двухтактного карбюраторного ДВС, имеющего две раздельные фазы: одну — для выпуска отработавших газов, вторую — для подвода топливовоздушной смеси. Реализация такой организации рабочего процесса возможна путем применения послойного смесеобразования при подаче продувочного воздуха в цилиндр отдельно от топливовоздушной смеси. Существует довольно много вариантов осуществления такого рабочего процесса как для одноцилиндровых, так и для двухцилиндровых двигателей.
Двухтактный одноцилиндровый двигатель (рис. 2.19) с продувкой цилиндра воздухом имеет полость картера 8, которая соединена с камерой сгорания 2 каналом 7 и, по меньшей мере, еще двумя продувочными каналами 3 и 4. В канал 7 выведен впускной канал 5 с установленным в нем лепестковым клапаном 6, по которому поступает топливовоздушная смесь, а в полость 8 картера введен второй впускной канал 10 с клапаном 9, по которому проходит воздух. По выпускному каналу / отводятся ОГ. При работе двигателя топливо входит в камеру 2 в потоке воздуха (20%), который проходит по каналу 7, а основная часть воздуха (80%) поступает через каналы 3 и 4 в камеру 2 при перемещении поршня И вниз. При этом топливовоздушкая смесь отделена от выпускного окна канала / слоем воздуха, препятствующего перемешиванию смеси с ОГ и ее утечке через выпускное окно.
Исследования двигателя с искровым зажиганием (О = 85 мм; S = 70 мм; е = 7,25; Nemax = 13 кВт при п = 5500 мин-1, свеча зажигания «Чемпион N 2G», топливо — бензин с октановым числом 95) показали, что минимальный удельный расход топлива при работе двигателя с частотой п = 4000 ...5000 мин-1, соответствующей его максимальной мощности, ge = 260 ...300 г/(кВт-ч), т. е. находится на уровне и даже превосходит аналогичный показатель четырехтактных карбюраторных двигателей.
Разделение заряда на две зоны— обогащенную и обедненную или зону чистого воздуха — на всех рабочих режимах удается решить даже более благоприятно для двухцилиндровых ДВС. Рассмотрим два конструктивных варианта двухцилиндровых двигателей с разделенным зарядом.
Рис. 2.19. Одноцилиндровый двигатель с послойным смесеобразованием (с продувкой воздухом)
Рис. 2.20. Двухцилиндровый двигатель с послойным смесеобразованием
Первый вариант двигателя имеет противоположно лежащие цилиндры (рис. 2.20) различного рабочего объема. В цилиндрах два входных отверстия, одно из которых расположено в основном цилиндре, а другое — во вспомогательном.
В основной цилиндр / большего рабочего объема (200 см3) подается воздух, в то время как во вспомогательный цилиндр 3 (50 см3) из карбюратора 4 поступает обогащенная топливовоздушная смесь, состав которой зависит от соотношения рабочих объемов цилиндров. В процессе продувки воздух, поступающий из картера в основной цилиндр двигателя, вытесняет ОГ, которые частично выходят через выпускное окно 2, в то время как свежая смесь подается из НМТ цилиндра 3, имеющего меньший рабочий объем. Затем следует такт сжатия и в результате турбулентного перемешивания струй топливовоздушной смеси и чистого воздуха происходит разбавление рабочей смеси до стехиометрической или бедной.
Полученная удельная литровая мощность двигателя Nen « « 37 кВт является достаточно низкой по сравнению с этим же показателем высокофорсированных двухтактных карбюраторных ДВС. Это, однако, вполне объяснимо, поскольку для снижения расхода топлива необходимо до некоторой степени ухудшить эффективность продувки и увеличить содержание остаточных ОГ после продувки.
Второй вариант двигателя с кривошипно-камерной продувкой рабочим объемом 125 см3 с двумя сообщающимися цилиндрами разработан и исследован во Всесоюзном научно-исследовательском институте мотоциклетной промышленности (ВНИИМотопром). Двигатель имеет рабочие цилиндры / и 2, кривошипные камеры 3 и 4, разделенные манжетой 5 (рис. 2.21). Самостоятельные впускные // и 12, продувочные 10 и выпускные 9 окна позволяют осуществлять независимый газообмен в каждом цилиндре. На впуск- 50
Рис. 2.21. Двухцилиндровый двигатель с послойным распределением топлива в зарядеРис. 2.21. Двухцилиндровый двигатель с послойным распределением топлива в зарядеA—AA—A
Рис. 2.21. Двухцилиндровый двигатель с послойным распределением топлива в заряде
Рис. 2.21. Двухцилиндровый двигатель с послойным распределением топлива в заряде
A—A
A—A
ных каналах установлены карбюраторы 13 и 14 для индивидуального питания каждого цилиндра. Кривошипы 6 обеспечивают синхронное без сдвига по фазе движение поршней. В одном из цилиндров установлена свеча зажигания 8. Головки цилиндров сообщаются с камерами сгорания осевым (рис. 2.21, а) или тангенциальным (рис. 2.21, б) каналом 7.
Рабочий процесс осуществляется следующим образом. В цилиндр / со свечой зажигания на всех режимах работы подается смесь от мощностного до экономичного составов, а в цилиндр 2 — смесь переменного состава, в зависимости от нагрузки на двигатель. На режимах, близких к режиму холостого хода, в цилиндр 2 поступает чистый воздух, по мере увеличения нагрузки на двигатель смесь в цилиндре 2 обогащается до мощностного состава. В результате в совмещенной камере создается разделение заряда по составу на зону богатой смеси в области свечи зажигания и бедной в камере цилиндра 2. Причем с уменьшением нагрузки на ДВС глубина расслоения заряда возрастает.
Испытания двигателя показали: уровень форсировки до 80 кВт/л; высокую межцикловую стабильность; нечувствительность к октановому числу бензина; снижение токсичности ОГ на 30 ... 50 %. Двигатель с послойным смесеобразованием и сгоранием обеспечивает достаточно высокие экономические показатели. Дальнейшее его совершенствование может довести показатели работы (с точки зрения эффективного КПД и расхода топлива) до уровня четырехтактного ДВС.
Основные трудности заключены в стабилизации процесса горения при работе на переобедненных смесях, а следовательно,
51
снижении мощности двигателя. Следует отметить, что в настоящее время эти двигатели еще не получили широкого распространения.
СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ ТОПЛИВНЫХ СИСТЕМ
Низкая топливная экономичность и высокая токсичность ОГ двухтактных карбюраторных ДВС являются в основном следствием недостатка кислорода в процессе сгорания, что обусловлено как регулировкой карбюратора (или топливной системы) на обогащенную смесь, так и низким качеством смесеобразования (неоднородность топливовоздушной смеси и неравномерность распределения топлива по отдельным цилиндрам).
«Вялое» сгорание, а также пропуски зажигания могут иметь место, когда топливовоздушная смесь, получаемая в карбюраторе, сильно разбавлена ОГ, как это имеет место при низком качестве продувки или на режиме холостого хода. Для снижения расхода топлива и выделения токсичных продуктов неполного сгорания в ОГ необходимо:
обеспечить работу двигателя на различных режимах на обедненной смеси;
улучшить качество смесеобразования;
уменьшить объем топливовоздушной смеси или топлива в зоне гашения;
не допустить сильного разбавления топливовоздушной смеси ОГ.
Авторами совместно с Горьковским филиалом Всесоюзного центра патентных услуг проведены патентные исследования технического уровня создаваемых карбюраторов маломощных двухтактных ДВС с вертикальным или горизонтальным расположением коленчатого вала. На таких двигателях применяют простые и невысокой стоимости карбюраторы. Карбюраторы действуют по принципу распыления топлива в потоке воздуха, который засасывается через него в цилиндр двигателя.
Простейший мотоциклетный карбюратор имеет поплавковую и смесительную камеры. Поплавковая камера служит для поддержания постоянного уровня топлива в карбюраторе, смесительная — для приготовления горючей смеси. Схемы работы всех применяемых на мотоциклах карбюраторов идентичны, однако конструкции их значительно отличаются между собой. Карбюраторы изготовляют с плоскими дроссельными заслонками, которые в настоящее время применяют на всех отечественных мотоциклах, снегоходах и других устройствах, и с цилиндрическими дроссельными заслонками, используемыми на зарубежных мотоциклах (рис. 2.22). Отличаются карбюраторы также расположением поплавковой камеры (центральное или боковое).
Конструкция карбюратора должна обеспечивать стабильную работу двигателя на всех режимах (без нагрузки, с нагрузкой 52
Рис. 2.22. Карбюратор ЙИКОВ:
1 — главный жиклер; 2 в 3 — регулировочные ввиты соответственно количества и качества; 4 жиклер холостого хода
или с перегрузкой) и бесперебойный переход с одного режима на другой, а также легкий пуск двигателя.
На дорожных мотоциклах ЯВА, 43 и спортивных мотоциклах производства ЧСФР и ГДР устанавливают карбюраторы с цилиндрической дроссельной заслонкой с центральным или боковым расположением поплавковой камеры. Карбюраторы ЙИКОВ с поплавковой камерой обеспечивают достаточно точное регулирование уровня топлива, но требуют тщательной настройки (рис. 2.22).
Для повышения топливной экономичности двухтактных кар
бюраторных ДВС возможны следующие пути совершенствования карбюраторов: разработка специальных систем смесеобразования и дозирования топлива; разработка и применение устройств, отключающих подачу топлива в цилиндр (или часть цилиндров) на частичных нагрузках; использование устройств с электронным управлением для корректирования состава смеси на отдельных
режимах.
Наибольшее количество токсичных веществ, как показали исследования и испытания транспортных средств, выделяется при ускорении и замедлении движения, а также на режиме холостого хода, так как скорости в диффузоре на этих режимах небольшие.
Совершенствование смесеобразования в карбюраторах на режимах торможения, ускорения и холостого хода возможно проведением следующих мероприятий:
применением щитков или удлиненных трубок для отвода топлива из топливного отверстия холостого хода к середине смесительной камеры;
размещение промежуточных камер в системе холостого хода карбюратора;
использование дроссельных заслонок с отверстиями или прорезями, через которые воздух с большой скоростью поступает в зону топливного отверстия холостого хода и улучшает смесеобразование;
установкой за дроссельной заслонкой специальной насадки Вентури, через которую при закрытой дроссельной заслонке проходит весь воздух и из системы холостого хода подается топливо.
Проведенный анализ позволяет сделать вывод, что основными направлениями совершенствования конструкций карбюраторов ДВС являются снижение токсичности ОГ, обеспечение необходимого состава топливовоздушной смеси, улучшающего смесеобра-
53
зование и повышающего топливную экономичность. Первое направление достигается следующими мероприятиями: выполнением дополнительных (обводных) каналов в корпусе карбюратора; установкой дополнительных распылителей, вихревых камер, эмульсионных камер; применением дозирующей иглы с дополнительными пазами, отверстиями, каналами; оптимизацией расположения, размеров, формы элементов карбюратора. Второе направление обеспечивается следующим: использованием ограничительных элементов, определяющих точность установки регулировочного винта и предотвращающих его проворот (уступов, упоров, буртиков, колпачков с фиксаторами); применением в карбюраторах элементов, обеспечивающих регулирование подачи топлива (демпферов, пластинчатых пружин, датчиков, реле).
3. РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ДВИГАТЕЛЕЙ
Исследования рабочего процесса двухтактных карбюраторных ДВС, их доводка до настоящего времени носят в основном экспериментальный характер. Большое число факторов, которые необходимо учитывать, даже при двухуровневом математическом планировании, обусловливает необходимость проведения тысячи экспериментов. Сократить затраты на исследования опытных двигателей и глубже изучить процессы, протекающие в двигателе, можно применением расчетных математических методов, проводимых с помощью быстродействующих ЭВМ.
ОСОБЕННОСТИ ГАЗООБМЕНА ДВИГАТЕЛЕЙ, ОПРЕДЕЛЯЮЩИЕ ТРЕБОВАНИЯ К РАСЧЕТНЫМ МЕТОДАМ
Газообмен в двухтактном двигателе характеризуется отсутствием специальных тактов впуска и выпуска. Топливовоздушная смесь для продувки цилиндра должна быть предварительно сжата в кривошипной камере, т. е. газообмен связан с наполнением двух объемов — кривошипной камеры и цилиндра. Продукты сгорания вытесняются из цилиндра не поршнем, а потоком свежей смеси. Принятая контурная продувка связана со смешением смеси и продуктов сгорания, а следовательно, с потерями свежей смеси. Высокое содержание в рабочей смеси продуктов сгорания определяется низким коэффициентом <р0 избытка продувочной смеси. С увеличением избытка продувочной смеси и улучшением работы кривошипной камеры уменьшается коэффициент т]и использования смеси и повышается удельный расход ge топлива.
Фазы газораспределения двухтактных ДВС симметричны относительно мертвых точек (рис. 3.1, а) в отличие от четырехтактных двигателей (рис. 3.1, б). Газообмен двухтактных ДВС очень чувствителен к газодинамическим явлениям, тем более что амплитуды колебаний давления в тракте газообмена достаточно высокие. О существенной зависимости показателей газообмена двухтактных двигателей от газодинамических явлений свидетельствуют их скоростные характеристики. Удельные мощности двигателей высокие, но скоростной рабочий диапазон их узкий. При отклонении от оп-
Рис. 3.1. Фазы газораспределения ДВС (оВп, ®вып и ап— коэффициенты потерянного объема соответственно впуска, выпуска и перепуска: фвп, фвып и Фп — фазы газораспределения; X — отношение радиуса кривошипа к длине шатуна): а — двухтактного; б — четырехтактногоРис. 3.1. Фазы газораспределения ДВС (оВп, ®вып и ап— коэффициенты потерянного объема соответственно впуска, выпуска и перепуска: фвп, фвып и Фп — фазы газораспределения; X — отношение радиуса кривошипа к длине шатуна): а — двухтактного; б — четырехтактного
Рис. 3.1. Фазы газораспределения ДВС (оВп, ®вып и ап— коэффициенты потерянного объема соответственно впуска, выпуска и перепуска: фвп, фвып и Фп — фазы газораспределения; X — отношение радиуса кривошипа к длине шатуна): а — двухтактного; б — четырехтактного
Рис. 3.1. Фазы газораспределения ДВС (оВп, ®вып и ап— коэффициенты потерянного объема соответственно впуска, выпуска и перепуска: фвп, фвып и Фп — фазы газораспределения; X — отношение радиуса кривошипа к длине шатуна): а — двухтактного; б — четырехтактного
тимальной частоты п вращения коленчатого вала удельный рас- ход ge топлива резко увеличивается. При понижении частоты вращения коленчатого вала газодинамические явления во впускной трубе приводят к обогащению смеси, при повышении частоты вращения понижается коэффициент т]и использования смеси.
Ввиду одновременного открытия продувочных и выпускных окон, а также резонансных явлений в тракте газообмена процессы в отдельных системах двухтактных ДВС очень тесно связаны между собой. Влияние процессов в цилиндре и в выпускной трубе на показатели работы кривошипной камеры можно оценить с помощью выражения X. Фенедигера (рис. 3.2):
ф°= ^[Дка(Р + 1 — аВп) — РкьФ+^пЖ (3.1) где То и р0 — соответственно температура и давление окружающей среды; Тк — средняя температура газа в кривошипной камере; рка и ркЬ — давление в кривошипной камере в момент закрытия соответственно впускного и перепускных окон; р = — Уко/у/1 — коэффициент неиспользуемого объема кривошипной камеры; овп и оп — коэффициенты потерянного объема соответственно впуска и перепуска.
В двухтактных карбюраторных ДВС чаще, чем в двигателях других типов, имеют место обратные течения газа через окна. Они ухудшают использование время-сечения окон и состав газа в каналах и трубах газообмена. Обратные течения продуктов сгорания в продувочные каналы в начале периода продувки уменьшают КПД двигателя, однако в зависимости от конкретных условий они могут увеличивать его мощность.
Таким образом, можно сформулировать следующие особенности газообмена двухтактных ДВС, которые должны быть учтены при создании методов расчета процесса: высокоамплитудные колеба- 56
Рис. 3.2. Индикаторные диаграммы двигателя (Рц — объем цилиндра; VK— объем кривошипной камеры; рц и рк — давление соответственно в цилнвдре и в кривошипной камере):
I — впуск; II >— выпуск; Ill — перепуск
ния давления в тракте газообмена; сильное влияние геометрии органов газообмена на протекание процессов в двигателе; тесная взаимосвязь между процессами в разных системах; большая вероятность обратных течений газа через окна; расслоение газа в каналах; смешивание продуктов сгорания со
фициент избытка продувочной смеси. Возможность учета всех наиболее существенных процессов в их взаимосвязи допустима только с помощью математического моделирования.
МАТЕМАТИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ ПРОЦЕССА
При моделировании на ЭВМ необходимый объем быстродействующей памяти и затраты машинного времени зависят от сложности модели. Особое значение поэтому имеет проблема выбора рациональной степени аппроксимации моделью действительности. Очевидно, что в настоящее время еще невозможно создать модели, охватывающие с одинаковой точностью все процессы, происходящие в двигателе. Вопрос о приемлемости тех или иных допущений необходимо решать в зависимости от поставленной цели.
Процессы, связанные с движением газа в проточных органах ДВС, описываются системой дифференциальных уравнений трехмерного неустановившегося движения сжимаемой жидкости. Эта система, однако, для применения в математической модели ДВС слишком сложна. Расчеты газообмена ДВС базируются на следующих основных положениях и допущениях, полученных в результате исследований многих ученых (М. Г. Круглова, Б. А. Киселева, Д. А. Мунштукова, Р. Бенсона, Г. Блэера, Г. Зайферта и др.): рабочий газ состоит из трех компонентов — чистого воздуха (индекс в), паров бензина (т) и продуктов горения (г). Состояние его характеризуется вектором Р = (р, Т, а, 1), где р — давление; Т — температура; а — коэффициент избытка воздуха; 1 = т^т — коэффициент чистоты смеси; т — масса рабочей смеси и Wi — масса содержащейся в ней чистой топливовоздушной смеси;
процессы в цилиндре, кривошипной камере, объемах глушителей рассматриваются квазистационарно с однородным наполнением их;
движение газа в трубах аппроксимируется уравнениями одномерного неустановившегося течения сжимаемой жидкости. Осо-
57
Рис. 3.3. Модель процесса двигателяРис. 3.3. Модель процесса двигателя
Рис. 3.3. Модель процесса двигателя
Рис. 3.3. Модель процесса двигателя
бенности двухтактных карбюраторных ДВС обусловливают необходимость учета изменения энтропии и чистоты смеси. Широко распространенные изо- или, тем более, гомоэнтропийные модели не охватывают всех особенностей газообмена двигателей;
течение газа через окна, карбюратор, концы труб и каналов рассматривается как квазистационарное с местным сопротивлением.
В соответствии с этими положениями получена модель процессов двухтактного карбюраторного ДВС (рис. 3.3), состоящая из следующих основных моделей: объема (цилиндр, кривошипная камера, камеры глушителей впуска и выпуска); трубы (каналы и трубы тракта газообмена); местного сопротивления (окна, резкие изменения сечения трубы, концы труб, разветвления в трубах). При необходимости модель может быть дополнена расчетами токсичности, уровня шума, движения клапана и т. д.
МОДЕЛЬ ОБЪЕМА
Рассмотрим задачу об изменении параметров газа в сосуде (объеме) переменного объема при наличии теплообмена со стенками, выделении теплоты сгорания, изменении массы и состава газа вследствие втекания или истечения его из сосуда. При характерных для ДВС параметрах газа можем считать, что рабочее тело двигателя идеальный газ, описываемый характеристическим уравнением Менделеева—Клапейрона. Состояние рабочего газа в объеме определяем балансами:
энергии
d (/Пб) = (вп^^вп (вып d/Лвып Р ^ “Ь ^7>(3-2)
массы
dm — dm^n d/ттвыпdm — dm^n d/ттвып(3.3)(3.3)
dm — dm^n d/ттвып
dm — dm^n d/ттвып
(3.3)
(3.3)
и чистоты смеси
dX — -^- [Хвп ^) d/zian (^вып ^) d/Ивып! "Р dXcr, (3.4) где т — масса; е — удельная внутренняя энергия; I — удельная полная энтальпия; и — объем; q — удельное количество теплоты, подводимой к газу.
Коэффициент избытка воздуха определяется течением воздуха во впускной трубе и моделью карбюратора. В первом приближении работу карбюратора можно моделировать квазистационарной моделью:
а = а (Рд/Ро),(3.5)
где рд — давление в диффузоре карбюратора; р0 — атмосферное давление.
Пренебрегая зависимостью внутренней энергии от давления, получаем из уравнения (3.2):
дгр Швп — е) 4я1вп — (^вып — е) 4твып — р dv 4- dg] m [Cor + (си — ^г) X]
(со1 — сег) Т ^/Ч At
Срг + (Col — Сог) X *' " '
где Сщ и Сцг — удельная теплоемкость соответственно свежей смеси и продуктов горения при постоянном объеме.
Массы втекающего и вытекающего газа определяются на основе плотности потока th (up), модели местного сопротивления и площади проходного сечения окон Fe) = pF = p.Fim,v4r:
dm = Fejth dt,(3.7)
где p — коэффициент расхода; Fmax — максимальная площадь проходного сечения; Т — относительное проходное сечение окон.
Количество теплоты, подводимой к газу, складывается из теплоты сгорания (цилиндр) dqcr и количества теплоты, переданной при теплообмене: dqcr]dq = dqcr + dqCT. Количество выделяемой при сгорании теплоты определяется низшей теплотой сгорания Ни топлива, цикловым расходом топлива и качеством сгорания.
Математические модели процесса горения в двигателях с принудительным воспламенением можно разделить на две группы: термодинамические и турбулентные. В термодинамических моделях процесс горения в цилиндре двигателя описывается законом выделения теплоты. Модели с двумя-тремя эмпирическими параметрами в применении просты, но при этом не позволяют учитывать явно особенности двигателя, в том числе геометрию камеры сгорания.
Турбулентные модели позволяют учитывать большое число влияющих на процесс горения факторов и являются более современными. Однако ввиду сложности турбулентных моделей в практических расчетах их применяли в очень упрощенном виде, т. е.
59
по существу эти модели теряли свои основные преимущества. Упрощенные модели по качеству моделирования процесса горения не лучше термодинамических.
В настоящее время в моделях рабочего процесса двигателей преимущественное применение нашли термодинамические модели, основанные на известном законе Вибе, а также других более простых законах. По данным некоторых исследователей (Д. Шэнмец- лера и др.), применение в законе Вибе постоянных параметров обусловливает погрешности расчета индикаторных диаграмм. Анализ, проведенный автором, показал, что у двухтактных карбюраторных ДВС эти погрешности влияют на качество моделирования интегральных показателей относительно слабо. Однако при создании модели токсичности необходимо параметры закона Вибе связывать с составом смеси и режимом работы двигателя.
Количество теплоты, выделяющейся на единицу массы рабочей смеси за цикл,
= О +тг) (1 +«н»^о) ’ (3'8) где % — коэффициент выделения теплоты; уг — коэффициент остаточных газов; рв — молярная масса воздуха; Lo — теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива.
Коэффициент выделения теплоты % учитывает потери, обусловленные химической неполнотой сгорания, и дополнительные потери, связанные с диссоциацией, гетерогенностью смеси, наличием пристеночного слоя и т. д. Закон выделения теплоты
^^сг ^ ^ц^ц^Х, (3.9)
где т^ — масса рабочей смеси в цилиндре.
Доля выгоревшего топлива, определяемая законом Вибе,
х = 1 - ехр [—С (ф/ф2)т+1]> (3.10) где С — коэффициент потерь; ф — угол поворота коленчатогр вала с момента зажигания; ф2 — продолжительность сгорания; пг — показатель характера горения.
Задавшись долей топлива, сгоревшего за период горения, х2 = = 0,95, получим коэффициент потерь С = 3.
Теплообмен со стенками рассчитывают по формуле Ньютона. Теплообменные поверхности целесообразно разделить на две группы: постоянные по площади и переменные. Это позволяет учитывать различие их температур. Средняя температура стенок в каждой группе считается постоянной во время цикла; она может быть уточнена из теплового баланса.
Большинство эмпирических формул для определения коэффициента теплоотдачи в цилиндре связано с конкретным двигателем и его рабочим режимом. Так как результаты исследования теплообмена в цилиндре двухтактных карбюраторных двигателей практически отсутствуют, то целесообразно базироваться на кри- 60
териальном уравнении Nu = cRe0’8. Г. Вошни показал, что предложенная им формула для коэффициента аст теплоотдачи имеет довольно широкий диапазон применимости — от дизелей до быстроходных карбюраторных двигателей. Для практического использования формулы необходимо знать скорость движения газа в объеме. Разные исследователи связывают ее со средней или мгновенной скоростью поршня, со скоростью горения топлива. Однако эти связи чисто эмпирические и относятся к конкретным двигателям.
Исследования, проведенные с помощью ЭВМ, показали, что расчету по формуле Г. Вошни для моделирования двухтактного ДВС должны предшествовать дополнительные экспериментальные исследования. По данным Г. Шиткей, формула Эйхельберга—Кинда достаточно хорошо аппроксимирует тенденцию изменения коэффициента теплоотдачи в зависимости от режима работы двигателя (если только не требуется исследовать раздельно влияние давления р и температуры Г):
ас1=а0(рТ)0-5с-а'33,(3.11)
где а0 — постоянная коэффициента теплоотдачи; ст — средняя скорость поршня.
На чистоту смеси в объемах влияют входящие и выходящие потоки, а в случае расчета процесса в цилиндре — и сгорание. Изменение чистоты, обусловленное сгоранием,
dXCr =1 4-^; йх»(3-12)
где Ро — коэффициент молекулярного изменения состава горючей смеси; ф — коэффициент, учитывающий потери теплоты.
Влияние входящих и выходящих в объем потоков на чистоту смеси в нем определяется достаточно точно законом полного и мгновенного смешивания. Для объема цилиндра качество продувки влияет на показатели рабочего процесса двигателя сильнее и моделирование продувки цилиндра требует больше внимания. Качество продувки характеризует КПД продувки
4s = mi/^! +/пг)(3.13)
и коэффициент использования продувочной смеси
4и = 4»/фо" ^ц^цУ ^%adnta,(3.14)
где /Пт — масса свежей смеси в цилиндре; тг — масса продуктов горения в цилиндре; тц — масса рабочей смеси в цилиндре; Хц — коэффициент чистоты смеси в цилиндре; тп — масса продувочной смеси; Хп — коэффициент чистоты продувочной смеси.
Исследования по продувке, влиянию на качество продувки различных факторов проводились А. Янте, Н. Дедеоглу, К. Катаока и др., однако в настоящее время еще отсутствуют модели продувки, допускающие расчетное моделирование процесса во
61
Рис. 3.4, Трехстадийиая модель продувки (Гвьш и Хвып — соответственно температура и чистота газа на выпуске; ХЦ1 и ХЦ2 — параметры модели)
времени в зависимости от геометрии, режима работы и других факторов. Принятые в большинстве математических моделей законы продувки основаны на
формуле Гопкинсона. Соответствие результатов расчета и экспериментов достигается применением поправочных коэффициентов. Разработаны методы моделирования продувки, допускающие
возможность явного учета смешивания, вытеснения и прямого перетекания газа в выпуск — зональные модели. В настоящее время, однако, слишком мало экспериментальных данных по продувке в двухтактных двигателях, допускающих обоснованный выбор нужных (до четырех) параметров закона. Дальнейшие исследования двигателей следует направить на уточнение физической мо
дели продувки.
Принятая в законах продувки независимая переменная — текущее значение коэффициента избытка продувочной смеси <р0 — не позволяет с достаточной степенью точности моделировать влияние смежных систем двигателя на результаты продувки цилиндра. Сравнительный анализ результатов экспериментальных исследований продувки в двухтактных двигателях и расчетов на ЭВМ показал целесообразность использования трехстадийной модели продувки (рис. 3.4) и текущего значения чистоты смеси в цилиндре (в качестве независимой переменной). В первой стадии продувки (Хц < Хц1) из цилиндра выходят только продукты сгорания (послойное вытеснение). В третьей стадии (Хц > Хц2) из цилиндра вытекают продукты полного и мгновенного смешивания. Промежуточной стадией обеспечивается переход от послойного вытеснения к полному перемешиванию. Законом продувки, приведенным ниже, определяются параметры выпускных газов в зависимостц от чистоты Хц и средней температуры газа в цилиндре Тц:
(3.15)(3.15)ХВып — Хвып(Хц), Твып — Гвып(Хц, Тц).
(3.15)
(3.15)
Параметрами закона являются точки перехода между стадиями (ХЦ1 и Хц2).
Так как структура уравнений не зависит от масштабов переменных, введением безразмерных переменных можно получить систему уравнений в обобщенном виде, а также условия подобия процесса. Посредством параметров приведения введем в систему уравнений модели объема следующие безразмерные переменные и постоянные:
А = а^а0 — скорость звука;
Со — со/со0 — изохорная теплоемкость;
FCI = Р6т1Рп —• площадь стенок, Ртах = Fma'l^n —* максимальная площадь проходного сечения окон;
I = 1]ц —- полная энтальпия,
М. = m/C^hPo) — масса,
М = т/(а^0] —- плотность потока, Р = р/р0 — давление, Qc, ^ ^/(CpoTg) — теплота сгорания топлива, R = R/Ro — газовая постоянная, Sh = aetp^S — число Струхаля, St = а0/(ср0р070)' — число Стантона, Т = Т,Т0— температура, V = oIVh — объем, Z = tit per — время,
Zz = Фг/360 — продолжительность сгорания;
^е = Mt ре, —время, соответствующее моменту зажигания; ®ст = аст/а0 — коэффициент теплопередачи;
р = р/Ро — плотность.
Здесь рц = аО2/4 — площадь поршня; 1рег — период рабочего процесса; а0 — постоянная коэффициента теплоотдачи; S — ход поршня; D — диаметр цилиндра; р — плотность газа; индексом «О» обозначены переменные в окружающей среде.
После замены переменных система уравнений модели объема примет вид:
^^ мсо £(^ВП CBT")dMBn (^/Вып — CBT")dMBHn—
- —^^ (k - 1) + аст 2 (^ст (ТС1 - Г)) St к Sh dZ +
. хМ dx kQCT 1 T (См — Суг) ., (1 + Vr) (1 + арвЬо) J Со
dMR = dMвп - dMвып; dM = ^««хМ Sh dZ;
^^ = "^р К^вп ^) ^Л1ВП — (А,вып — %) ЙЛ1ВЫП] —
-ФО 4-?r7Po)dx;
^ВЫП = ^ВЫП (Ml ТВЫП = ТВЫП (М> ^ц),«ст = (PT)0-6 Sh-0'33; Р = pRT;
— — »H(W1-
Для определения перемещения поршня, объема цилиндра и кривошипной камеры, свободных сечений окон и других величин применяют известные геометрические и кинематические соотношения.
Решение системы уравнений (3.16) сводится к численному интегрированию обыкновенных дифференциальных уравнений первого порядка. Из литературных источников известно, что при решении чаще всего применяют метод Эйлера и его модификации. Опыт М. С. Ховаха на модели относительно тихоходного двигателя показывает достаточную точность метода Эйлера при временном шаге 10-4 с (Г при частоте вращения коленчатого вала 35 с-1). Практически временной шаг, допустимый при решении системы уравнений модели, в основном определяется моделью трубы. При средней скорости поршня до 20 м/с временной шаг расчета, определяемый моделью трубы, не превышает 0,02 ... 0,1 м/с (0,5 ... 2° поворота коленчатого вала), что при применении усовершенствованного метода Эйлера—Коши обеспечивает приемлемую точность и для модели объема.
Методы более высокого порядка ввиду прерывности высших производных менее эффективны. Однако для обеспечения стабильности расчета и точности аппроксимации допустимость шага расчета необходимо проверить, а при необходимости ограничить и в модели объема. При расчете нового шага сначала на основании предыдущего шага в первом приближении определяют вектор Р. Затем рассчитывают течение газа в трубах через местные сопротивления и уточняют вектор Р.
Расчет на первом цикле начинают с предварительно выбранных данных. Для последующих циклов эти данные уточняют на основании предыдущих циклов. Целесообразен выбор начальных данных нового цикла на базе конечных параметров двух предыдущих циклов и начальных параметров предыдущего цикла. Расчет цикла целесообразно начинать с момента совершения газообмена в цилиндре, т. е. после закрытия выпускных окон.
МОДЕЛЬ ТРУБЫ
Для вывода уравнений модели трубы рассмотрим течение газа в трубке с прямолинейной осью и медленно изменяющимся поперечным сечением. Кривизной трубы при радиусах кривизны, встречаемых в двухтактных карбюраторных ДВС, в большинстве случаев можно пренебречь. Живые сечения потока заменяем на плоские, нормальные к оси трубы сечения с одинаковыми по всему сечению параметрами газа. Поскольку основным является турбулентный режим течения, коэффициентом Кориолиса можно пренебречь. Тогда можно предположить, что все параметры газа зависят только от двух независимых переменных: от координаты х и времени t.
Система уравнений, описывающая течение газа в трубах, может быть представлена в переменных Эйлера или Лагранжа. Так как при исследовании газообмена в двигателе нас интересуют параметры газа в заданной пространственной области, для модели трубы естественно выбрать переменные, которые связаны с неподвиж- 64
ными относительно двигателя координатами, г. е. переменные Эйлера. Очевидны преимущества эйлеровых переменных и сетки при аппроксимации течения моделью гомоэнтропийного сечения.
В реальном потоке соседние слои довольно сильно отличаются по величине энтропии и составу, особенно в выпускных и перепускных системах двигателя. Возникающие в расчетах интерполяционные погрешности при применении эйлеровых переменных можно уменьшить, если применить уравнения движения газа в представлении Лагранжа и интегрировать их в движущейся вместе с газом сетке. Сравнение алгоритмов и программ, составленных по обоим методам, показало, что реализация модели трубы на ЭВМ в переменных Лагранжа очень сложна и для двухтактных карбюраторных ДВС неприменима.
Система уравнений одномерного неустановившегося движения газа в представлении Эйлера применена Г. Зайфертом, М. Г. Кругловым и др. С учетом особенностей двухтактных двигателей, баланса чистоты газа система уравнений модели трубы имеет вид
du
dp
1 “1
и
dt
' р
r)x
d
2
•
1
dt 1
ди
и
dF
Р
дх
f
дх
*
dp
Dt
- к
Р
Р
dp _ dt
■(3.17)
- р(6 - 1) [
4сср-т Pd
(т
ст
Р PR
е d
-ф-ъ 2 J
dX dt
—
0,
где и — скорость газа; d — диаметр трубы; F = шР^; к — = Ср1св", ает — коэффициент теплоотдачи; Тсл — температура стенок; X — чистота газа: £ — коэффициент трения.
Дополняя систему уравнением состояния идеального газа и формулами для коэффициента теплоотдачи и трения, получаем замкнутую систему для определения зависимых переменных и, р, р и X.
В последние годы появились работы по исследованию трения и теплообмена в нестационарных потоках, однако в расчетах газообмена использовать их результаты пока невозможно. Поэтому во всех математических моделях применяют данные стационарных течений. Потери давления dp от сил сопротивления определяют так же, как для неустановившегося потока при помощи формулы Дарси—Вейсбаха:
dp - — р 3_ 1^- dx. (3.18)
Сжимаемость при режимах течения, характерных для трубопроводов двигателей, на трение почти не влияет. Практически
3 в. М. Кондрашов и др. 65
при моделировании можно использовать постоянный коэффициент трения, определяемый только в зависимости от относительной шероховатости поверхности трубы.
Тепловой поток между газом и стеной считается пропорциональным разности температур: qCT = аст (Тст— Т). Как показал анализ, для двухтактных карбюраторных ДВС нельзя пренебрегать зависимостью коэффициента теплоотдачи от режима течения:
О, о —0,О,5 /л 1
аст = аои р Т • (3.19)
С переходом на базразмерные переменные система уравнений (3.17) модели трубы принимает вид
dU , Shd , Sh дР.tU с,
-_ 4-__ у —- 4 —— —_——s!—д— Sh;
dZ LdX 1 kpL dX”2d
др Sh U др Sh dU _ 2Sh U dd .p dZ + L p dX ' L dX ~ L d dX ’
. Sh д V / IP . E , P \(3-20)
+ L dX 2 + k(k — 1)
4g St Sh _ лP \ .
— Ь i °ct“ I ■* ст’
«1\ pK /
5X , Sh dX _ „dZ + " dX ~
Здесь приняты следующие безразмерные переменные и постоянные: U = и/а0 — скорость газа; L = 1/S — длина трубы; X = х]1 — пространственная координата; А = AjD — диаметр трубы; Е = = е/е0 — удельная внутренняя энергия; £ = S/D — отношение диаметра цилиндра к ходу поршня; / — длина трубы.
При исследовании газодинамических процессов в ДВС удобнее вместо р и р использовать зависимые переменные а (скорость звука) и s (энтропия). Опыт составления математических моделей показал, что энтропию целесообразно ввести в дифференциальные уравнения через экспоненциальную функцию w = exp (s/(2cp)).
Система дифференциальных уравнений (3.17) относится к группе квазилинейных дифференциальных уравнений и частных производных. Характеристики системы вещественные и некратные, что является необходимым условием для классификации ее как гиперболической системы уравнений:
^-характеристика Ах = и At;
(3.21)(3.21)«-характеристика Ах = (u + a) At;
(3.21)
(3.21)
P-характеристика Ах = (и — a)At, где а = j,/" (^-)s = j/" к ~ — скорость звука. 66
Из теории уравнений математической физики известно, что в гиперболической системе уравнений можно применить переменные, имеющие производные только по одной характеристике. При плоскосимметричном гомоэнтропийном течении газа эти переменные становятся постоянными (инварианты Римана). Для системы (3.20) они изменяются и их можно называть или квазиинвариантами, или переменными Римана. Переменными (квазиинвариантами) траектории (Х-характеристика) выбираем чистоту газа X и функцию энтропии W = w!w0. Новые переменные для двух остальных характеристик определяем как
а = Л + ~ U; 0 = Л - U, (3.22)
е Л = а/а0.
После введения новых переменных система (3.20) принимает вид
( dXa = (U -\-A^Sh/L^dZ;
( da = dRis — dRia — dRi^ + dRiQ;
( dX^(U - A)(Sh/L)dZ-,
I dp = dRi3 — dRia±dRiz + dRiQ;2
dXK = USh/LdZ;
dW=^^dRiQ;
dX — O,
ге a~—^-U-\~A; ^Azzlu + A; dRis = AdW; dRU^<k-\^^^-dZ; dp^ = ^^№sh dZ;
dRiq = Sh k 11/31 йdZ.
Система содержит условия совместимости по трем характеристикам — а, р и X. Для упрощения расчетов иногда пренебрегают изменением энтропии частиц, т. е. для Х-характеристик принимают ("5F К = ®‘ Исследования, проведенные с помощью ЭВМ, показали, что для двухтактных карбюраторных ДВС пренебрежение изменением энтропии вдоль траектории при учете диссипативных членов в уравнении движения вызывает большие погрешности и может способствовать нестабильности в расчетах.
Из теории уравнений математической физики известно, что смешанная задача для квазилинейной системы дифференциальных уравнений гиперболического типа с произвольными граничными условиями решается только численными методами. Для получения приближенного общего решения при исследовании газообмена иногда некоторыми сторонами реальных процессов пренебрегают.
Линеаризацией системы уравнений А. Пишингер, К. Гофман, М. Лейкер и другие разработали методы расчета газообмена в двухтактных двигателях, учитывающие только волновые эффекты. Пренебрегая сжимаемостью газа, А. С. Орлин, Э. Хубер и другие создали методы, учитывающие только инерционные явления.
Исследования показали, что в некоторых случаях процессы в трубах можно рассматривать упрощенно и даже полностью пренебречь газодинамическими явлениями в трубах. По данным Р. Бенсона, волновыми явлениями в трубах нельзя пренебрегать, если Shr ^> 0,01 ... 0,015. Простые расчеты показали, что у двухтактных ДЕС мотоциклов даже продувочные каналы часто этому условию не удовлетворяют. Волновыми эффектами газодинамики можно при расчете процессов в продувочных каналах нормальной конструкции пренебречь на самых низких скоростях поршня. Только при особенно коротких вспомогательных продувочных каналах (через поршни) ShT ^ 0,009, что позволяет принять течение газа в них квазистационарным. Для уточнения модели можно применить методы, учитывающие инерционные явления.
Система уравнений модели трубы, в принципе, интегрируема, но ввиду нелинейности системы решение может иметь разрывы. Из существующих методов решения квазилинейных гиперболических систем уравнений в представлении Эйлера наиболее перспективным является метод Лакса—Вендроффа. Основным преимуществом метода является то, что и в случае использования переменных Эйлера он обладает точностью второго порядка. Метод дает стабильные решения и при довольно значительных амплитудах давления. Для связывания с краевыми условиями (моделью местного сопротивления) метод Лакса—Вендроффа следует применять вместе с другими методами. В случае относительно коротких труб, что характерно для двухтактных двигателей, метод Лакса—Вендроффа особых преимуществ не имеет.
Наиболее часто в расчетах процессов газообмена в ДВС использовали метод характеристик. М. Г. Кругловым и Г. Зайфертом метод Массо применен к ДВС. В связи с отсутствием сглаживающего действия в программах должны быть алгоритмы, учитывающие все возможные особенности течения. Сложна и логика совместного расчета с моделью сопротивления, особенно при применении нескольких труб и резервуаров. Р. Бенсоном на основе метода Хартре разработан алгоритм решения системы дифференциальных уравнений гомоэнтропийного одномерного движения газа в прямоугольной сетке Эйлера. Впоследствии метод Хартре— Бенсона использовали и другие исследователи.
Система уравнений, модели трубы двухтактного двигателя может быть решена методом Хартре—Бенсона. Однако схема расчета должна быть дополнена расчетом третьего семейства характеристик (траектории). Сетка образуется с постоянным шагом. Для того чтобы начала характеристик а и р, проходящих через точку на новом временном уровне Р1^, можно было определить интерпо- 68
Ml М^
'•--с. 3.5. Схема Хартре-- Бенсона Рис. 3.6. Двухшаговая схема
яцией соседних точек pl(_v р>{ и pl+i (рис. 3.5), число Куранта .".о = (Л + | U |) AZ/AX должно быть меньше единицы.
Разностные уравнения получаются заменой дифференциала з дифференциальных уравнениях системы (3.23) на соответствующие конечные разности. Ввиду несовпадения областей влияния систем дифференциальных и разностных уравнений на рассчитываемую точку влияют и точки, которые находятся вне области ее зависимости. В результате становится возможным проведение сквозного расчета без учета особенностей течения. Вместе с тем интерполяционные погрешности (достигают 30 %) не допускают модифицировать схему Хартре—Бенсона простым добавлением характеристик третьего семейства.
Для снижения погрешности разработан и проверен метод расчета в двухшаговой сетке Эйлера (рис. 3.6). В узлах i основной сетки определены квазиинварианты Римана характеристик двух семейств (а и р), а в узлах т сетки с уменьшенным шагом ААД = ~ АХ/2 — квазиинварианты Римана характеристик третьего семейства (А и IT). Расчеты на ЭВМ показали существенное снижение погрешностей интерполяции при двухкратном уменьшении шага А-сетки по сравнению с шагом основной сетки. Дальнейшее уменьшение шага А-сетки точности аппроксимации не повышало.
Опыты решения с помощью ЭВМ показали, что аппроксимация дифференциальных уравнений является нестабильной, если энтропию при расчете характеристики двух первых семейств интерполировать в А-сетке, а остальные величины в основной. Оказалось, что для получения стабильной схемы нужно использовать А-сетку тля исключения слишком интенсивного сглаживания поверхностных разрывов. При расчете квазиинвариантов на характеристиках двух первых семейств энтропию следует интерполировать из основной сетки.
В начале расширяющегося конуса выпускной трубы двигателя возможно возникновение сверхзвуковой скорости, что ведет к нестабильности расчета в сетке Эйлера. Практически ввиду сглаживающего действия разностной схемы возможность получения сверхзвуковой расчетной скорости и разрывов снижена. Диссипативные
69
члены в уравнениях также увеличивают запас стабильности рас- ] чета. Усилению эффекта сглаживания способствует уменьшение j временного шага расчета по сравнению с допустимым по критерию Куранта. Для полного исключения нестабильности целесообразно в алгоритм решения системы уравнений включить соотношения на скачке по Г. Блэеру.
Относительно сильное влияние на скорость расчета и качество моделирования процессов в трубах имеет соотношение между пространственными шагами в разных трубах. С изменением режимов работы двигателя оптимальное соотношение несколько изменяется. Для обеспечения стабильности расчета число узлов в самой короткой трубе не должно быть меньше пяти. Короткие трубы (особенно продувочные каналы) обусловливают настолько малые шаги сетки, что с увеличением числа узлов точность аппроксимации существенно не повышается.
МОДЕЛЬ МЕСТНОГО СОПРОТИВЛЕНИЯ
Из всех местных сопротивлений, учитываемых при математическом моделировании газообмена в ДВС, только закрытые окна могут быть описаны простым условием — скорость на конце трубы равна нулю. Во всех остальных случаях учитывают течение газа через местное сопротивление. Уравнениями одномерного неуста- новившегося течения рассчитывать течение газа через местное сопротивление невозможно. Общие зависимости для многомерного неустановившегося движения газа через местное сопротивление получить нельзя. Поэтому течение через местное сопротивление рассматривается упрощенно, как энергоизолированное квазиста- ционарное. Такое предположение основано на том обстоятельстве, что пространственное изменение параметров, обусловленное местным сопротивлением, по сравнению с изменением их во времени больше, т. е. члены с производными по времени в дифференциальных уравнениях относительно малы по сравнению с членами, содержащими производные по пространственной координате. Предположение о квазистационарности тем больше соответствует действительности, чем меньше длина возмущенного потока.
Наиболее сложно связать течение в местном сопротивлении с одномерным неустановившимся течением газа в трубе. Решение этой задачи представлено графически как точка А пересечения двух кривых (рис. 3.7): кривой 2, характеризующей зависимость решения от параметров состояния газа в трубе UT [(^ij, OtWrIQirW^ I (условие совместности на первичной характеристике); кривой 1, характеризующей течение через дроссель под действием разности параметров состояния UT (ц, V, Рт!рк\
На схеме можно выделить следующие зоны:
отсутствия течения газа (давление в трубе равно давлению в связанном с трубой объеме рт : pT!pR — 1);
истечения газа из трубы, когда рт!рк > 1.
течения газа из резервуара в трубу, когда pTlpR< 1.
Рис, 3.7. Связь течения через местное сопротивление с течением в трубе:
I — выход потока из трубы; II — вход потока в трубу
Когда скорость в минимальном сечении равна скорости звука, в трубе может возникнуть сверхзвуковое течение. Модель течения через местное сопротивление можно создать, базируясь на следующих рекомендациях И. А. Чарного: в первой части потока, в напраКогда скорость в минимальном сечении равна скорости звука, в трубе может возникнуть сверхзвуковое течение. Модель течения через местное сопротивление можно создать, базируясь на следующих рекомендациях И. А. Чарного: в первой части потока, в направлении течения до минимального по площади F4 сечения, предполагается ускоренное изоэнтропийное течение; от минимального сечения до сечения с одномерным течением или до смешивания с наполнением объема течение происходит с увеличением энтропии.
Когда скорость в минимальном сечении равна скорости звука, в трубе может возникнуть сверхзвуковое течение. Модель течения через местное сопротивление можно создать, базируясь на следующих рекомендациях И. А. Чарного: в первой части потока, в напра
Когда скорость в минимальном сечении равна скорости звука, в трубе может возникнуть сверхзвуковое течение. Модель течения через местное сопротивление можно создать, базируясь на следующих рекомендациях И. А. Чарного: в первой части потока, в напра
Все потери, связанные с преодолением местного сопротивления, сводятся при такой постановке к потерям при расширении газа. Влияние местного сопротивления на течение в трубах можно оценить с помощью эффективной площади Fej проходного сечения, которая при принятой физической модели определяется через площадь Р4 сечения местного сопротивления и коэффициент р расхода: F^ = pAd.
Истечение из цилиндра через боковое окно исследовали Р. Мизес, В. Вильхельм, К. Комотори и Э. Нидемайер, а влияние на пропускную способность окон сжимаемости газа и режима течения — С. А. Чаплыгин, В. Нуссельт, Д. Жуковицкий, Р. Бенсон и др. Однако метод аналитического определения коэффициента расхода в зависимости от геометрии местного сопротивления и режима течения еще не получен. Необходимые для проведения расчета значения коэффициентов расхода можно в настоящее время находить только экспериментально. Дальнейших исследований требует изучение влияния нестационарное™ течения на пропускную способность окон, так как имеющиеся в литературных источниках данные очень противоречивые. Значения коэффициентов расхода с учетом нестационарности течения можно определить по индикаторным диаграммам работающих двигателей.
В зависимости от связи с одномерным движением газа в трубопроводе, местные сопротивления можно группировать следующим образом: I) место соединения двух трубопроводов; 2) место выхода газа из трубы в объем; 3) место входа газа из объема в трубу. Наиболее важными при моделировании процесса двухтактного двигателя являются местные сопротивления, связывающие трубы с объемом.
Схема истечения из цилиндра или кривошипной камеры (объема) в трубу показана на рис. 3.8 и 3.9. Поток образуется уже в объеме, 71
На докритическомНа докритическомРис. 3.8. Схема истечения газа из цилиндра в трубу
На докритическом
На докритическом
давление в потоке уменьшается от давления pR в объеме до минимального pd в минимальном сечении плошадью Fd потока. Поток постепенно заполняет весь канал. Кинетическая энергия потока частично преобразуется в потенциальную, частично — в теплоту. Описывая течение через первую часть потока уравнением энергии и через вторую часть законом неразрывности, определяем функцию энтропии (шг) на начальном участке трубы.
режиме истечения давление pd в минималь
ном сечении определяется давлением рт в трубе pd = рт/^Р, а степень ор восстановления давления находится из уравнения импульсов. При сверхкритическом режиме истечения поток на некотором отрезке трубы расширяется (точка с, рис. 3.10). В дальнейшем расширение сопровождается скачком или системой скач
ков с увеличением энтропии и переходом в дозвуковой режим течения. Параметры газа после скачка (скачков) должны соответствовать условию совместности первичной характеристики в трубе. Акустическая скорость в минимальном сечении потока считается критической и определяется из уравнения энергии.
Таким образом, модель местного сопротивления в случае течения газа из объема в трубу описывается уравнением
(3.24)
где аг и ит — соответственно акустическая и массовая скорость в трубе; ая — акустическая скорость в объеме. Если
(3.25)(3.25)ат/“я WR _ -. г-2~ямта Шт > V Г+Л’
(3.25)
(3.25)
Рис. 3.9. (s-диаграмма докригического истечения газа в трубуРис. 3.9. (s-диаграмма докригического истечения газа в трубуРис. 3.10 «-диаграмма сверхкритиче-Рис. 3.10 «-диаграмма сверхкритиче-ского истечения газа в трубуского истечения газа в трубуто имеет место докритический режим течения и систему дополняют уравнениями
Рис. 3.9. (s-диаграмма докригического истечения газа в трубу
Рис. 3.9. (s-диаграмма докригического истечения газа в трубу
Рис. 3.10 «-диаграмма сверхкритиче-
Рис. 3.10 «-диаграмма сверхкритиче-
ского истечения газа в трубу
ского истечения газа в трубу
Рнс. 3.12. «-диаграмма сверхкритнче- ского истечения газа из трубыРнс. 3.12. «-диаграмма сверхкритнче- ского истечения газа из трубыpvpvРис. 3.11. ts-днаграмма докритическо- го истечения газа из трубыРис. 3.11. ts-днаграмма докритическо- го истечения газа из трубы(3.26)(3.26)
Рнс. 3.12. «-диаграмма сверхкритнче- ского истечения газа из трубы
Рнс. 3.12. «-диаграмма сверхкритнче- ского истечения газа из трубы
pv
pv
Рис. 3.11. ts-днаграмма докритическо- го истечения газа из трубы
Рис. 3.11. ts-днаграмма докритическо- го истечения газа из трубы
(3.26)
(3.26)
гдешу ишн—функция энтропии соответственно в трубе и в объеме.
В случае сверхкритического режима истечения систему (3.26) заменяют уравнением
2 NI/(A-1) Г Ад / WT хк-гцк-и Г %
] aRV (3-27)
При истечении из трубы (если рт > pR или ат > aRtyTlta)R') в объеме образуется около конца трубы зона с параметрами, определяемыми параметрами газа в трубе и режимом течения. Вся кинетическая энергия потока преобразуется в теплоту.
Параметры истечения газа определяются уравнениями энергии (в первой изоэнтропийной части течения) и неразрывности [35]. В случае докритического истечения, т, е. если
+ ~>Т(Г^ТГ\"^“й / ’'3'28)
в минимальном сечении местного сопротивления поддерживаетсу давление такое же, как в объеме (pd = pR, рис. 3.11), и скорость истечения газа из трубы определяется уравнением
При сверхкритическом режиме истечения в минимальном сечении местного сопротивления возникает критическая скорость (число Маха Md = ий!аа = 1) и скорость газа в трубе определяется уравнением (рис. 3.12)
„2 4/(fe-l)„2
UTaT 6 — 1_ ат п ,о оп\ ^Чт^т<Г+" 2“+1> ' 1+1' 1
Режим течения газа через местное сопротивление влияет на параметры газа в объемах через плотность потока
и полную энтальпиюи полную энтальпиюпг = upпг = up(3.31)(3.31)29ат“тI =29ат“тI =С переходом на безразмерные переменные полная система нений модели местного сопротивления имеет вид:Л - W7 _С переходом на безразмерные переменные полная система нений модели местного сопротивления имеет вид:Л - W7 _(3.32)(3.32)урав-урав-приприЛд Г 7Лд Г 7Гд •Гд •и2ти2тпри/ЛГГд к ЛдГ^при/ЛГГд к ЛдГ^Лт(4/(А-1)Лт(4/(А-1)6+122 (6 - 1)/ . Гт \26+122 (6 - 1)/ . Гт \2222 (pY)2в другом случаеУ2т /2 (pY)2в другом случаеУ2т /к-1к-1и^ Ти^ ТАуст - °;Ауст - °;А2ТА2Т2/(6-1)2/(6-1)2W I 6-1 2 , 22\Гн т+СТ т2W I 6-1 2 , 22\Гн т+СТ т
и полную энтальпию
и полную энтальпию
пг = up
пг = up
(3.31)
(3.31)
29
ат“т
I =
29
ат“т
I =
С переходом на безразмерные переменные полная система нений модели местного сопротивления имеет вид:
Л - W7 _
С переходом на безразмерные переменные полная система нений модели местного сопротивления имеет вид:
Л - W7 _
(3.32)
(3.32)
урав-
урав-
при
при
Лд Г 7
Лд Г 7
Гд •
Гд •
и2т
и2т
при
/ЛГГд к ЛдГ^
при
/ЛГГд к ЛдГ^
Лт
(4/(А-1)
Лт
(4/(А-1)
6+1
22 (6 - 1)
/ . Гт \2
6+1
22 (6 - 1)
/ . Гт \2
2
2
2 (pY)2в другом случае
У2т /
2 (pY)2в другом случае
У2т /
к-1
к-1
и^ Т
и^ Т
Ау
ст - °;
Ау
ст - °;
А2Т
А2Т
2/(6-1)
2/(6-1)
2W I 6-1 2 , 22
\Гн т+СТ т
2W I 6-1 2 , 22
\Гн т+СТ т
-Л;-Л;приприГд •приР a^-l)/(2fe) WT VГд •приР a^-l)/(2fe) WT V2 \ 1/22 \ 1/2
-Л;
-Л;
при
при
Гд •
при
Р a^-l)/(2fe) WT V
Гд •
при
Р a^-l)/(2fe) WT V
2 \ 1/2
2 \ 1/2
' 26 — 1' 26 — 1Ор-Ор-11А« пк - 1 ' Т “ Ст\ 0:А« пк - 1 ' Т “ Ст\ 0:2|2|.(M)J?Р.(M)J?РЛк у\р'2 _ пт WT ) ) J - °-Лк у\р'2 _ пт WT ) ) J - °-(3.33)(3.33)-кМ^--кМ^-= 0;= 0;в другом случаеUT-в другом случаеUT-(fe+I)/(2fe-2)(fe+I)/(2fe-2)
' 2
6 — 1
' 2
6 — 1
Ор-
Ор-
1
1
А« п
к - 1 ' Т “ Ст\ 0:
А« п
к - 1 ' Т “ Ст\ 0:
2|
2|
.(M)J?
Р
.(M)J?
Р
Лк у\р'2 _ пт WT ) ) J - °-
Лк у\р'2 _ пт WT ) ) J - °-
(3.33)
(3.33)
-кМ^-
-кМ^-
= 0;
= 0;
в другом случае
UT-
в другом случае
UT-
(fe+I)/(2fe-2)
(fe+I)/(2fe-2)
Лд / Гг \S-12/(/i-I)
Ат к Гн ) J ^я = 0;
ГГ= (к - 1) СТ +|
Г
Г
v ;— 1 ' 2 Ь
Режим течения через местное сопротивление определяется системой (3.33) совместно с характеристиками системы (3.23). Целесообразно в систему уравнений модели местного сопротивления ввести те же переменные (квазиинварианты), что и в систему уравнений (3.22) модели трубы. Первичный, определяемый трубой, квазиинвариант обозначаем Ri^, вторичный, отражаемый с местного сопротивления, квазиинвариант Rie. Так как при течении в трубу энтропия газа в начале трубы определяется режимом течения, то значение первичного квазиинварианта заранее не известно. Разделяем первичный квазиинвариант при течении в трубу на активную и реактивную части:
Rk = Rka + Riv, (3.34) где Rila — активная часть (от режима течения через местное сопротивление не зависит); Rilr — реактивная часть (уменьшает разность давления на местном сопротивлении), которая включает ту часть квазиинварианта, которая зависит от режима течения. Реактивная часть
Rhr = -^^T-WnY(3.35)
w R
Используя обозначение F = pV, получим систему уравнений модели местного сопротивления в квазиинвариантах в виде:
при R < 1
R = Riltt/AH; X = Ri»/Ar, ^ = Wt/Wr,
X + R + Y-1V (X_/? + y_i)2_
2) +6 — 121
при R + X + Y - 1 - 2Ya<k~n/№ [2/(k + 1)]1/2 < 0
/ y»p2 \ 2
\ up /
(X + R+F-l)2y2^(fe—1)/A(X + R+F-l)2y2^(fe—1)/A-4 = 0,-4 = 0,
(X + R+F-l)2y2^(fe—1)/A
(X + R+F-l)2y2^(fe—1)/A
-4 = 0,
-4 = 0,
иначе _ / nfe+2 \2/(fe-l)
(3.36)(3.36)(X + K + K-l^ + F2^) x
(3.36)
(3.36)
/ yk \4/(fc-l) /6—1\4 — П'
X (x+^ + r-i/ U + J '
при R^l
R = RiiW R/(ARWTy, X= Ri»W rRArWt)',
- ~ (R - X)2 - 2 (A - 1) = 0;
ри н+ 1
(R — X^tR + X)4^-1’ ^24/(fe-i) ,k _ Г* - 1 / R - XV 2 (R
6 — 1' 2(6 + 1)
Система (3.36) определяет при известной площади F эффективного проходного сечения, первичного квазиинварианта R и среднего показателя к адиабаты искомый вторичный квазиинвариант X. Аналитического решения эта система уравнений не имеет. Итерационные методы такие, как метод Зейделя, Ньютона - Рафсона, Пегхама и другие не сводятся к физически разумным решениям на всех режимах работы двигателя (течения газа).
Надежное решение системы уравнений обеспечивает метод хорд, если границы, в пределах которых ищется решение, выбраны удачно. Недостатком метода хорд является большее число итерационных шагов на каждом режиме, тем более что к модели местного сопротивления приходится при каждом моделировании двигателя обращаться многократно. Поэтому не нужно решать систему при каждом обращении заново. Целесообразнее использовать таблицы или номограммы готовых решений, из которых соответствующее конкретным условиям решение определяется интерполяцией. Для графического решения газодинамических задач номограммы получены А. Пишингером и П. Хадлачом. Для изоэнтропийного течения через местные сопротивления F. Блэер разработал табличный метод. В случае течения с увеличением энтропии в пространстве (F, R, k) нужно образовать сетку, в узлах которой определено решение системы (3.36). Таким образом создаются сеточные функции X, = X (F, R, А) и У7 — У (F, R, к) при течении в трубу и Хо = X (F, R, k) при истечении из трубы.
Для размещения значений трех неизвестных, Xz и Y, при течении в трубу и Хо при истечении из трубы, требуются три трехмерных массива: Xi = (Xt,,,^; Yj (У taa^ Хо --^<X-ia.kY Если область изменения каждого параметра делится на 15 ... 25 частей, то объем оперативной памяти ЭВМ, требуемый для размещения массивов, составляет 40 ... 190К байт. При пренебрежении изменением среднего показателя адиабаты массивы станут дву мерными и необходимый для них объем оперативной памяти умень шится до 3 ... 7К байт. Заполненные в результате решения системы (3.36) массивы находятся на внешних носителях. При использова 76
Рис. 3.13. Hoi решности интерполяции использовании сеточной функции местРис. 3.13. Hoi решности интерполяции использовании сеточной функции местиого сопротивленияиого сопротивления
Рис. 3.13. Hoi решности интерполяции использовании сеточной функции мест
Рис. 3.13. Hoi решности интерполяции использовании сеточной функции мест
иого сопротивления
иого сопротивления
нии математической модели газообмена массивы считываются в оперативную память ЭВМ.
Для уменьшения погрешностей при расчете модели местного сопротивления в виде сеточной функции, а также сокращения числа узлов сетки желательно применять нелинейные законы распределения сетки. В наиболее часто используемой части шаг сетки должен быть меньше.
Распределение погрешностей (%) интерполяции при выборе гармонических законов сетки показано на рис. 3.13. При объеме памяти 5,9К байт в нормально используемой области (ограничена штриховыми прямыми) погрешности интерполяции меньше 1%.
Рис 3 14. Законы отражения воли в местных сопротивлениях; у _/при течении в трубу; б - при истечении из цуоыРис 3 14. Законы отражения воли в местных сопротивлениях; у _/при течении в трубу; б - при истечении из цуоы
Рис 3 14. Законы отражения воли в местных сопротивлениях; у _/при течении в трубу; б - при истечении из цуоы
Рис 3 14. Законы отражения воли в местных сопротивлениях; у _/при течении в трубу; б - при истечении из цуоы
Полученные в результате решения системы уравнений местного сопротивления законы отражения квазиинвариантов при й = 1,4 приведены на рис. 3.14. Хорошо видна нелинейность этих законов: отражающая способность полузакрытого конца трубы очень сильно зависит от амплитуды приходящей волны, особенно при истечении из трубы.
МОДЕЛЬ ОПК
Пропускная способность и надежность ОПК связаны с движением его лепестков. Результаты работы двигателей с ОПК показывали большое влияние жесткости и длины лепестков на газодинамические явления в системе газообмена.
При составлении математического описания процесса двигателя прежде всего необходимо установить связь параметров клапана с процессом газообмена двигателя. Действительный клапан заменяется расчетной моделью местного сопротивления. Течение газа через такое сопротивление рассчитывается как квазистацио- нарное с увеличением энтропии. К расчету течения газа через клапан добавляется расчет площади его свободного сечения. Если клапан работает вместе с другими регулирующими системами (с впускным окном или с перепускным каналом), то в зависимости от конструкции впускной системы возможны следующие расчетные модели:
если клапан и окно расположены последовательно и расстояние между ними маленькое (обычное расположение), то можно пренебречь газодинамическими явлениями на участке между ними и заменить их в расчете одним эквивалентным (по потерям) местным сопротивлением;
если клапаны и окно расположены в конце трубы и работают параллельно, то площадь проходного сечения эквивалентного сопротивления выражается суммой площадей их проходных сечений;
если окно и клапан в трубе расположены последовательно, а между ними имеется разветвление, например начало вспомогательного перепускного канала, то модель клапана дополняется уравнениями модели объема.
Площадь свободного сечения клапана определяется интегрированием вдоль периметра поднятого участка лепестка. Считая, что газ течет через клапан только вдоль оси трубы, геометрическая площадь свободного сечения клапана '
F = nby{ cos а, (3.37) где п — число лепестков; b — ширина лепестка; yi — высота подъема (линейное перемещение) конца лепестка; а — угол поворота конца лепестка.
Угол поворота конца лепестка зависит от относительного подъема лепестка: a =kayi/ln, а коэффициент пропорциональности &а — от способа аппроксимации действительного движения лепестка: 78
ka = 1,33 ... 1,55. Если при малом угловом перемещении а принять йа = 1,5 и заменить cos а двумя первыми членами ряда Тэйлора, то зависимость (3.37) площади свободного сечения ОПК упрощается:
F = nbydl - 1,03Ы/д)2],(3.38)
где /л — свободная длина лепестка.
Площадь F свободного сечения и коэффициент и расхода, если пренебречь достаточно слабой зависимостью р от отношения давлений, зависят только от подъема конца лепестка у^. Площадь эффективного проходного сечения поэтому является функцией подъема лепестка: Fe} = Fef (yi). При использовании экспериментального коэффициента расхода (р = т^пц, где тк и тТ — действительное и расчетное значечия) им учитываются погрешности, допущенные при выводе формулы для площади проходного сечения клапана.
Вследствие распределенной массы лепестка его движение описывается дифференциальным уравнением в частных производных
^Е1а= р (х, t),(3.39)
где х — расстояние от места защемления; Е — модуль упругости материала лепестка; 1К — момент инерции сечения лепестка; у — линейное виброперемещение точки лепестка; тх = pxFx — интенсивность массы; Fs — площадь сечения лепестка; р (х, t) — силовая функция.
Силовая функция аналитически не выражается, а определяется в ходе расчета процесса двухтактного двигателя только численно. Поэтому уравнение (3.39) решается только численно и с большими затратами времени, что для моделей газообмена двигателя неприемлемо.
На частотах, близких к собственной частоте, форма колебаний лепестка близка к форме собственных колебаний консольной балки с распределенной массой. Г. Блэер предложил определять форму колебаний лепестка суммированием форм колебаний на разных собственных частотах. Если можно пренебречь изменением площади поперечного сечения лепестка по длине, то уравнение (3.39) упрощается и его решение определяет форму колебаний лепестка:
Ф (х) = Вг cos А- + В2 sin+ В8 cos /I+ В4 sin h. (3.40)
*Л‘Л*Л‘Л
Здесь
P = UVmAKETY,(3.41)
и — угловая частота; mt — интенсивность массы.
При отсутствии на закрепленном конце лепестка углового и линейного виброперемещения, а на свободном — момента и поперечной силы из уравнения (3.40) можно определить постоянные 79
колебаний лепесткаколебаний лепесткаNУ(Х, 5 фп(*)Фп(0-NУ(Х, 5 фп(*)Фп(0-(3.44)(3.44)
колебаний лепестка
колебаний лепестка
N
У(Х, 5 фп(*)Фп(0-
N
У(Х, 5 фп(*)Фп(0-
(3.44)
(3.44)
Нис. 3.15. Формы собственных колебаний лепестка клапана
Вг ... В4 и вывести частотное уравнение, решением которого являются значения параметра р на собственных частотах колебаний. Преобразуя уравнение (3.41), получаем формулу для определения ■собственных частот f лепестка:
f = -EL 1/-—.(3.42)
2я 2л/~ У mi ''
При n-й собственной частоте форма описывается зависимостью (рис. 3.15)
фп (х) - cos/г— cos —
_( sin h _ sln .(3.43)
sin pn 4- sin йцп \ laU )
Эксперименты с лепестками, изготовленными из разных материалов, показали, что действительный процесс колебаний качественно соответствует полученному. Абсолютное виброперемещение точки с координатой х лепестка определяется суммированием вибро перемещен ий вынужденных колебаний:
Масштаб перемещений ф (/) определяется из дифференциального уравнения вынужденных колебаний с учетом сопротивлений!
Ф 2£ф -ф ы2ф — q (х, t), (3.45) где Е, = df^m.^ — коэффициент демпфирования; d — постоянная, характеризующая демпфирование; <о Vd^b Я = Р^ь с — коэффициент жесткости.
Вынуждающая сила для каждой частоты получается разложением разности давления на клапане в ряд Фурье. Согласно Г. Блэ- еру можно ограничиться рассмотрением трех первых собственных частот. Экспериментальные исследования показали, что полученная таким образом динамика лепестка соответствует реальному движению. Однако погрешность определения перемещения его конца на некоторых режимах достигает 30%. Для повышения точности в расчетах по уравнению (3.44) следует использовать больший диапазон собственных частот (по мнению К. Хамасаки до 18). При применении метода Г. Блэера невозможно (или очень трудно) учитывать все особенности конструкции ОПК. Лепестки могут быть изготовлены не только прямоугольной, но и более сложной формы. Кроме того, они могут иметь переменную по длине толщину
После впуска лепестки с конечной скоростью достигают посадочного места в седле. Энергия удара частично используется для повторного открытия клапана. Для гашения вибрации при ударе лепестка применяют специальные демпфирующие материалы для изготовления посадочного места или лепестка. Эластичность удара в расчетах правильно учитывать очень трудно.
Максимальное открытие клапана ограничено специальным ограничителем подъема лепестка. Существует три типа ограничителей подъема, которые необходимо по-разному учитывать в расчетах.
При ограничителе только максимального открытия конца лепестка в момент соприкосновения его с ограничителем следует перейти на другую расчетную схему — на схему балки с одним заделанным и другим опертым концом.
Для криволинейного ограничителя перемещения с кривизной, примерно соответствующей упругой линии прогиба лепестка, закон движения лепестка не изменяется, так как лепесток упирается в ограничитель по всей длине почти одновременно. Такая конструкция ограничителя не способствует эффективному гашению вибрации.
Для криволинейного ограничителя перемещения с кривизной, большей упругой линии прогиба лепестка при подъеме лепестка, точка упора его в ограничитель перемещается от заделанного к свободному концу. При уменьшении свободной длины лепестка жесткость его повышается. Из-за прогрессирующей характеристики уменьшается опасность возникновения резонанса. В расчетах нужно определять положение точки контакта и соответственно корректировать длину лепестка.
Если не требуется исследовать прочность и надежность клапана, целесообразно ограничиваться только определением движения, конца лепестка у, т. е. заменить исследование действительного лепестка исследованием эквивалентной системы из массы и пружины:
Ме^-^Сеу^РД1\ (3.46)
где Ме, Се и Рв — эквивалентная соответственно масса, жесткость и сила.
Параметры эквивалентной системы определяют различными методами. Они могут быть получены в результате сравнения решения уравнения движения (3.39) реального лепестка и уравнения
эквивалентной системы. Наиболее простым является энергетический метод.
В основу энергетического метода положен закон сохранения энергии. При колебании системы кинетическая энергия Т переходит в потенциальную П и наоборот: Т + П = const. Предполагая гармоничность колебаний, массу эквивалентной системы
81
определяют из равенства кинетической энергии эквивалентной системы и лепестка:
Мв = ^мт^л,(3.47)
1
где йм = — \ а| dx; а„ — угловое перемещение лепестка на рас- л о
стояние х.
Используя при постоянной толщине лепестка разные гипотезы о форме деформаций, получаем значения км от 0,236 (одномассовая система) до 0,257 (упругая линия прогиба).
Жесткость эквивалентной системы определяется из равенства максимальной потенциальной энергии реального лепестка и эквивалентной системы:
Се = kcElH\,(3.48)
1п
где кс = ~г (“У dx-
0
При применении разных гипотез о форме колебаний для лепестков постоянной толщины кс = 3 ... 3,2.
Действующую на лепесток силу, обусловленную разностью давления Ар = рвп — рк (где рвп — давление газа во впускной трубе перед клапаном; рк — давление после клапана в кривошипной камере), заменяют эквивалентной
Ре = кР1пЬ kp,(3.49)
где кР =\ аж dx.
0
Для лепестков постоянной толщины при применении разных гипотез о форме колебаний лепестка кР = 0,375 ... 0,4.
При составлении эквивалентной системы и решении уравнения движения (3.46) целесообразно применить несколько упрощенную модель клапана, основанную на следующих допущениях.
Реальные лепестки заменяют их одинаковыми моделями постоянной толщины. Ширина лепестка принимается равной ширине окна в корпусе клапана.
Внешние силы, давление газа в кривошипной камере, с одной стороны, и давление в трубе, с другой, распределены на поверхности лепестка однородно. По сравнению с другими силами силы тяжести пренебрежимо малы. Сила от упругого перемещейия конца лепестка изменяется линейно.
Лепесток ударяется в седло и ограничитель полностью неупруго, т. е. теряется вся кинетическая энергия. Демпфирование при движении лепестка пренебрежимо мало.
Собственная частота колебаний лепестков достаточно высокая и превышает основную частоту силовой функции.
82
Для решения уравнения движения эквивалентного клапана в модели газообмена ДВС необходимо применить метод, допускающий переменный шаг интегрирования и учитывающий граничные условия. Граничными условиями движения лепестка являются: — р<=о = 0; yt=o = 0; Уу=утах = 0; уд=о = 0. При скорости конца лепестка о из уравнений (3.46) — (3.49) интегрированием получаем
/ кр крkcEl\ л /
о = Vi + т—?5у л I А/;
(3.50)(3.50)\ 6М6лРлкМ1лЬблРл/
(3.50)
(3.50)
/ кр КрксЕ1\ Д(з
У ~ Ух + У1 А/ + fe б р . . л ,4 #1 1Г ’
\ ймолрлкм№прп1л/
где Ui — скорость конца лепестка в начале шага интегрирования; бл — толщина лепестка; рл — плотность материала лепестка; у^— высота подъема конца лепестка в начале шага интегрирования.
Для получения модели клапана в обобщенной форме образуем с помощью параметров приведения следующие новые безразмерные переменные:
у = v/a0 — скорость движения конца лепестка;
¥ = f/fmax — относительное открытие клапана;
Гшах = ^тах/Гп — максимальная площадь проходного сечения клапана;
У = У1У™х — высота подъема конца лепестка;
/ = Нрег — собственная частота колебаний лепестка;
Г max = УтахИл — максимальный подъем конца лепестка;
L = lnjS — длина лепестка;
В = b(D — ширина лепестка;
р_= рл/ро — плотность материала лепестка;
б = 6л/5 — толщина лепестка;
Е = Д/ро — модуль упругости материала лепестка.
После подстановки их в уравнения (3.38), (3.50) и (3.42) модель обратного пластинчатого клапана примет вид:
Fmax -^"BLY^^ - 1,озк^ах);
_1-1,03^аху2Y = и5
9 1-1.03У^ах
_.AZ Sh/кркс£6»- \
(3.51)(3.51)° ~ °i4";-,Iь ^Р-RJ2L»^®ахУх I-
(3.51)
(3.51)
Орк\RMКм1ДЬ/
У = Ух +У = Ух +Д2 ShД2 ShLY тахLY тах-, Д2 Sh / fepи -^ —Я2dpfe \ км-, Д2 Sh / fepи -^ —Я2dpfe \ кмЕ^кс V у vS5k^Е^кс V у vS5k^
У = Ух +
У = Ух +
Д2 Sh
Д2 Sh
LY тах
LY тах
-, Д2 Sh / fep
и -^ —Я
2dpfe \ км
-, Д2 Sh / fep
и -^ —Я
2dpfe \ км
Е^кс V у vS5k^
Е^кс V у vS5k^
РРf - Sh ^3 —' ~ °° 25,75 L2
Р
Р
РАСЧЕТ ТОКСИЧНОСТИ ВЫПУСКНЫХ ГАЗОВ
Характеристики токсичности двухтактных карбюраторных ДВС отличаются от аналогичных характеристик четырехтактных двигателей. У двухтактных двигателей большее значение имеют соединения свинца и углеводороды, меньшее — оксиды азота. По эмиссии монооксидов углерода двухтактные и четырехтактные ДВС находятся примерно в одинаковых условиях.
Основным фактором, определяющим содержание СО в продуктах сгорания, является коэффициент а избытка воздуха. Характерное для двухтактных карбюраторных ДВС увеличение эмиссии СО на низких скоростных режимах связано с обогащением смеси. Однако при сгорании обедненных смесей в продуктах сгорания карбюраторных двигателей также содержится оксид углерода. Содержание оксида углерода в продуктах сгорания превышает стехиометрическое и при сгорании богатых смесей. Сверхстехиометрическое содержание СО обусловлено наличием низкотемпературных пристеночных зон, в которых после начальных стадий окислительных реакций реакции окисления СО протекают слишком медленно, и диссоциацией молекул СО2 при высоких температурах сгорания. При понижении температуры происходит окисление СО в СОа по следующему неразветвленному цепному механизму:
'2-
(3.52)
Наиболее медленная реакция, определяющая скорость окисления СО,
СО + ОН СО2 -I- Н.(3.53)
Для горения оксида углерода необходимо присутствие радикалов ОН, которые могут образовываться, если в смеси есть водород или пары воды. При высокой температуре сгорания реакция протекает быстрее, чем изменяется температура, т. е. реакция находится в равновесном состоянии. С понижением температуры скорость реакции снижается и равновесное состояние не достигается. Температура стабилизации содержания СО зависит от состава смеси. С обогащением смеси она повышается, т. е. концентрация СО в продуктах сгорания увеличивается по сравнению со стехиометрической. Так как температура стабилизации содержания СО около 1000 К, то в двухтактных ДВС реакция, описываемая уравнением (3.53), отклоняется от равновесного состояния незначительно и при расчете можно пользоваться аналогично Р. Бен-
сону поправочным коэффициентом. Расслоение СО в камерах его рания карбюраторных двигателей не превышает 10 % и его влиянием на образование СО можно пренебречь.
Так как в бензине азот практически отсутствует, существование в продуктах сгорания оксидов азота связано с окислением азота воздуха. Согласно исследованию В. А. Звонова, из всех оксидов азота 99 % в карбюраторных двигателях составляет монооксид NO. Образование NO2 происходит в основном в выпускных трубах и в атмосфере. Поэтому при исследовании образования токсичных продуктов сгорания азота можно учитывать только NO.
Образование NO из азота воздуха имеет термическую природу и по сведениям Я- Б. Зельдовича происходит в основном по нераз- ветвленной цепной реакции
| ЛО zNO |
.. JO + N2 ^-N Оа^-О|4 Na...(3.54)
или
Ns + ОNO + N — 316 МДж/кмоль;(3.55)
N 4 О2 ^ NO 4- О 4 136 МДж/кмоль;(3.56)
в суммарном виде
Na ■' О2 Tt 2140 — 180 МДж/кмоль. (3.57)
Добавив к уравнениям (3.55) и (3.56) уравнение реакции, учитывающее влияние монорадикала ОН, получим расширенный механизм Я. Б. Зельдовича:
N 4- ОН ^ NO 4- И 4- 207 МДж/кмоль. (3.58)
Приведенное Дж. Хейвудом сравнение скоростей реакций по уравнениям (3.55), (3.56) и (3.58) при обедненной, стехиометрической и обогащенной смеси подтверждает большое значение реакции, описываемой уравнением (3.58), особенно при обогащенной смеси.
В большей или меньшей степени в продуктах сгорания присутствуют следующие компоненты: СО, СО2, Na, NO, NaO, N, H2, H, Н2О, ОН, О2, NH8, HNO3, О, разные углеводороды. При рассмотрении образования СО и 140 по В. Эннэнду наиболее важными из них являются следующие одиннадцать: СО, СО2, N2, N. НО, Н2, Н, ОН, О2, О, Н2О.
Концентрации радикалов кислорода, водорода и ОН определяются в ооповпем реакциями:
Н2 4 О ^ ОН 4 Н;(3.59)
На 4- М ^Н { Н 4- М;(3.60)
Н, ! ОН .^ Н2О 4 Н.(3.61)
Окисление СО происходит согласно реакции (3.53).
Все компоненты, кроме мопооксида азота, во время сгорания и расширения находятся практически в равновесном состоянии.
85
Это позволяет вывести уравнения для определения их концентрации на основании закона действующих масс. Из стехиометрических уравнений (3.53), (3.55), (3.56), (3.58)—(3.61) получаем семь уравнений для определения молярной концентрации С отдельных компонентов:
KiCn.Co — CNCNO;
(3.62)
KiCnCq, = CnoCq;
(3.63)
К дС^Сон — CnoChI
(3.64)
K^h.Cq — CohChI
(3.65)
K'5CH1 - C2H;
(3.66)
КвСн,Сон — Ch.oCh",
(3.67)
KiCccCqh — Cco,Ch,
(3.68)
где К\ ... К? — коэффициенты равновесия. В отличие от других коэффициентов равновесия Кк измеряется в кмоль/м3.
Для расчета содержания одиннадцати компонентов в смеси к приведенным семи уравнениям необходимо добавить четыре уравнения баланса:
кислорода (весь кислород свежей смеси расходуется на образование СО2, СО, О2, Н2О, ОН и NO)
Ссо.Ссо.I Ссо , г , со , сн,о I Сон , CN0 _ 0,21:ет]о1/к.
Ссо.
Ссо.
2,2 т 2+VpV^ ’
(3.69)
водорода (весь водород топлива расходуется на образование Н2, Н, ОН и Н2О)
сн2сн2(3.70)(3.70)он ,н xT]0Vfe .
сн2
сн2
(3.70)
(3.70)
2 - +-Сн,о - 2 VpaL„Vp’
азота
Cn, 4Cn, 4CNO ; CNXT]0I/h .- 22 • - и,,CNO ; CNXT]0I/h .- 22 • - и,,(3.71)(3.71)
Cn, 4
Cn, 4
CNO ; CNXT]0I/h .
- 22 • - и,,
CNO ; CNXT]0I/h .
- 22 • - и,,
(3.71)
(3.71)
углерода
Ссо^Ссо,-^-^. (3.72) где х — доля выгоревшего топлива; Vp — объем продуктов сгорания; Уц — объем одного киломоля газа при нормальных условиях; Н — массовая доля водорода в топливе; Lo — стехиометрическое соотношение; С — массовая доля углерода в топливе.
Реакции образования монооксида азота обратимые, при росте температуры концентрация NO увеличивается. Скорость образования NO зависит от концентрации атомарного кислорода, т. е. и от содержания О2. Максимальное содержание NO в продуктах 86
сгорания поэтому соответствует некоторой обедненной смеси (а = 1,05 ... 1,1). При обогащении смеси, хотя температура (до а « 0,95) повышается ввиду недостатка кислорода, содержание NO в продуктах сгорания уменьшается.
Энергия активации образования NO по уравнению (3.55) превышает 500 МДж/кмоль: скорость реакции очень сильно зависит от температуры. Снижение температуры от 2600 до 1500 К приводит при прочих равных условиях к уменьшению скорости реакции в 3,7-10е раза. Вследствие такой сильной зависимости реакции образования NO от температуры при быстром охлаждении продуктов сгорания в такте расширения происходит стабилизация содержания в них NO. На эмиссию NO влияют цикловые колебания и Махе-эффект. Однако ввиду пониженной (по сравнению с четырехтактными двигателями) эмиссии NO этими явлениями можно пренебречь.
Сильная зависимость скорости окисления азота от температуры обусловливает необходимость учета отклонения этих реакций от равновесного состояния. Исследования показали, что неравновесная концентрация NO в двигателях с искровым зажиганием определяется также достаточно точно расширенным механизмом Я. Б. Зельдовича. Доля бимолекулярной реакции (3.57) по В. А. Звонову относительно незначительная.
Изменение молярной концентрации оксида азота CN0 вызвано реакциями NO и изменением объема продуктов сгорания Vp (С используем для обозначения неустановившейся молярности):
dCNO _ / ^NO \, / dCNO \,о
dt \ dt /Гр \ dt /м*
Предполагая, что концентрация всех компонентов, кроме NO и N, соответствует равновесной, а атомарное содержание азота в первом приближении стационарное, получаем
=(3.74)
di хо + 11 Vp dix '
где x = -g—-Ц—; Ri = ^Cn.Co = &rCNCNo — установившаяся A2 “Г A3
скорость реакции по уравнению (3.55); Rs = ksCNCo, = = ^CnoCo — установившаяся скорость реакции по уравнению (3.56); Rs = ЬзСмСон = ЬзСмоСн — установившаяся скорость реакции (3.58); о = CN0 /CN0; о = CN/CN.
Уровень концентрации углеводородов СН в выпускных газах двухтактных ДВС значительно выше, чем в четырехтактных. На полной нагрузке объемная доля СН доходит до 4000 ... 8000 млн-1. Основной причиной наличия углеводородов в выпускных газах принято считать гашение пламени в относительно холодных пристеночных слоях смеси. Гашение пламени подтверждается анализом газа, взятого из пристеночного слоя, а также оптиче- 87
Рис. 3.16. Показатели продувки двигателя (s — полное смешивание; Т — послойное вытеснение):экспериментальные данные; расчетные данныеРис. 3.16. Показатели продувки двигателя (s — полное смешивание; Т — послойное вытеснение):экспериментальные данные; расчетные данныеРис. 3.17. Влияние качества продувки на эмиссию углеводородовРис. 3.17. Влияние качества продувки на эмиссию углеводородов
Рис. 3.16. Показатели продувки двигателя (s — полное смешивание; Т — послойное вытеснение):
экспериментальные данные; расчетные данные
Рис. 3.16. Показатели продувки двигателя (s — полное смешивание; Т — послойное вытеснение):
экспериментальные данные; расчетные данные
Рис. 3.17. Влияние качества продувки на эмиссию углеводородов
Рис. 3.17. Влияние качества продувки на эмиссию углеводородов
сними измерениями. Это явление возможно в зазоре поршень — цилиндр, над поршневым кольцом. Из пристеночного слоя и из зазора поршень — цилиндр углеводороды вместе с продуктами сгорания вытекают из цилиндра, реагируют со свободным кислородом, а частично остаются в цилиндре.
Кроме того, в двухтактных двигателях выход углеводородов с выпускными газами в атмосферу обусловлен следующим:
потери свежей смеси во время продувки (т|и < 1, рис. 3.16) являются основной причиной низкой экономичности и высокой эмиссии углеводородов двухтактных ДВС. Как подтверждают результаты расчетов (рис. 3.17), даже на относительно экономичном рабочем режиме (т)и = 0,8, а = 1,1) объемная доля углеводородов в выпускных газах от потерь свежей смеси составляет около 2600 млн-1. При увеличении потерь (т)и = 0,7, а = 0,7) выброс СН возрастает до 7000 млн""1. Полученные результаты хорошо коррелируются с экспериментальными данными;
пропусками вспышек, особенно на низких нагрузках и скоростях ввиду высокого коэффициента остаточных газов. По исследованиям Г. Ямагиси при дросселировании двухтактных ДВС пропуски зажигания начинаются примерно при ф0 = 0,3, а при Фо <; 0,2 пропускается уже 50% циклов.
Как показали исследования С. Кинсуке, добавка масла к топливу не является причиной высокой эмиссии углеводородов в двухтактных ДВС. При увеличении объемной доли масла в смеси от 0,5 до 3% (1:200...1:33) изменений в эмиссии углеводородов практически не наблюдается. Однако смазывание смесью обусловливает около 90 % дымности ДВС.
Вследствие потерь свежей смеси (т)и — 0,7...0,8) температура газа в выпускной системе двухтактного двигателя относительно 88
низкая. Поэтому у двигателей без термических реакторов в выпускной системе концентрация углеводородов в ОГ существенно не понижается. Можно считать, что содержание углеводородов в выпускных газах в основном определяется процессами в цилиндре.
На полной нагрузке количество СН в ОГ, обусловленное неполнотой сгорания топлива в цилиндре, определяется объемом jOH гашения пламени. С учетом того, что углеводороды из зон гашения пламени составляют у двухтактных ДВС относительно малую долю, можно расчет их количества вести приближенно. Согласно данным Дж. Хейвуда толщину пристеночного слоя гашения пламени можно выразить эмпирической формулой
6 - (0,07 — 0,08) /Ау-66' °’- / ЗОО_)^1-.о.^ (3 ?5)
Объемную долю углеводородов в пристеночном слое можно рассчитать как для свежей смеси (на полной нагрузке коэффициент уг остаточных газов относительно низкий):
Гсн 0 ДДДТ1 ’ (3'76)
где рт — молярная масса топлива.
Объемная доля углеводородов в продуктах сгорания, вытекающих из цилиндра, определяется по массовому содержанию углеводородов в цилиндре и коэффициенту Спр продувки пристеночного слоя:
( гсно6Рц
(3.77)(3.77)Спр } 8314ТстГснц ~ о;
(3.77)
(3.77)
где рд — давление в цилиндре; FK — площадь поверхностей камеры сгорания; Mt — количество смеси, кмоль/кг; ра — коэффициент молекулярного изменения свежей смеси.
Объемная доля t-ro компонента в выпускных газах
(3.78)(3.78)л1Ц^оЦи 4" rt0 (1 ’ Ни)Ми + 1 — Пи
(3.78)
(3.78)
где ri9 — объемная доля компонента в свежей смеси; г1ц — объемная доля компонента в продуктах сгорания.
Для СН объемную долю гц определяют из (3.77), для NO — с помощью (3.74), а для остальных компонентов — из условий равновесия.
С вводом в уравнения, определяющие токсичность ОГ двигателя, безразмерных переменных и обозначением неравновесного содержания NO через NO получается система уравнений в обоб- щенном виде:
Ki [N2] [О] = [N] [NO]; K2 [N] [O2] = [NO] [O];
Ks [N] [OH] = [NO] [H]; K4 [H2] [О] = [OH] [H];
K5 [H2] = [H]2; Кв [H2] [OH] - [H2O[ [H];
K7 [CO] [OH] = [CO2] [H];
|C02] + -^y- +~ [u2| + "2" 2г “2”
^ - 0,21^ - 0,21xxVp ИцVp Иц
^ - 0,21
^ - 0,21
x
x
Vp Иц
Vp Иц
a.L0 *x1 Цо .Vp Уц ^o ’a.L0 *x1 Цо .Vp Уц ^o ’(3.79)(3.79)[C°1 + №1 = ^iH2]+-4 -1- -^+[H=o] - 4
a.L0 *
x1 Цо .
Vp Уц ^o ’
a.L0 *
x1 Цо .
Vp Уц ^o ’
(3.79)
(3.79)
[n2]+^+4=°-79 4- ^:22 Vp Иц
[M] = [CO] + [CO2] + [N2] + [N] + [NO] + [H2] +
+ [H] + [OH] + [O2] + [О] + [H2O]; г1ц = [i]/[M];w т iу p
гСНцгСНцгснурц dpTCTгснурц dpTCTT|AT|A
гСНц
гСНц
гснурц dp
TCT
гснурц dp
TCT
T|A
T|A
Здесь приняты следующие безразмерные переменные: [i] = 1 = СгУц — безразмерная концентрация i-ro компонента; Кь = 1 = /Сб^ц — безразмерный коэффициент равновесия реакции (3.60); | Vp = VpJVy —объем продуктов сгорания; Уц = Vп/Уh — объем I цилиндра; Rt = R(У^рег — скорость реакции; й = ^рег/Уц — I коэффициент скорости реакции; 6 = 6/S — толщина пристеноч- I ного слоя.1
Для оценки токсичности двигателя с учетом его рабочего 1 объема, количества расходуемого топлива и воздуха, работы 1 используются приведенные показатели токсичности geo, gcH и 1 gN0 — количество токсичного вещества на единицу работы | [г/(кВт-ч)1.I
Исходными данными для решения системы уравнений являются I параметры газа в цилиндре, особенно в зоне сгоревшей смеси. | Применяя однородную модель, объем цилиндра делят на две ч^сти. | Смесь в каждой зоне считают однородной, характеризуемой 1 параметрами Р, Т, М, V. Средние параметры в цилиндре известны из расчета процесса в цилиндре. Зная коэффициент выделения | теплоты и предполагая равенство значений давления в отдельных | зонах, можно определить параметры газа в этих зонах.I
901
Для решения системы уравнений (3.79) целесообразно воспользоваться методом, позволяющим из ряда математически возможных решений выделить физически рациональное. При использовании метода хорд систему уравнений необходимо привести к уравнению относительно одной искомой. Такой искомой величиной желательно выбрать молекулярную концентрацию кислорода [О21, если а ■< 1, и оксида углерода [СО1, если а > 1. Практика решения дифференциального уравнения [NO ] в системе (3.79) показала, что, несмотря на достаточно короткий шаг (до 0,1°), метод Эйлера является нестабильным. Поэтому необходимо использовать модифицированный метод Эйлера.
РАСЧЕТ ХАРАКТЕРИСТИК ШУМА ГАЗООБМЕНА
Известные методы расчета шумовых характеристик газообмена ДВС в основном базируются на имеющихся эпюрах давления (скорости) газа на впуске и выпуске цилиндра. Для двухтактных ДВС, у которых изменение конструкции впускных-выпускных труб и глушителей шума связано с изменением характеристик двигателя, такой «автономный» расчет не может быть удовлетворительным. Первые удачные попытки совместного расчета рабочего процесса и шумовых характеристик двухтактного ДВС сделаны Г. Блэером [11 ]. Описанная выше математическая модель процесса также позволяет оценить показатели шума двухтактного ДВС.
Шум газообмена можно классифицировать па пульсационный и вихревой. Вихревой шум обусловлен вихреобразованием в газовом потоке при его протекании через органы газообмена и истечении во внешнюю среду. Сверхзвуковое течение газа со значительной долей вихревого шума может иметь место только при свободном выпуске отработавших газов в окружающую среду. Однако без выпускной трубы двухтактные ДВС практически не применяют. При характерных для двухтактных двигателей скоростях истечения газа из выпускной системы в окружающую среду, по анализу авторов, уровень вихревого шума незначительный.
Источниками пульсационного шума являются пульсирующие газовые потоки впуска и выпуска. Так как периметр выходных сечений отверстий впускных-выпускных труб двухтактных ДВС меньше длины волны наиболее мощных спектральных составляющих шума, эти отверстия излучают шум как монополи. В отсутствие отражающих поверхностей, если пренебречь нелинейностью, они создают сферические волны со звуковым давлением
р (г, /) _(3 80)
где ра — плотность окружающего воздуха; и (0 — скорость газа в выходном сечении трубы; й0 — скорость звука в воздухе; г — расстояние от конца трубы; Рвых — площадь выходного сечения трубы
Пульсирующий поток объемной скоростью Qv (<), определенный при расчете газообмена, можем рассматривать как результат наложения на неслышимый установившийся поток большого числа слышимых гармонических переменных потоков. Так как функции Qv (О есть функции периодические, удовлетворяющие в периоде 7'0 условиям Дирихле, их можно разложить в ряд Фурье, с. коэффициентами
т.
а, j Qv(/)cos(i(ou/)<7/;
°о(3.81)
bt =- — С Qv (0 sin (itoo0^,
о
где to0 -- 2л/0 — 2л/Т0 — основная угловая частота, с-1.
Амплитуда i-й гармоники объемной скорости (при угловой частоте сог = /ш0) получается суммированием следующих компонентов:
Qvi - УоП^-(3-82)
Звуковая мощность отдельных гармонических составляющих
=(383>
Используя вместо иг частоту ^ = о),/(2л) и параметры приведения Qiz0 = 1 м3/с, /о = 1 Гц и Ро = 10“12 Вт, можно для нормальных атмосферных условий получить из (3.83) выражение для расчета уровней звуковой мощности шума i-й гармоники, дБ:
201g-^ +201g У-97,4.(3.84)
Для определения уровня звуковой мощности в октавных или третьоктавных полосах необходимо сложить уровни звуковой мощности отдельных гармонических составляющих, попавших в соответствующую полосу. Для логарифмических величин суммирование ведется по формуле
Гроит--101g(S100JL^),(3.85)
где LPotiT— октавный уровень звуковой мощности, дБ; LPl— уровень звуковой мощности отдельных гармонических составляющих, дБ.
Уровень звуковой мощности шума определяют суммированием уровней звуковой мощности для всех частотных полос. Для получения суммарного уровня шума по характеристике Л вводят соответствующие поправки.
При расчете процесса двухтактного карбюраторного ДВС, оснащенного глушителями шума, целесообразно их воздействия разделить на уменьшающие шум газообмена и изменяющие параметры рабочего процесса. Вопросы, связанные с защитой от шума, изложены ниже. Чтобы в расчетах газообмена учитывать влияние глушителя на рабочий процесс двигателя, можно применить упрощенные модели глушителей: впуска — однокамерного с одним объемом и одним местным сопротивлением соответствующей пропускной способностью; выпуска — двухкамерного с двумя объемами и тремя местными сопротивлениями. Эквивалентные объемы и местные сопротивления следует определять экспериментально.
ПРИМЕНЕНИЕ МАТЕМАТИЧЕСКОЙ МОДЕЛИ РАСЧЕТА РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА
РЕАЛИЗАЦИЯ МАТЕМАТИЧЕСКОЙ МОДЕЛИ НА ЭВМ
Ввиду сложности систем уравнений модели и возможности их только совместного решения модель расчета рабочего процесса может быть реализована лишь с помощью ЭВМ. Ниже рассмотрена разработанная Таллиннским техническим университетом первая реализованная в нашей стране математическая модель рабочего процесса двухтактного карбюраторного ДВС. Усовершенствованием математической модели и ее реализацией на ЭВМ серии ЕС (1022—1055) создана интегрированная система расчетного исследования процесса (ИСРИП) двухтактного карбюраторного двигателя. Программы системы написаны на языке Фортран. Каждая конкретная реализация математической модели на ЭВМ связана с поставленными целями, характеристиками ЭВМ, допустимыми затратами и несколько отличается от исходной математической модели. Анализ особенностей рабочего процесса двигателя и опыт математического моделирования показали, что амплитудные характеристики процессов влияют на качество моделирования двухтактного карбюраторного двигателя слабее, чем функции модели, которые описывают связи между подпроцессами и временные соотношения между ними. С учетом этого при создании ИСРИП величины Со, Ср, R и к были приняты постоянными.
ИСРИП состоит из программы TCSIE для моделирования процесса двухтактного карбюраторного ДВС и вспомогательных программ DRORE (для подготовки массивов модели местного сопротивления) и KTEG (для анализа результатов статических продувок местных сопротивлений).
Программа TCSIE создана для работы в пакетном режиме. Предварительно при помощи программы DRORE на диске записывается набор XXX с матрицами модели местного сопротивления. После пуска программы TCSIE с диска вводят набор XXX и
93
Рис. 3.18. Алгоритм программы TCSIEРис. 3.18. Алгоритм программы TCSIE
Рис. 3.18. Алгоритм программы TCSIE
Рис. 3.18. Алгоритм программы TCSIE
запись МОСО с кодом моделируемого двигателя (блоки 2, 4 и 5, , рис. 3.18). Постоянные модели (блоки 6 и 7) могут быть приняты по умолчанию или введены в память с диска. Геометрические данные двигателя вводит и готовит к расчету программа PREPS (PREPR в случае клапанного впуска). Пакет с данными двигателя готовится в системе разделения времени TSO и записывается в виде файла на диск. Пакет состоит из следующих записей: общих геометрических показателей двигателя; размеров труб, каналов и окон; коэффициентов расхода; параметров клапана;
размеров глушителей шума; скоростных режимов.
Для проверки геометрические данные и постоянные модели выводят на принтер (блоки 15 и /6). После определения скоростного режима готовится модель к расчету рабочего процесса. Рабочий процесс моделируемого двигателя рассчитывается под управлением программы GASWS (GASWR в случае клапанного впуска). Эти программы реализуют модели объема, трубы, местного сопротивления и ОПК (программа GASWR). Результатами расчета являются мощностные и экономические показатели двигателя и таблицы с диаграммами газообмена (блоки 22 и 23)^При необходимости в блоке 24 с применением программы ECOL определяются токсические и шумовые характеристики двигателя, кото-
ID rtfID rtf0,00070,0010,0015 otp0,00070,0010,0015 otp
ID rtf
ID rtf
0,00070,0010,0015 otp
0,00070,0010,0015 otp
Рис. 3.19. Влияние некоторых постоянных модели на интегральные показатели цикла
рые также выводят на принтер (блоки 25, 26 и 27). Начиная с выбора скоростного режима (блок /7), расчет повторяется на всех скоростных режимах. Результатом моделирования является составление сводной таблицы (блоки 29 и 30) с данными внешней скоростной характеристики моделируемого двигателя.
Для рационального использования оперативной памяти программа TCSIE имеет оверлейную структуру — состоит из корневого сегмента и пяти сегментов, загружаемых в оперативную память ЭВМ только при обращении к программам данного сегмента. Оперативной памяти TCSIE с оверлейной структурой требуется 210К байт. Расчет показателей двигателя на одном скоростном режиме продолжается в зависимости от сложности, быстроходности и других факторов 2,5...5 мин (ЕС 1055 М) и 8...18 мин (ЕС 1022) времени центрального процессора.
Математическая модель, реализацией которой является ИСРИП, содержит экспериментальные коэффициенты, зависящие от типа и конструкции моделируемого двигателя. Многие постоянные ИСРИП, таким образом, не являются постоянными по существу. В первом приближении их можно рассматривать постоянными только для какой-то конкретной конструкции двигателя. При расчете другого типа двигателя некоторые постоянные уточняются. Такими постоянными являются коэффициенты расхода окон, коэффициенты в уравнениях теплоотдачи, коэффициенты
Рис. 3.20. Влияние качества продувки на эпюру давления газа в выпускной трубе £ трения в трубах, показатели уравнений, описывающих процессы | горения и продувки, механические потери двигателя и т. д.
Качество настройки модели зависит от исходных данных. При использовании индикаторных диаграмм цилиндра, кривошип- | ной камеры, каналов, температур разных деталей двигателя дости- | гается наиболее качественное моделирование реального процесса. | Приемлемые результаты можно получить и при использовании J усредненных характеристик индикаторных диаграмм, интеграль- | них параметров цикла, средних температур и давления в разных | системах двигателя. С накоплением данных о влиянии конкретных 1 постоянных модели на результаты моделирования ускоряется | настройка модели (рис. 3.19, 3.20).|
Из результатов моделирования двухтактных карбюраторных двигателей при 1 изменении значений некоторых постоянных (Хц1, фг, Stj?, m) модели (рис. 3.19) I следует, что модель наиболее чувствительна к качеству продувки цилиндра i (рис. 3.19, а). С изменением параметра Хш меняются практически все характери- 1 стики цикла. В меньшей степени величина Хш влияет на работу кривошипной ка- 1 меры (см. зависимости (р0 и а). Это объясняется настроенностью выпускной си- 1 стемы. С улучшением или ухудшением продувки изменяются температура газов 1 и скорость перемещения воли давления в выпускной трубе. С ухудшением каче- 1 ства продувки запорный импульс Рд достигает выпускного окна позднее (линия /. я рис. 3.20), а с улучшением — раньше (линия 2). что может ухудшить напол- 1 нение цилиндра (ди и т^) и кривошипной камеры (ф0).Я
Продолжительность ф2 сгорания (см. рис. 3.19,6), показатель т характера ж процесса горения (рис. 3.19, г) и интенсивность St я теплоотдачи в цилиндре Я (рис. 3.19, в) влияют главным образом на мощностные Ре и экономические пока- Я затели двигателя. Качество моделирования газообмена (ф0, ру) зависит от них ■ в меньшей степени.Я
На рис. 3.21 приведены экспериментальные характеристики (сплошные ли- Я нии) экспериментального двухтактного двигателя и расчетные (штриховые линии), Я полученные с помощью настроенной на этот двигатель моделью. Модель ИСРИП ■ моделирует с удовлетворительной точностью процесс газообмена (ф0) и мощност- В 96Я
Рис. 3.2L Сравнение результатов моделирования и скоростной карактери- стики двигателяРис. 3.2L Сравнение результатов моделирования и скоростной карактери- стики двигателяРис. 3.22. Изменение состава газа в цилиндре двигателя в процессе сгорания и расширения
Рис. 3.2L Сравнение результатов моделирования и скоростной карактери- стики двигателя
Рис. 3.2L Сравнение результатов моделирования и скоростной карактери- стики двигателя
ные показатели. Погрешность определения среднего эффективного Давления^ достигает 5 %. В то же время качество моделирования экономических показателей (ое) значительно хуже. На некоторых скоростных режимах работы двигателя ввиду колебаний в топливных каналах карбюратора смесь резко обедняется, а погрешность расчета ое составляет примерно 30 % (Ст о).
Проведенный автором анализ подтвердил правильность результатов расчета с помощью модели токсичности. На рис. 3.22 показано ра^~ става продуктов сгорания в цилиндре но время процесса горения. С У^^ени температуры газа доля продуктов NO, ОН, Н диссоциации увеличивается. При
СО, °/а; NO, млн"7СН, млн1СО, °/а; NO, млн"7СН, млн1Рис. 3.23. Зависимости содержания токсичных компонентов в продуктах сгорания от коэффициента а избытка воздухаРис. 3.23. Зависимости содержания токсичных компонентов в продуктах сгорания от коэффициента а избытка воздухаРнс. 3.24. Скоростиая характеристика токсичности и шумности высокофор- сированиого двигателя:
СО, °/а; NO, млн"7СН, млн1
СО, °/а; NO, млн"7СН, млн1
Рис. 3.23. Зависимости содержания токсичных компонентов в продуктах сгорания от коэффициента а избытка воздуха
Рис. 3.23. Зависимости содержания токсичных компонентов в продуктах сгорания от коэффициента а избытка воздуха
/ __ впуск; 2 — выпуск; без глушителя; —с глушителем
97974 Б. М. Кондрашов и дра
97
97
расширении (после достижения максимальной температуры) увеличивается доля конечных продуктов сгорания СО, СО2, Н2О. Ввиду малой скорости реакции механизма Я. Б. Зельдовича разложение NO (сплошная кривая) отстает от равновесного (штриховая линия) и объемная доля NO наконец стабилизируется.
Расчетная зависимость эмиссии NO, СН и СО двухтактного двигателя (ряс. 3.23) также соответствует реальным данным. Максимум эмиссии NO достигается, как и ожидалось, при некотором обеднении смеси (а ^> 1) и резко снижается с уменьшением а. Так как модель токсичности не учитывает пропусков зажигания при предельно обогащенной и обедненной смесях, эмиссия СН зависит от коэффициента а избытка воздуха относительно мало.
На рнс. 3.24 приведены расчетные зависимости токсичности и шумности двухтактного двигателя от средней скорости ст поршня. Выброс NO достигает максимума на режимах, на которых работа цикла наибольшая. С понижением скорости сТЛ показатели цикла ухудшаются и эмиссия NO уменьшается. Увеличение выброса СО прн снижении скорости суп поршня связано с характерным дли двухтактных карбюраторных двигателей обогащением смеси на низких скоростных режимах. Шумность двигателя моделировалась с глушителями впуска и выпуска и без них. Характеристика суммарного уровня звуковой мощности Lp приведена отдельно для впуска и выпуска.
Как показал проведенный анализ, результаты моделирования соответствуют реальным данным: модель отражает качественную сторону реальных процессов вполне адекватно. Однако количественная оценка результатов (например, константы & скорости н К равновесия реакции) требует уточнений.
АНАЛИЗ РЕЗУЛЬТАТОВ МОДЕЛИРОВАНИЯ
Модель, настроенная на конкретный двигатель, может быть применена для анализа процесса этого двигателя, исследования влияния геометрических и режимных параметров на его показатели. Рассмотрим результаты моделирования опытных двигателей рабочим объемом 125 (Ml) н 250 см3 (М2 и М3).
На рис. 3.25 приведены результаты моделирования двигателя Ml при изменении коэффициента р неисполь
зуемого объема кривошипной камеры. Для исключении влияния настройки выпускной системы двигатель моделировался без выпускной трубы. С уменьшением объема кривошипной камеры (штриховыезависимости)
Рис. 3.26. Влияние фазы выпуска на внешнюю скоростную характеристику двигателя:а — Фп = 120°; б — фп = 124°; —— *Рис. 3.26. Влияние фазы выпуска на внешнюю скоростную характеристику двигателя:а — Фп = 120°; б — фп = 124°; —— *Рис. 3.25. Влияние объема кривошипной камеры ид показатели работы двигателя (без выпускной трубы):-• ■•>■ I* р е= 3,3; — — р @ 2,35 98Рис. 3.25. Влияние объема кривошипной камеры ид показатели работы двигателя (без выпускной трубы):-• ■•>■ I* р е= 3,3; — — р @ 2,35 98Овып = 186°; °вып = °-464: »вып - 19°°; %ып = °-482
Рис. 3.26. Влияние фазы выпуска на внешнюю скоростную характеристику двигателя:
а — Фп = 120°; б — фп = 124°; —— *
Рис. 3.26. Влияние фазы выпуска на внешнюю скоростную характеристику двигателя:
а — Фп = 120°; б — фп = 124°; —— *
Рис. 3.25. Влияние объема кривошипной камеры ид показатели работы двигателя (без выпускной трубы):
-• ■•>■ I* р е= 3,3; — — р @ 2,35 98
Рис. 3.25. Влияние объема кривошипной камеры ид показатели работы двигателя (без выпускной трубы):
-• ■•>■ I* р е= 3,3; — — р @ 2,35 98
%',Zu-Pe^na%',Zu-Pe^naРис., 3.27. Влияние длины L пер- вой цилиндрической части выпускной трубы на внешнюю скоростную характеристику двигателя:
%',Zu-Pe^na
%',Zu-Pe^na
. — L ^ 1/S ■■ f>»31: —^ L е» 5f73:L 4е84
Рис. 3.28, Влияние диаметра d хвостовой части выпускной трубы на внешнюю скоростную характеристику двигателя:
ц*| Il цеце ■ *1 ^— ^ 5SS 1 9 ММ» *” **=* *^* 1Н^ ^ fr^L v= 22 мм; ^»ш м d » 17 мм
Ро'Ли;к,МПаРо'Ли;к,МПаскоростная характеристика смещается в область больших средних скоростей ст поршня. Несмотря на уменьшение максимального значения коэффициента ф0 избытка продувочной смеси, фактор фоСт> определяющий расход смеси через двигатель, может увеличиваться. Однако при работе двигателя без настроенной выпускной системы с повышением расхода смеси растут ее потери (уменьшается т)^е Влияние на показатели двигателя М2 фазы фвып выпуска исследовано при исходной фазе перепуска фп = 120° (рис. 3.26, а) и при расширенной до фп = = 124° (рис. 3.26,6). От изменения фазы выпуска показатели моделирующего двигателя зависят существенно: до 1 ... 2,5 кВт на 1 мм изменения высоты выпускных окон. Расширение фазы выпуска обусловливает перемещение характеристики в область больших скоростей ст поршня, увеличение максимальной мощности и ухудшение работы на низких скоростных режимах. Увеличение мощности, достигаемое при постоянстве предварительного выпуска, меньше, чем то, которое получается при постоянной фазе перепуска. Расширение фазы выпуска приводит к снижению избытка продувочной смеси на средних скоростных режимах. Кроме того, увеличиваются обратные выбросы из выпускного канала в цилиндр, повышается надежность термически высоконагружеииых зон цилиндра. На работу карбюратора и состав смеси фаза выпуска в конкретном случае практически не влияет.
Ро'Ли;к,МПа
Ро'Ли;к,МПа
Влияние длины начального цилиндрического участка выпускной трубы на показатели двигателя исследовалось на двигателе М2. Длина изменялась иа 30 мм (в одну и другую сторону от исходной) при постоянстве остальных параметров двигателя и выпускной трубы (рис. 3.27). При удлинении цилиндрической части характеристика двигателя смещается в область низких скоростей ст поршня, что повышает ф0, так как этот скоростной режим лучше соответствует настройке кривошипной камеры. При уменьшении длины трубы характеристика смещается в область больших скоростей ст. Мощность двигателя увеличивается, ио приспособляемость двигатели ухудшается. С изменением длины выпускной трубы иа 1 см мощность изменяется до 2 кВт.
Более существенно показатели двигателя зависят от диаметра d концевого патрубка (рис. 3.28). С увеличением диаметра d понижаются температура газа в выпускной трубе и отражательная способность конфузора. Ослабление и запаз- дываиие запорного импульса являются причиной уменьшения обратных течений
*• 99
Рис. 3.29. Влияние конструкции системы впуска на внешнюю скоростную ка- рактеристику двигателя:
а — диаметр диффузора карбюратора dc = d^D = 0,37; б — dc = 0,5; порш-
вевое управление впуском;— клапанный впуск;клапан параллельно
с окном; —•— — клапан последовательно с окном
из выпускной трубы в цилиндр, ухудшения использования продувочной смеси. Несмотря на повышение избытка продувочной смеси, среднее эффективное давление ре снижается. С уменьшением диаметра концевого патрубка повышается температура газа в выпускной трубе и характеристика двигателя смещается в область высоких скоростных режимов. Вследствие роста гидравлических потерь, а также амплитуды запорного импульса и более раннего поступления его в выпускной канал расход газа через двигатель снижается. Изменение мощности при изменении диаметра концевого патрубка на 1 мм может достигать до 0,7 кВт,
На рис. 3.29 показаны результаты математического моделирования двигателя М3 с разными системами впуска. Для клапанного впуска характерно уменьшение максимальной мощности по сравнению с поршневым впуском. С применением клапанного впуска улучшается характеристика двигателя, особенно по удельному расходу ge топлива на низких скоростях ст. Эффективность применения клапанного впуска очень сильно зависит от таких параметров, как диаметр dc впускной трубы, пропускная способность окон и др.
Моделирован процесс в двухтактном карбюраторном двигателе с клапанным впуском, где вспомогательный перепускной канал связан с впускной системой. Как известно, в таком двухтактном двигателе впускной клапан обычно открывается (кривая у) 2 раза за один оборот коленчатого вала (рис. 3.30). Первое открытие клапана (ф = 150... 210°) соответствует фазе перепуска — дополнительное количество свежей смеси пропускается из впускной трубы прямо в цилиндр. Второе открытие клапана (ф = 230 ... 105°) соответствует нормальному впуску в кривошипную камеру./
Рис. 3.30. Анализ работы клапанной впускной системы (Л^выш Л/Вп» ^п и Л1В — плотности потока соответственно в выпускном, впускном, перепускном и вспомогательном перепускном каналах, М — ир/(аоро); у = у/ушах — высота подъема конца лепестка клапана)
По вависнмостям безразмерной плотности потока М хорошо видны обратные течения через окна. Через перепускные окна (Л1п) на расчетном скоростном режиме обратные выбросы в начале перепуска и в конце незначительны. Через выпускное окно (Мвып) происходит сильное обратное течение газа перед окончанием выпуска. В диапазоне ф = 250 ... 270° вследствие преждевременного поступления к выпускному окну запорного импульса наблюдается дополнительный прямой выброс газов.
Результаты использова-
ния ИСРИП позволяют ут
верждать, что все существенные для двухтактных ДВС процессы моделируются предложенной выше математической моделью и ее реализацией на ЭВМ принципиально правильно. На частотах, близких к номинальным, погрешность определения интегральных параметров около 3...5 % , на более низких — погрешность увеличивается. Наибольшую погрешность моделирования имеют эпюры давления выпускной трубы, особенно при закрытых выпускных окнах. Ввиду большого объема выпускной трубы итерация в ней не сходится так быстро, как в остальных системах. Неполное схождение итераций, однако, влияет на интегральные показатели цикла относительно мало.
Смесеобразование и экономические показатели моделируются с меньшей точностью, чем мощностные показатели. Принятая квазистационарная модель карбюратора не учитывает нестационарные явления в топливной магистрали карбюратора. Изменения геометрии и режима работы двигателя существенно сказываются на результатах моделирования.
Предложенная математическая модель и ее реализация на ЭВМ ИСРИП могут быть использованы при исследовании процесса двухтактного двигателя, в опытно-конструкторских работах, при составлении других математических моделей и САПР двигателя. Совершенствование ИСРИП двухтактного ДВС следует направить в первую очередь на устранение ограничений на геометрию моделируемого двигателя к постоянные cD, ср, R и к.
ВЛИЯНИЕ РАЗЛИЧНЫХ ФАКТОРОВ НА показатели двигателей
АНАЛИЗ ПРИЧИН низкой экономичности И ОБРАЗОВАНИЯ ВРЕДНЫХ ВЕЩЕСТВ
Низкие стоимость и надежность двухтактных ДВС при обеспечении достаточно высокой мощности определяются простотой их конструкции. Однако конструктивная простота обусловила ряд недостатков, среди которых следует выделить низкую топливную экономичность и достаточно высокую токсичность ОГ.
ПОВЫШЕНИЕ ЭКОНОМИЧНОСТИ ДВИГАТЕЛЕЙ
Основными причинами низкой экономичности двигателей являются следующие. Довольно значительная часть топливовоздушной смеси при продувке попадает в выпускной трубопровод. Вывод из цилиндра части свежего заряда вместе с ОГ приводит к прямым потерям заряда. При проникновении «холодного» свежего заряда во время продувки в горячие ОГ возникает завихрение потока и свежий заряд перемешивается с ОГ, оставшимися в цилиндре. Это влияет на коэффициент избытка воздуха, ведет к переобогащению рабочей смеси, что обусловливает ее неполное сгорание, а следовательно, косвенные потери.
Вследствие использования симметричной диаграммы фаз газораспределения, при которой имеется фаза дополнительного выпуска, увеличиваются прямые потери заряда. При работе на малых и средних частотах вращения коленчатого вала происходит также обратный выброс смеси из кривошипной камеры в воздухоочиститель, что является причиной переобогащения смеси и повышения удельного расхода топлива и токсичности ОГ. Масло, обычно добавляемое к топливу, повышает содержание токсичных веществ в ОГ.
Попытки улучшения показателей двухтактных карбюраторных ДВС связаны главным образом с совершенствованием процесса газообмена и переходом к несимметричным фазам газораспределения. Факторы, определяющие потери топлива и повышение токсичности ОГ, видны из баланса рабочего тела, протекающего через цилиндр двигателя (рис. 4.1). Составляющими объемного баланса являются следующие объемы: VCM топливовоздушной смеси, поступившей через впускной канал; VCM. ог смеси, попавшей в выпускную систему с ОГ; Vi смеси, оставшейся в цилиндре после заверще- 102
Рис. 4.1. Баланс рабочего тела, протекающего через двигатель
ния газообмена; VT остаточных газов в цилиндре после завершения газообмена; V, смеси после завершения газообмена; Ип, с продуктов сгорания; Г0Р ОГ и смеси, поступивших в выпускную систему.
Использование газодинамических явлений в газовоздушном тракте двигателя позволяет в широких пределах влиять на мощностные, экономические и токсические показатели двигателя.
Газовоздушный тракт быстроходного двухтактного ДВС мотоцикла имеет сложную форму (рис. 4.2), в него входят: воздухоочиститель /, глушитель 2 шума впуска, впускной патрубок 3, карбюратор 4, впускное окно 5, кривошипная камера 6, продувочные каналы 7, продувочные окна 8, цилиндр 9, выпускное окно 10, выпускная труба 11, диффузор глушителя 12, цилиндрическая часть 13 глушителя шума выпуска, диафрагма 14 и акустическая часть 15 глушителя шума выпуска. Элементы /—6 образуют впускную систему, 7—9 — систему продувки, а 10—15 — выпускную систему.
Для определения рациональных размеров газовоздушного тракта необходимо исследование происходящих в нем процессов и определение влияния их на показатели ДВС. Газообмен в двигателе можно разделить на процессы наполнения, продувки и выпуска. Рассмотрим последовательно эти процессы.
Процесс наполнения необходимо рассматривать только во взаимосвязи с остальными процессами. Задачей данного анализа является определение основных факторов,влияющих на наполнение и соответственно на мощностные, экономические и токсические характеристики. Поскольку процесс наполнения двигателя протекает в две фазы — наполнение кривошипной камеры и наполнение цилиндра, удобнее каждую фазу исследовать отдельно (рис. 4.3).
Процесс наполнения кривошипной камеры начинается, когда поршень при движении от НМТ к ВМТ нижней кромкой откроет
Рис 4 2. Схема газовоздушного тракта быстроходного двигателя мотоциклаРис 4 2. Схема газовоздушного тракта быстроходного двигателя мотоцикла
Рис 4 2. Схема газовоздушного тракта быстроходного двигателя мотоцикла
Рис 4 2. Схема газовоздушного тракта быстроходного двигателя мотоцикла
Рис. 4.3. Индикаторная диаграмма кривошипной камеры и цилиндра двигателя: / — впуск; II — сжатие; III — продувка; IV — расширение; V — сгорание; VI — вы-
впускное окно в точке А (ф0.вп), и заканчивается в момент его закрытия в точке В (ф3.вп). Процесс наполнения целесообразно разделить на два периода.
Период / основного впуска начинается с момента открытия впускного окна (точка Л) и заканчивается в момент достижения поршнем ВМТ. Этому периоду предшествует период создания вакуума в кривошипной камере, продолжающийся от момента конца закрытия продувочных окон в точке!) (ф3. п) до начала открытия впускного окна в точке А. Интенсивность поступления смеси в первом периоде зависит от степени вакуума в кривошипной камере.
Период 2 дополнительного впуска начинается в ВМТ и заканчивается закрытием впускного окна в точке В (ф3. ип). При движении поршня от ВМТ к НМТ давление в кривошипной камере интенсивно возрастает, достигая максимального значения в точке В' (рШах вп)- При дальнейшем движении поршень осуществляет выталкивание смеси. В зависимости от кинетической энергии потока смеси, определяемой скоростным режимом работы двигателя, могут иметь место: обратный выброс смеси из кривошипной камеры на малых частотах вращения, когда кинетическая энергия потока смеси на впуске мала; дозарядка и обратный выброс смеси
Рис. 4.4. Зависимости изменения давлений рвп + + Рд во впускной трубе и рк в кривошипной камере для пяти скоростных режимов работы двигателя «Восход»;
а — п = 6000 мин-S; б — п = 6000 мнн-’; в — п = = 4000 мин-'; г — п = 3000 мвн~$; д — 2000 мнн~«; е — п = 1000 мнн-8
на режимах средних частот вращения; дозарядка на режимах больших частот вращения вала.
После точки В' давление в кривошипной камере начинает понижаться вследствие интенсивного движения смеси из кривошипной камеры во впускной канал. Условия, определяющие дозарядку или обратный выброс смеси, можно получить по методу, разработанному в МАМИ. При движении от ВМТ к НМТ поршень начинает закрывать впускное окно и скорость потока топливовоздушной смеси уменьшается. Наполнение продолжается до тех пор, пока полное давление рЁп во впускном канале, определяемое суммой статического давления рвп и давления, создаваемого инерцией потока смеси, рд = 0,5 рсм^см не уравновесит пол
ное давление рк, действующее со стороны кривошипной камеры
Рвп 4~ Рд = Рк-
При дозарядке
Рип + Рд > Рк» а при обратном выбросе смеси
Рвп “h Рд <2 Рк-
Исходя из условия максимального наполнения цилиндра, закрывать впускное окно нужно в точке В', когда дозарядка закончилась, а обратный выброс еще не начался, т. е. рв + рд = Рк-
Давление во впускном трубопроводе принимается
Рвп = 0>5 (Ро “Ь Рк)-
Давление, обусловленное инерцией потока, 1 У* /JX
Рд = Евп^впРсм ^вп 1800 \ О$ ^— COS 2ф J И2,
где |вп — коэффициент гидравлического сопротивления впускного канала; /вп — длина впускного канала; V’K — объем кривошипной камеры без объема впускной системы.
Согласно этому уравнению давление, определяемое инерцией потока смеси, пропорционально квадрату частоты вращения п, 105
Следовательно, для получения максимального наполнения угловая продолжительность впуска должна увеличиваться с ростом частоты вращения вследствие запаздывания закрытия впускного окна. Зависимость изменения давления рвп + рд на впуске и рк в кривошипной камере по углу поворота коленчатого вала за период фазы впуска для шести скоростных режимов работы двигателя «Восход» построены по результатам расчета В. И. Савельева (рис. 4.4). До частоты п. = 4000 мин-1 возможен обратный выброс смеси из кривошипной камеры во впускной канал.
При управлении впуском поршнем фаза впуска получается симметричной относительно мертвых точек. При постоянных «узких» фазах впуска эффект дозарядки цилиндров, обусловленный инерцией потока смеси, при больших частотах не реализуется. В случае «широких» фаз впуска достигается максимальная мощность, но при этом ухудшаются показатели двигателя в области низких и средних частот вращения в результате возрастания обратного выброса смеси. Для двигателей мотоциклов, снегоходов, работающих значительную часть времени на таких режимах, это явление недопустимо.
Изменение давлений рвп + рд и р6 свидетельствует о том, что продолжительность фазы впуска по углу поворота коленчатого вала зависит от скоростного режима двигателя. В случае управления впуском с помощью вращающегося золотника можно выбрать любые несимметричные относительно ВМТ фазы впуска для любого скоростного режима. Но и в этом случае нельзя обеспечить оптимальность фаз впуска по всему скоростному режиму. Устройство, управляющее впуском, должно быть таким, чтобы впуск начинался с момента возникновения вакуума в кривошипной камере и заканчивался при полном давлении потока смеси, равном давлению в кривошипной камере.
Реализовать эти условия можно только применением специального клапана впуска, например ОПК, обеспечивающего оптимальную продолжительность фазы впуска для каждого скоростного режима. Максимальное наполнение кривошипной камеры в зависимости от скоростного режима можно улучшать, влияя не только на продолжительность периода впуска, но и на изменение давления. Достигнуть этого можно изменением размеров (объема) кривошипной камеры, впускного патрубка, аккумулятора (резонатора) на впуске и другими мероприятиями, рассмотренными выше.
После закрытия впускного окна в точке В (см. рис. 4.3) происходит сжатие топливовоздушной смеси в кривошипной камере (линия BCY Сжатие связано в основном с уменьшением объема камеры, а также нагревом смеси и испарением жидкой фазы топлива при контакте с горячими деталями цилиндропоршневой группы.
Процесс наполнения цилиндра целесообразно рассмотреть на примере совместных индикаторных диаграмм кривошипной камеры и цилиндра. Процессу наполнения цилиндра предшествовали 106
процессы свободного выпуска OF и наполнения кривошипной камеры. Все процессы нужно рассматривать в их неразрывной взаимосвязи.
Процесс начинается в точке С в момент открытия продувочных окон, когда кривошипная камера соединяется с цилиндром. Подобно процессу впуска процесс продувки можно разделить также на два периода: основного впуска (от точки С до НМТ), продувки (от НМТ до точки D). Истечение смеси из кривошипной камеры в цилиндр является неустановившимся. Характер течения зависит от размеров и конструкции кривошипной камеры и продувочных каналов, от параметров состояния (давления и температуры) смеси и ОГ.
В начальный момент открытия продувочных окон давление в цилиндре, (точка .V') может быть больше или меньше давления в кривошипной камере (точка С). Поэтому в зависимости от режима работы двигателя и давления в цилиндре возможен заброс ОГ в объем кривошипной камеры, если давление в кривошипной камере меньше давления в цилиндре, или эффект Каденаси. Заброс ОГ. в кривошипную камеру приводит к резкому повышению давления в ней до максимального значения (рк шах). Возникающий при этом импульс давления формирует блуждающие волны давления в продувочных каналах. Объем забрасываемых ОГ зависит от значения давления рк шак. Заброс ОГ в кривошипную камеру нежелателен, так как способствует ухудшению наполнения и экономичности двигателя, а также повышению токсичности О Г на выпуске. Устранить это явление можно применением лепестковых клапанов или гидродиодов в продувочных каналах, как показано выше.
Уменьшить заброс ОГ на основных рабочих режимах двигателя можно также выбором оптимальных фаз впуска и продувки, совместного индицирования двигателя и кривошипной камеры. Чуть раньше начала продувки, в точке G, при открытии выпускного окна начинается процесс свободного выпуска ОГ из цилиндра. Поэтому в период совмещенного процесса продувки — выпуска давление в цилиндре и кривошипной камере после достижения Рк max начинает интенсивно снижаться, несмотря на уменьшение объема смеси в камере при движении поршня к НМТ.
Сжатая в кривошипной камере смесь, начиная с момента, когда давление в кривошипной камере станет больше давления в цилиндре, через продувочные каналы поступает в цилиндр, вытесняя ОГ. Перетекание смеси в цилиндр продолжается и после прохождения поршнем НМТ под действием разности давлений и инерции струи смеси в продувочных каналах. В конце выпуска ОГ при давлении в цилиндре меньше атмосферного вследствие инерции струй вытекающих О Г наблюдается эффект Каденаси.
При движении поршня к НМТ объем цилиндра увеличивается, а следовательно, повышается степень вакуума в цилиндре. Этот эффект необходимо использовать для роста кинетической энергии продувочных струй с целью более эффективной очистки цилиндра.
107
Однако следует избегать больших потерь свежего заряда через систему выпуска. Волновые явления, имеющие место в продувочных каналах, цилиндре и системе выпуска, должны способствовать улучшению наполнения цилиндра свежим зарядом и уменьшению потерь топлива с ОГ.
Основная часть свежего заряда поступает в цилиндр в первый период продувки (от точки С до НМТ), второй период продувки (от НМТ до точки О) заканчивается в момент закрытия продувочных окон. Во втором периоде продувки в зависимости от режима работы двигателя могут наблюдаться: обратный заброс смеси и ОР в кривошипную камеру на малых и средних частотах вращения вала, когда давление в кривошипной камере и инерция потока смеси в продувочных каналах малы; «дозарядка» и обратный заброс на средних частотах; «дозарядка» цилиндра на больших частотах; прямой выброс смеси при продувке и выпуске ОГ во всем диапазоне частот и нагрузок.
Эти эффекты оказывают значительное влияние на показатели двигателя. Устранение нежелательных явлений при продувке и выпуске ОГ в большой степени зависит от правильной организации процессов и конструкции систем продувки, наполнения и выпуска. Возможные усовершенствования этих систем рассмотрены выше.
Период от закрытия продувочных окон (точка Щ и до закрытия выпускных окон (точка //') оказывает влияние на процесс наполнения цилиндра. Объем цилиндра уменьшается,и топливовоздушная смесь выталкивается через выпускное окно в систему выпуска, увеличивая прямой выброс смеси с ОГ. При использовании настроенной системы выпуска с помощью отраженной волны давления ОГ удается возвратить в цилиндр некоторую часть смеси, попавшей в выпускную систему.
СНИЖЕНИЕ ВЫБРОСА ВРЕДНЫХ ВЕЩЕСТВ
Исследованиями установлено, что отработавшие газы двигателей состоят более чем из пятидесяти компонентов, 95 % которых в .той или иной степени токсичны. Данные по ориентировочному составу ОГ двухтактных карбюраторных двигателей приведены в табл. 4.1. Основными токсичными компонентами ОГ являются окись углерода СО, оксиды азота NOX и несгоревшие углеводороды СН. Исследования показали, что в ОГ двухтактных карбюраторных ДВС содержится NOX меньше, чем в ОГ четырехтактных. Однако объемная доля СЖНЖ, СО и других примесей от сгорания смазочного масла, добавляемого к бензину, оказывается достаточно большой и может достигать 10...20 % всех выделений токсичных веществ, т. е. в десятки раз превышать эти же показатели в четырехтактных двигателях.
Так как наибольшую опасность представляют выделения углеводородов, окиси углерода, оксидов азота, то ограничимся рассмотрением условий образования этих веществ.
108
4.1. Примерный состав ОГ двухтактных карбюраторных ДВС
Компоненты
Объемная
Удельное количество выделенной теплоты, г/(кВт«ч)
Допустимая массовая концентрация в воздухе, мг/ма
максимальная разовая
среднесуточная
доля, %
Na
74 ... 77
—
0,
0,3 ... 8,0
—
—
Н2О Н2 СОа
3,0 ... 5,5
—
0 ... 5Д 5,0 ... 12,0
—
1 й
Взрывоопасен Не более 0,7 й
1
СО
0,5 ... 10,0
70 ... 180
3
NO»
0... 0,8
30 (в пересчете на N2O5)
0,085
0,085 (в пересчете на NO2)
СН
0,2 ... 3,0
15... 150 (в пересчете на С)
1,5
0,8
RCHO
0 ... 0,2
3,5 (в пересчете на экроленн)
0,035
0,012
Сажа
0,04 *
0,4
0,15
0,05
3,4—бензопирен Соединения свинца
До 10 ...
20 ** 0 ... 0,06
20 ***
Канцерогенен То же
* Дана массовая коцентрация, г/м*.
** Дана массовая концентрация, млн-1/м'.
*•• Единица, млн~*/(кВт-ч).
Окись углерода является результатом сгорания рабочей смеси с недостатком кислорода и реакций диссоциации двуокиси углерода при высокой температуре. В процессе сгорания топлива и последующего расширения газа при наличии кислорода может происходить горение окиси углерода. СО образуется при расширении, выпуске и, главным образом, при сгорании богатых смесей. Поскольку для работы двигателя на больших нагрузках, а также для улучшения динамики движения на неустановившихся режимах требуется богатая смесь, устранить выбросы СО довольно трудно.
Углеводороды (из условий равновесия) при сгорании топливовоздушной смеси образоваться не могут. Причины, определяющие содержание углеводородов в ОГ, можно разделить на две группы, влияющие на содержание СН: уносимых с ОГ при продувке цилиндров в результате прямого выброса; не сгоревших в цилиндре двигателя.
Первая группа причин зависит от организации процесса газообмена, настройки систем впуска, продувки, наполнения цилиндра и выпуска, гомогенности состава топливовоздушной смеси, локального распределения зон с высокой концентрацией углеводородов, обратного заброса смеси из кривошипной камеры в систему впуска и из системы выпуска в цилиндр, догорания в выпускной системе. Вторая группа причин обусловлена следующим: относительной 109
площадью поверхности камера сгорания, концентрацией остаточных ОГ в цилиндре, параметрами процесса сгорания, турбулентностью струй в объеме цилиндра, составом топливовоздушной смеси, догоранием после гашения пламени.Пути устранения причин первой группы те же, что и при улучплощадью поверхности камера сгорания, концентрацией остаточных ОГ в цилиндре, параметрами процесса сгорания, турбулентностью струй в объеме цилиндра, составом топливовоздушной смеси, догоранием после гашения пламени.Пути устранения причин первой группы те же, что и при улучРис. 4.5. Изменение состава ОГ двигателя в зависимости от коэффициента а избытка воздуха
площадью поверхности камера сгорания, концентрацией остаточных ОГ в цилиндре, параметрами процесса сгорания, турбулентностью струй в объеме цилиндра, составом топливовоздушной смеси, догоранием после гашения пламени.
Пути устранения причин первой группы те же, что и при улуч
площадью поверхности камера сгорания, концентрацией остаточных ОГ в цилиндре, параметрами процесса сгорания, турбулентностью струй в объеме цилиндра, составом топливовоздушной смеси, догоранием после гашения пламени.
Пути устранения причин первой группы те же, что и при улуч
шении топливной экономичности (рассмотренной выше). Причины второй группы связаны с неполнотой сгорания топливовоздушной смеси, главным образом в тонком слое, расположенном у стенок камеры сгорания. Около стенок реакции горения прекращаются вследствие интенсивного отвода теплоты к стенкам, вызывающего охлаждение газов перед фронтом пламени.
Оксиды азота образуются в результате термически обратимой реакции окисления азота воздуха при высоких температуре и давлении в цилиндре двигателя. Анализ причин образования оксидов азота показывает, что на выделение их с ОГ влияют такие факторы: высокая температура процесса сгорания в цилиндре (при Гц < 1700 К они практически не образуются); массовая концентрация азота и кислорода в ОГ (окисление азота происходит за фронтом пламени в зоне продуктов сгорания); скорость охлаждения продуктов сгорания; неравномерное распределение температуры в зоне продуктов сгорания.
Повышение температуры сгорания, характерное для смесей, близких к стехиометрическим, определяет максимальную концентрацию NOX при коэффициенте избытка воздуха а = 1,05... 1,1. Таким образом, оптимальные условия образования оксидов азота противоположны условиям образования большого количества оксида углерода и углеводородов. Бедные смеси способствуют появлению оксидов азота, а богатые — углеводородов и окиси углерода. Процесс образования NOX в отличие от процесса образования СО и СН в ОГ усиливается при больших значения рв и малых значениях ge, поэтому мероприятия, снижающие выделения NOX, не совпадают с мероприятиями, направленными на совершенствование топливной экономичности.
Изменение состава ОГ в зависимости от коэффициента а избытка воздуха, характерное для двухтактных карбюраторных ДВС, показано на рис. 4.5.
МЕТОДИКА ОЦЕНКИ ТОКСИЧНОСТИ
Для оценки токсичности ДВС используются два основных метода испытаний: на электротормозном стенде по методике, рекомендованной SAE; на мотоцикле по ездовому циклу, имитирующему условия дорожного движения.
Первый метод предназначен для сравнительной оценки влияния различных конструктивных, регулировочных и режимных факторов на выбросы токсичных веществ с ОГ при проведении исследований. Второй метод испытаний обеспечивает проверку на соответствие нормам и ограничениям на токсичность мотоциклов. Для испытания автомобилей рекомендован Европейский ездовой цикл, регламентированный Правилами № 17 ЕЭК ООН (испытание типа I). Европейский ездовой цикл реализуется при испытании мотоцикла на стенде с беговыми барабанами, снабженными нагрузочным (тормозным) устройством. Тормозной барабан регулируется таким образом, чтобы при скорости движения мотоцикла 50 км/ч вакуум за карбюратором был таким же, как и при движении мотоцикла по дороге с такой же скоростью. Предварительно вакуум за карбюратором измеряют в специальном эксперименте, проведенном в дорожных условиях.
Для контроля программы движения на оси беговых барабанов устанавливают датчик частоты вращения, вырабатывающий сигнал, пропорциональный частоте, а следовательно, скорости движения мотоцикла. Сигнал от датчика поступает на регистрирующий прибор, находящийся в поле зрения водителя, который проводит испытания. Испытание по типу I Правил № 17 ЕЭК ООН предусматривает четырехтактное проведение цикла. Продолжительность испытания 13 мин. В течение этого времени испытания выпускные газы от двигателя через гибкий металлический шланг поступают в пробоотборную систему.
Результаты исследований двухтактных карбюраторных ДВС на мотоциклах по Европейскому циклу рассмотрены ниже. Здесь остановимся только на результатах исследований токсичности ОГ по первому методу.
СПОСОБЫ ОТБОРА ПРОБЫ ГАЗА
Сравним различные способы отбора ОГ.
Способ непосредственного отбора. При этом способе ОГ после глушителя проходят водяной холодильник для удаления излишек влаги в них, а затем фильтр твердых частиц. Пары воды и посторонние примеси сильно влияют на чувствительность инфракрасных газоанализаторов и могут вывести их из строя. Способ непосредственного отбора применяют тогда, когда не требуется высокой точности измерений.
Способ «сборного мешка». Если при проведении испытаний по Европейскому ездовому циклу весь газ направить в специальный объем, а затем из него отобрать необходимое количество для
111
анализа, то без каких-либо пересчетов можно сразу же получить среднюю концентрацию отдельных компонентов в ОГ автомобиля или мотоцикла. Кроме того, можно определить объем собранного ОГ, поскольку воздуходувка откачивает ОГ через газометр. По средней концентрации отдельных компонентов ОГ и объему собранного газа находят массу выбрасываемых вредных веществ. Мешки для сбора ОГ сваривают из синтетической пленки.
Способ «сборного мешка» отличается практически теми же недостатками, что и способ непосредственного отбора. Как показали исследования, в мешках, выполненных из новой полиэтиленовой пленки, после 10 и 30 мин хранения газа было отмечено снижение концентрации углеводородов соответственно на 6...7 % и 13... 14 %.
Правилами № 17 ЕЭК ООН строго ограничено время нахождения отобранной пробы ОГ в сборных мешках: не более 20 мин от момента окончания отбора пробы ОГ до начала анализа.
Способ отбора пробы с разбавлением до постоянного объемного расхода (CVS). Сущность способа заключается в использовании сухого газа (чаще воздуха) для разбавления выходящего из двигателя ОГ. При этом способе отбора пробы ни в одной точке системы не происходит конденсации паров воды. Поэтому можно предположить, что тяжелые углеводороды и кислородосодержащие компоненты ОГ, которые могут быть удалены из пробы вследствие растворения в воде при таком способе отбора пробы, останутся в газе [161.
В ОГ двухтактных двигателей мотоциклов содержится много углеводородов. Поэтому основным условием правильной работы пробоотборной системы является предотвращение конденсации влаги в газовом тракте и связанные с этим растворение и вымывание углеводородов с высокой температурой кипения. Этому условию в достаточной мере отвечает система отбора пробы газа —1 способ CVS.
МЕТОДЫ АНАЛИЗА ПРОБ ОГ
При проведении анализа ОГ двухтактных двигателей обычно определяют лишь суммарное содержание углеводородов СН и окиси углерода СО. Среди известных химических, физических и физико-химических методов анализа газовых смесей и установления их качественного и количественного состава широкое применение получили методы газоадсорбционной (газотвердой) хроматографии, спектральные и кондуктометрические [161.
Для анализа СО и суммарных углеводородов СН двухтактных карбюраторных ДВС применяют в основном приборы, работающие по методу инфракрасной спектроскопии (ИКС). Метод ИКС базируется на селективном поглощении инфракрасного излучения в области длин волн 4,7 мкм. ИКС-анализаторы обладают высокими селективностью, стабильностью, надежностью показаний, быстродействием, относительно невысокой стоимостью. Основным их 112
4.2. Характеристика основных ИКС-анализаторов
Модель
Компоненты О Г
Объемная доля, %
Относительная погрет-
Примечание
«ОА-2109» (СССР
со
0 .
.. 10
5
Стационарный
«ОА-5501» (СССР)
со, со2, сн4
0 .
..0,5
10
>
«ГАИ-1» (СССР)
со
0 .
.. 10
5
Переносной (12 В)
«Инфралит-Т» (ГДР)
со
0 .
. 10
5
То же
«Бекман-864» (США)
со
0,1 .
. 100
1
Стационарный
«Мекса-200» (Япония)
со
0 .
. 2
2
Переносной
«Мекса-300» (Япония)
со
CnHm
0 .
0 .
.. 2
.. 8
2
$
«Мекса-322» (Япония)
со, СпНт
0 .
0 .
.. 12
.. 10
2
1
«Мекса-2000» (Япония)
со, Спнт*. NOX
0 ... ю
0 ... 2000 млн~1
(11 диапаз)
2
Аналитический комплекс
«САН-1020/11201 (США)
СО, Спнт
0 ... 10
0 ... 2000 мл и-1
5
Диагностический комплекс
• Хемилюминесцентный метод регистрации окислов азота.
недостатком является достаточно большая погрешность измерения, обусловленная нестабильностью состава углеводородов в ОГ. Поскольку отдельные углеводороды характеризуются определенной полосой поглощения, создать универсальный детектор на углеводороды CnHm не удается. Обычно ИКС-анализаторы калибруют по n-гексану или -пропану — наиболее характерным углеводородам, входящим в состав ОГ.
Основные модели ИКС-анализаторов, применяемых в нашей стране, представлены в табл. 4.2 [161. В исследованиях, проводимых авторами, для анализа ОГ использовался главным образом газоанализатор «МЕКСА-322» фирмы Хариба (Япония), созданный специально для анализа ОГ двухтактных карбюраторных двигателей.
оценка результатов анализа ОГ
Экономичный режим работы двигателя обусловлен наиболее полным сгоранием топлива. Для уменьшения содержания токсичных компонентов в ОГ необходим также оптимальный рабочий процесс, поскольку сократить выход токсичных компонентов СО и СН легче на стадии их образования, чем в выпускной системе с применением дожигателей.
Ухудшение процессов газообмена, смесеобразования и сгорания, снижение коэффициента наполнения, а также детонационное явление приводят к дополнительным потерям топлива. Совершенство рабочего процесса двигателя отражается на составе его ОГ. Исследование состава ОГ позволяет количественно оценить недостатки процессов газообмена, смесеобразования и сгорания. Состав топливовоздушной смеси также важен при оценке конструкции двигателя. С помощью современных методов анализа газов можно определять действительный (полученный по анализу газов, а не по расходу топлива и воздуха) состав топливовоздушных смесей в широком диапазоне коэффициента избытка воздуха (а = 0,7... 1,7 при отношении расходов воздуха и топлива соответственно GB/GT = = 10...25).
Состав топливовоздушной смеси может быть определен из анализа ОГ с помощью уравнения полного сгорания углеводорода состава CnHm. При богатой смеси и полном сгорании углеводородов
СНа + 1,25 О, = 0,5 СО + 0,5 СОа + Н2О, а при бедных смесях
СНа + 1,25 Оа = СОа + Н2О.
Зависимости между составами ОГ и топливовоздушной смеси получены по результатам исследований на одноцилиндровой установке в широком диапазоне режимов и расчетным путем.
Исследования показали, что по результатам анализа ОГ состав топливовоздушной смеси определяется вполне точно при нормальном процессе горения и при его нарушениях. На точность определения не влияют противодавление на выпуске, опережение зажигания, скоростной режим, нагрузка и регулировка карбюратора. Некоторые трудности возникают при кратковременном пропуске зажигания и на режимах снижения частоты вращения. В этом случае состав смеси можно оценить по суммарному содержанию углерода в ОГ.
Для быстрого определения состава смеси по составу ОГ разработаны вспомогательные таблицы, устанавливающие зависимость между действительным составом топливовоздушной смеси и общим содержанием кислорода, двуокиси углерода и углерода в OF.
МЕТОДИКА ОПРЕДЕЛЕНИЯ КОЭФФИЦИЕНТА ПОЛНОТЫ СГОРАНИЯ ТОПЛИВА
Как было показано выше, в карбюраторных двигателях количество теплоты, уносимой с ОГ в результате неполноты сгорания и потерь топлива при продувке цилиндра топливовоздушной смесью, может достигать 45 % общего количества, что объясняется применением богатых смесей с а < 1 и несовершенством системы газообмена. 7
114
Поэтому для исследователей
4.3. Значения величин И’ и СО, __
представляет несомненный ин-
для различим топлив
терес определение доли qH. с
кДж/м8
несгоревшего топлива с целью изыскания путей ее дальнейшего уменьшения.
Для двигателей с внешним
Топливо
£^2 тпахг %
Бензин Дизельное
3739
4082
14,6
15,6
смесеобразованием, работающих
Мазут
4020
16,4
на жидком топливе, при коэффициенте избытка воздуха а < 1 Qh. с = 22,4ОттоД«,
Природный газ
4187
11,9
где GT — часовой расход топлива, кг/ч; тй — масса (объем) сухих продуктов сгорания, образующихся при сгорании 1 кг топлива; Ни — низшая теплота сгорания 1 м3 ОГ при температуре О °C и давлении 0,1013 МПа; определяется по содержанию горючих компонентов в ОГ (продуктов неполного сгорания СО и СН).
Потерями количества теплоты, не выделившейся при неполном сгорании топлива, являются: 1) потери qt от химического недожога, представляющие собой долю теплоты, которая осталась химически связанной в ОГ (главным образом СО, На и СН4); 2) потери ?2 от физического (механического) недожога, представляющие собой долю теплоты топлива, потерянной вследствие уноса из цилиндра двигателя части топлива в виде сажи, кокса, паров или даже несгоревших частиц.
Основное значение для двухтактных ДВС имеют потери теплоты от химического недожога, т. е. вызванные содержанием в ОГ горючих газообразных составляющих СО, На, СН4. Тогда коэффициент полноты сгорания топлива
Т|п. с = 1 ?i ?а ^ 1?!•
При расчете коэффициента т}п. с доля количества теплоты, теряемой в результате химического недожога топлива, q^ = mcQr. I; 100/Ни Qr. кД/Ны, где Qr. к — теплота сгорания горючих компонентов, содержащихся в 1 м3 сухих продуктов сгорания, кДж/м3; Qr. к = 30,2 СО + + 25,8 На + 85,5 СН4; А — отношение действительного объема ОГ к теоретическому (при а = 1):
д = со* шах/№ +сочен;).
Значения величин Н'и и СОгтаж зависят от вида топлива (табл. 4.3).
ВЛИЯНИЕ КОНСТРУКТИВНЫХ ФАКТОРОВ
И РЕГУЛИРОВОК КАРБЮРАТОРА на мощностные, ЭКОНОМИЧЕСКИЕ И ТОКСИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ
Все показатели двигателей изменяются в широких пределах в зависимости от действия различных факторов. К многочисленным факторам относятся конструктивные особенности двигателей, регу-
1J5
лировки карбюратора, совершенство газодинамических процессов двигателя и процесса горения, определяемых также конструкцией двигателя и смежных систем.
К конструктивным факторам, которые необходимо учитывать при выборе рациональных путей улучшения показателей двигателя, относятся: тип карбюратора и его регулировки; конструкция воздухоочистителя и впускного патрубка; конструкция кривошипной камеры; конструкция системы продувки; конструкция и объем цилиндра; конструкция камеры сгорания; конструкция системы выпуска.
КАРБЮРАТОР
Тип карбюратора оказывает существенное влияние на показатели двухтактных ДВС. На двухтактных карбюраторных двигателях мотоциклов, выпущенных в нашей стране, установлены в основном карбюраторы типа К-28, К-36, К-62.
Параметры некоторых карбюраторов, применяемых в двухтактных двигателях мотоциклов, представлены в табл. 4.4.
Заводские и эксплуатационные регулировки карбюраторов, как правило, направлены на обеспечение максимальной мощности или экономичности двигателя. Эти требования могут реализоваться в широких, но не оптимальных по токсичности диапазонах коэффициента а избытка воздуха.
Например, с изменением настройки карбюратора с режима максимальной мощности до предела эффективного обеднения массовая концентрация СО в ОГ уменьшается почти в 100 раз, а мощность снижается лишь на 10%. Влияние регулировок карбюратора на показатели двигателя рассмотрим на примере двухтактного ДВС мотоцикла «Восход-250». Внешняя скоростная характеристика и токсические характеристики двигателя (мощность Ne = 12,25 кВт при п = 5500 мин-1; опережение зажигания 2,8...3 мм до ВМТ; степень сжатия е = 9,5) при серийной регулировке карбюратора К-62И показаны на рис. 4.6.
4.4. Параметры отечественных карбюраторов
Параметры
5
§
w
s
w
Диаметр, мм:
диффузора
24
25
27
27
30
32
распылителя
2,6
2,7
2,6
2,6
2,6
2,65
иглы
2,5
2,5
2,5
2,5
2,5
2,5
наименьший конусной части
1,82
1,8
1,82
1,75
1,7
1,6
Длина конусной части, мм Пропускная способность главного жиклера, см3/мни
27
34
27
18
26
26
240
215
280
250
260
260
Рис. 4.6. Внешняя скоростная характеристика двигателя мотоцикла «Восход-250»Рис. 4.6. Внешняя скоростная характеристика двигателя мотоцикла «Восход-250»го О О2500 30003500 п, мин-<го О О2500 30003500 п, мин-<Рис. 4.7. Изменение коэффициента а избытка воздуха и массовой доли СО в ОГ двигателя «Восход-250» при серийной регулировке карбюратора (ин-Рис. 4.7. Изменение коэффициента а избытка воздуха и массовой доли СО в ОГ двигателя «Восход-250» при серийной регулировке карбюратора (ин-дексы «в», «с» и «и» соответствуют верхнему, среднему и нижнему положению иглы)
Рис. 4.6. Внешняя скоростная характеристика двигателя мотоцикла «Восход-250»
Рис. 4.6. Внешняя скоростная характеристика двигателя мотоцикла «Восход-250»
го О О2500 30003500 п, мин-<
го О О2500 30003500 п, мин-<
Рис. 4.7. Изменение коэффициента а избытка воздуха и массовой доли СО в ОГ двигателя «Восход-250» при серийной регулировке карбюратора (ин-
Рис. 4.7. Изменение коэффициента а избытка воздуха и массовой доли СО в ОГ двигателя «Восход-250» при серийной регулировке карбюратора (ин-
В процессе исследования изменялись следующие параметры и регулировки карбюратора: диаметр распылителя (2,71; 2,67; 2,65; серийный 2,62 мм); конус иглы распылителя, диаметр конца иглы (1,8; серийный и 1,7 мм); диаметр диффузора (32; серийный;. 30 мм); высота подъема дросселя (50 и 100%); регулировка качества смеси положением иглы главной топливодозирующей системы (верхнее, среднее и нижнее). Регулировка системы холостого хода заключалась в изменении подачи жиклера холостого хода (50, серийный, 40 и 32 см3/мин).
При частичном и полном открытии дроссельной заслонки с увеличением частоты вращения концентрация СО в выпускных газах вначале возрастает, а затем снижается (рис. 4.7). При этом концентрация СН вначале уменьшается, затем увеличивается.
Высокие концентрации СО и СН в ОГ обусловлены значительным обогащением топливовоздушной смеси, приготовляемой карбюратором К-62И (а = 0,47...0,65), особенно при минимальных частотах вращения п и неполном открытии дроссельной заслонки. Коэффициент а избытка воздуха определялся по отношению расходов воздуха и топлива на входе двигателя. О существенном обогащении смеси свидетельствует и температура Т0Г газов, понижающаяся до 800 К при низких частотах п (см. рис. 4.6).
Удельный эффективный расход ge топлива изменялся от 800 до 460 г/(кВт.ч), достигая минимальных значений при высоких частотах п и нижнем положении иглы распылителя. Минимальные массовые доли СО и СН в ОГ также соответствуют установке иглы распылителя в нижнее положение.
Рис. 4.8. Изменение характеристик двигателя «Восход-250» в зависимости от подачи жиклера холостого хода (игла распылителя в верхнем положении, диаметр конуса иглы 1,61 мм):
•—- — подача равна нулю; ₽=? подача 50 см8/мин
боты карбюратора (1/4...3/4 ходаботы карбюратора (1/4...3/4 ходаВлияние профиля дозирующей иглы. При открытии дроссельной заслонки менее чем на 3/4 хода главный топливный жиклер не оказывает влияния на состав смеси, приготовляемой карбюратором. Размеры дозирующей иглы влияют на состав смеси в широком диапазоне ра- дроссельной заслонки). При
боты карбюратора (1/4...3/4 хода
боты карбюратора (1/4...3/4 хода
изменении диаметра конца иглы распылителя от 1,61 до 1,82 мм, а длины конуса иглы от 27 до 30 мм для различных положений дроссельной заслонки (50 и 100%) и нижнего положения дозирующей иглы получены экономические и токсические характеристики двигателя. Конус иглы должен как можно меньше влиять на состав смеси, приготовляемой карбюратором, т. е. должен выходить из распылителя при возможно больших открытиях дроссельной заслонки. Минимальные удельный расход топлива и токсичность ОГ обеспечиваются при нижнем положении иглы распылителя. При открытии дроссельной заслонки на 50 % и уменьшении диаметра иглы распылителя от 1,82 до 1,61 мм удельный расход топлива практически не изменился, массовая доля СО в ОГ снизилась почти в 8 раз, а СН — до 25 %.
Влияние регулировки системы холостого хода. Обычно доводку карбюратора начинают с регулировки системы холостого хода. При работе двигателя «Восход-250» (рис. 4.8) по внешней скоростной характеристике при уменьшении расхода топлива через жиклер холостого хода от 50 см3/мин и до 0 удельный расход топлива снижается в среднем на 7,8 %, концентрация СО в ОГ — на 19,5 %, концентрация СН — на 8,3 %.
Очевидно, что с целью улучшения показателей двигателя топливный жиклер холостого хода целесообразно заглушить или уменьшить его диаметр (по сравнению с серийным жиклером).
Влияние регулировки главной дозирующей системы. Регулировка главной дозирующей системы у карбюратора с диффузором постоянного сечения определяется в основном параметрами топливного и воздушного жиклеров. При изменении размеров топливного жиклера начальная кривая расходов топлива смещается почти параллельно. Увеличение или уменьшение размеров топлив- 118
ного жиклера вызывает равномерное обогащение или обеднение смеси на всех режимах работы двигателя.
Из экономических и токсических характеристик двигателя, полученных при изменении диаметра распылителя, диаметра и положения иглы распылителя при полном и частичном открытии дроссельной заслонки следует, что минимальный удельный расход ge топлива при наименьшей токсичности ОГ обеспечивается при распылителе диаметром 2,65 мм и конусе иглы диаметром 1,61 мм в среднем ее положении.
Влияние диаметра диффузии. Площадь проходного сечения (диаметр) диффузора карбюратора в сочетании с различными положениями дроссельной заслонки является основным параметром, влияющим на работу дозирующих систем и их взаимодействие. Кроме того, диаметр диффузора оказывает существенное влияние на показатели работы двигателя по внешней скоростной характеристике. Поэтому при регулировке карбюратора на минимальную экономичность и токсичность ОГ необходимо определить оптимальные размеры диффузора.
Размеры диффузора устанавливают с учетом условий наилучшего наполнения цилиндра двигателя, тогда площадь сечения диффузора следует увеличивать, и обеспечения надежного смесеобразования, тогда площадь сечения следует уменьшать, так как это позволяет повысить степень вакуума в дозирующих системах карбюраторов. Применение карбюраторов с увеличенными площадями проходных сечений диффузоров приводит к ухудшению смесеобразования на всех режимах работы, кроме режима максимальной мощности. Поэтому при таких диффузорах часто происходит «вялый» разгон двигателя.
Сравнение показателей двигателя «Восход-250» проводили для двух диффузоров диаметром 32 (серийный) и 30 мм при распылителе диаметром 2,65 мм, подаче жиклера холостого хода 40 см3/мин, игле распылителя диаметром 1,61 мм при среднем ее положении и различных положениях дроссельной заслонки (50 и 100%). Анализ влияния диаметра диффузора на экономические и токсические характеристики показал, что наименьший удельный расход топлива при минимальной токсичности ОГ достигается при диффузоре карбюратора К-62И диаметром 32 мм.
ВОЗДУХООЧИСТИТЕЛЬ И ВПУСКНОЙ ПАТРУБОК
На мотоциклах ПО «ИЖМАШ» применяют инерционно-масляные воздухоочистители, а на мотоциклах «Восход», «Ява», 43 и других — фильтры с бумажным фильтрующим элементом, которые в настоящее время получили наибольшее распространение, благодаря высокой фильтрующей способности. Использование воздухоочистителя вместе с глушителем шума привело к значительному снижению размеров последнего. На современных гоночных мотоциклах, работающих при очень высоких частотах вращения, уста-
Рис. 4.9. Изменение крутящего момента Л4Кр при различных длинах впускного патрубка: 1 — двигатель рабочим объемом 200 см8 со вставками длиной 50 и 100 мм; 2 — двигатель рабочим объемом 250 см8 со вставками длиной 100 и 200 мм;первоначаль
ная длина впускной системы
новка воздухоочистителя обусловливает существенное снижение мощности. Двигатели этих мотоциклов оснащают карбюраторами без воздухоочистителей с открытым воздушным каналом, оборудованным вентилятором.
Рассмотрим влияние конструкции впускного патрубка. При открытии впускного окна воздух из впускной трубы засасывается в камеру. При наполнении кривошипной камеры, когда заряд воздуха придет в состояние покоя, будет достигнуто максимальное избыточное давление ркшах (см. рис. 4.3). От минимального давления рк mln до максимального избыточного рк шах проходит 1/2 периода колебания давления. Если в момент достижения рк max поршень не закроет впускное окно, то будет иметь место обратный выброс смеси через впускное окно. Чтобы сохранить максимальное избыточное давление ркшах, следует фазу впуска выбирать так, чтобы она по времени соответствовала 1/2 периода колебания давления в кривошипной камере. Но обычно фаза впуска определяется необходимой площадью впускного окна. В этом случае частота колебаний впуска должна быть изменена так, чтобы время, в течение которого происходит 1/2 колебания впуска, было равно продолжительности впуска.
Период колебания впуска определяется: длиной LBn впускного патрубка (от входного сечения до впускного окна); средней площадью Еъп поперечного сечения впускной системы (патрубок и карбюратор); диаметром dBn круга площадью, равной площади впускного окна; скоростью звука а входящего воздуха; общим объемом У к кривошипной камеры (при положении поршня в ВМТ). Влияние размеров впускной системы на показатели двухтактных ДВС, определенное с помощью математической модели двигателя, рассмотрено выше.
Длина впускного патрубка. Подбором оптимальной длины Евц впускного патрубка может быть улучшена характеристика крутящего момента Л1кр (рис. 4.9). У двигателя рабочим объемом 200 см3 благодаря вставкам длиной 50 и 100 мм удалось повысить крутящий момент во всем диапазоне частот.
Двигатель рабочим объемом 250 см3 имел первоначальную длину впускной системы, включая карбюратор, около 150 мм. Максимальный крутящий момент Мкр (сплошная кривая 2) достигался при 3600 мин"1 (Мкр == 18,3 Н-м), а затем снижался до 12 Н-м при 1800 мин”1. Применение вставки длиной 100 мм позволило повы- 120
Рис. 4.11. Осциллограмма давления рвп во впускном патрубке длиной LBn = 140 мм двигателя ММВЗ-3.111 (Фо mas = 0,885): 1 •— впускРис. 4.11. Осциллограмма давления рвп во впускном патрубке длиной LBn = 140 мм двигателя ММВЗ-3.111 (Фо mas = 0,885): 1 •— впускРис. 4.10. Скоростные характеристики двигателя MMB3-3.111 с впускными патрубками длиной LBn=140, 210, 280 и 350 мм
Рис. 4.11. Осциллограмма давления рвп во впускном патрубке длиной LBn = 140 мм двигателя ММВЗ-3.111 (Фо mas = 0,885): 1 •— впуск
Рис. 4.11. Осциллограмма давления рвп во впускном патрубке длиной LBn = 140 мм двигателя ММВЗ-3.111 (Фо mas = 0,885): 1 •— впуск
сить Л1кр на низких частотах до 14 Н-м (при 1800 мин”1), а вставки длиной 200 мм — до 16 Н-м.
Влияние длины впускного патрубка (LBn = 140, 210, 280 и 350 мм) на скоростные характеристики двигателя ММВЗ-3.111 определяли его испытаниями без воздухоочистителя (рис. 4.10) [241. Параметры двигателя без воздухоочистителя фо, р'е и g^.
Наибольшее обеднение смеси (а = 1,06) получено при п = = 4000 мин"1 при впускном патрубке длиной 350 мм. Такое обеднение рабочей смеси вызвало резкое снижение давления ре и уменьшение удельного расхода ge топлива. При увеличении длины впускного патрубка происходит рост коэффициента фо избытка продувочной смеси практически во всем диапазоне скоростей. Максимум фо увеличивается от 0,89 до 1 и смещается в сторону более низких частот. Для объяснения причин этого явления необходимо рассмотреть осциллограмму давления рвп во впускном патрубке длиной LBn (рис. 4.11).
При закрытии впускного окна в патрубке возникают колебания давления рвп с высокой частотой А, что связано с ударом движущегося потока смеси о стенку поршня. При открытии впускного окна возникают колебания давления впуска низкой частоты Б, которые зависят от размеров впускного патрубка и кривошипной камеры, высокочастотных колебаний предшествующего цикла, а также всасывающего или выталкивающего действия поршня.
Чем короче впускной патрубок, тем выше частота колебаний в нем за один оборот коленчатого вала, тем быстрее затухает амплитуда колебаний давления в период впуска. Незатухшие колебания низкой частоты суммируются с колебаниями высокой частоты последующего цикла.
Меньшие значения коэффициента фо при коротких патрубках можно объяснить смещением фазы высокочастотного колебания. Коэффициент фо (и наполнение кривошипной камеры) зависит
Рис. 4.12. Осциллограммы давления рк в кривошипной камере двигателя MMB3-3.111 при впускных патрубках различной длины и частоте вращения п = = 5000 мин-1:
1 ■— продувка; 2 — расширение; 3 — впуск; 4 ~ сжатие; —Ьвц=210 мм;
LBn = 350 мм
от давления во впускном патрубке в конце фазы впуска. Перед окончанием периода впуска следует полуволна разрежения, которая уменьшает избыточное давление. При патрубке длиной 140 мм избыточное давление в конце фазы впуска 2 кПа, а фо = 0,885.
С изменением длины £вп впускного патрубка меняются частота и фазовое положение высокочастотных колебаний. Вследствие этого к низкочастотным колебаниям в конце периода впуска добавляются высокочастотные, что способствует повышению избыточного давления. Так, при длине патрубка 350 мм избыточное давление на впуске достигает 10 кПа, а коэффициент фа возрастает до 1 (см. рис. 4.10).
Влияние длины LBn впускного патрубка на наполнение кривошипной камеры оценивалось по изменению давления рк в кривошипной камере при длине патрубков LBn = 210 и 350 мм и разных частотах вращения п (рис. 4.12). Как и во впускном патрубке, в кривошипной камере возбуждаются колебания давления с низкой частотой. Максимальное давление рктах и избыточное давление Рк mm в кривошипной камере достигаются при большей длине впускной трубы (£вц = 350 мм), что обусловлено газодинамическими процессами во впускном патрубке. По этой же причине коэффициент избытка продувочной смеси фо при LBn = 350 мм выше, особенно на низких и средних частотах. По мере увеличения частоты вращения фаза впуска становится уже недостаточной для использования газодинамических процессов на впуске. В наибольшей степени это проявляется при патрубках большей длины. При частоте вращения больше 5000 мин”1 при £Вц = 350 мм значения Фо значительно снижаются.
Как видно из анализа, при работе с длинными впускными патрубками большие значения фо и ре получаются на малых и средних частотах вращения, а при работе с короткими — на высоких.
Площадь поперечного сечения впускной системы. Значительное влияние на показатели двухтактных ДВС оказывает площадь 122
поперечного сечения впускной системы. При большем среднем значении площади Рвп поперечного сечения впускной системы (увеличенном диаметре всасывающего патрубка карбюратора) повышается частота /вп колебаний впуска, быстрее наполняется кривошипная камера, т. е. область лучшего наполнения сдвигается в зону более высоких частот.
Уменьшение площади Рв0 поперечного сечения оказывает обратное действие. Обычно площадь сечения впускного патрубка определяется в зависимости от площади Рд проходного сечения диффузора карбюратора и принимается Рвп = 1,1 Рд. Площадь Рд диффузора выбирают путем анализа аналогичных площадей существующих двигателей. Площадь Рд, отнесенная к 100 см3 рабочего объема двигателя, колеблется в достаточно широких пределах (см. ниже).
Двигатель . .
<ИЖ-Юпитер-2»
«ИЖ-Юпитер -3*
«ИЖ-ЮЗ-011
«иж-п-з-011
Р№ cmS/cm8 .
1,3
• ‘100
1,64
2,03
2,31
100
100
100
Двигатель.
. «Восход-2501
«Восход-1751
«Цюидаппя
Кроссового мотоцикла
?Е, см^/см8 . ,
3,2
4,03
4,54
5
100
100
100
100
Диаметр диффузора у этих двигателей 24...38 мм. Для гоночных мотоциклов обычно площадь Рк = 5 см3 на каждый 100 см’ рабочего объема цилиндра. Это определяет приведенные ниже необходимые диаметры диффузоров йд.
Уь а» 50125175200250
d№ мм 1828333640
Поскольку мотоциклетные карбюраторы с диаметром диффузора больше 38 мм отсутствуют, для форсированных двигателей рабочим объемом выше 200 см3 целесообразно применять два карбюратора меньшего диаметра. Круглое сечение карбюратора должно плавно и без уступов переходить в прямоугольное сечение впускного окна.
Размеры впускного окна также оказывают существенное влияние на наполнение кривошипной камеры. Обычно площадь впускного окна Рвп.о = 1,25 Рд, потому что окно открыто обычно не полностью. Площадь Рвц.о впускного окна оказывает аналогичное влияние: при увеличении площади Рвп. о впускного окна повышается частота /вп колебаний впуска, область лучшего наполнения сдвигается в зону высоких частот. Уменьшение Рвп. 0 способствует смещению области лучшего наполнения кривошипной камеры в зону низких частот.
Удельная площадь сечения впускного окна 4...8 см2 на 100 см® рабочего объема Ун. Ширина впускного окна (по хорде) принимается 55...65 % диаметра цилиндра. При увеличении ширины возникает опасность поломки поршневых колец. При больших
сечениях впускного окна его разделяют перемычкой шириной 3...5 мм или увеличивают число впускных окон, как это показано выше. Радиус закругления окна не должен быть менее 5 мм или 0,1 диаметра цилиндра. Верхние и нижние кромки впускных и выпускных окон выполняют скошенными внутрь.
Чтобы уменьшить сопротивление потоку топливовоздушной смеси со стороны движущейся юбки поршня, впускной канал делают «падающим», т. е. направленным не перпендикулярно к оси цилиндра, а под углом 45...60°. Закругление управляющей кромки поршня радиусом около 5 мм также снижает сопротивление потоку.
Длина впускного тракта влияет на наполнение кривошипной камеры так же значительно, как площадь впускного окна и объем кривошипной камеры. Расчетная зависимость необходимой длины £вц впускного патрубка для получения наилучшего наполнения кривошипной камеры при необходимой для этого частоте в зависимости от рабочего объема Уй цилиндра показана на рис. 4.13. Если отношение LBJVh = const при изменении рабочего объема (например, LBn/yh = 0,1; LBn = 5 см при Vh = 50 см8 и £вц = = 50 см при Vh = 500 см3), то частота максимального наполнения кривошипной камеры снижается с 17 000 мин-1 при Vh = 50 см® до 5800 мин”1 при yh = 500 см3. Для двигателя Vh = 200 см3 при длине впускного патрубка 20 см максимальное наполнение кривошипной камеры будет при п = 9000 мин”1.
Продолжительность фазы впуска. Необходимо иметь в виду, что для получения достаточно высокой степени вакуума в кривошипной камере впускное (впускные) окно необходимо располагать как можно ниже, так как с увеличением высоты окон уменьшается полезный рабочий объем цилиндра. Так, при фазе впуска 140° исключается до 38 % рабочего объема, что уменьшает наполнение, а следовательно, полезную мощность двигателя.
Пусть требуется получить максимальное наполнение кривошипной камеры на более высоком скоростном режиме с меньшей продолжительностью открытия впускного окна, т. е. уменьшается время — сечение впускного окна:
J/(TBn)dZ,
где 4 и /2 — моменты времени.
Тогда для увеличения наполнения потребуется расширить фазу впуска фвп или уменьшить период колебания впуска. Вместе с расширением фазы впуска снижаются полезный объем цилиндра, ход сжатия в кривошипной камере и соответственно объем подаваемой в цилиндр смеси. Из зависимостей продолжительности фазы впуска фвп от коэффициента ф0 избытка продувочной смеси следует, что более позднее окончание впуска обеспечивается при меньшем коэффициенте ф0 избытка продувочной смеси ввиду потери полезного объема (рис. 4.14).
Рис. 4.13. Зависимость необходимой длины LBn впускного патрубка от рабочего объема Vh цилиндра0,5Рис. 4.13. Зависимость необходимой длины LBn впускного патрубка от рабочего объема Vh цилиндра0,5
Рис. 4.13. Зависимость необходимой длины LBn впускного патрубка от рабочего объема Vh цилиндра0,5
Рис. 4.13. Зависимость необходимой длины LBn впускного патрубка от рабочего объема Vh цилиндра0,5
1000 20003000 't-ООО
Рис. 4.14. Изменение коэффициента <р°п,мин-1
избытка продувочной смеси в зависимости от продолжительности фазы впуска фвп при различных частотах вращения л
Влияние фазы впуска фвп на показатели двигателя «Восход-250 СКУ» определено расчетом на ЭВМ по методике, изложенной выше. При высоких значениях ф0 ухудшается экономичность двигателя, так как увеличиваются потери топливовоздушной смеси, уносимой вместе с ОГ в выпускную систему, главным образом на малых частотах вращения.
Уменьшение коэффициента ф0 способствует снижению мощности двигателя. Выбор оптимальной фазы впуска проводят в соответствии с требованиями, предъявляемыми к характеристикам двухтактных ДВС. Фазы газораспределения двигателя мотоцикла, снегохода или другого транспортного средства следует подбирать таким образом, чтобы развиваемая двигателем мощность была максимальной.
Продолжительности фаз впуска, продувки и выпуска двухтактных ДВС различного назначения с различным типом газораспределения представлены в табл. 4.5. Идеальными для двухтактных двигателей считают такие фазы впуска, при которых впускное окно открывается по крайней мере до 90° угла поворота коленчатого вала после прохождения поршнем НМТ, а закрывается в течение 50...60° после ВМТ.
Однако в системах с поршневым газораспределением, в которых открытие и закрытие впускных окон непосредственно связано с движением поршня, момент открытия и закрытия впускного окна регулируется относительно ВМТ. Таким образом, увеличение опережения открытия впускного окна приводит к запаздыванию его закрытия и отсутствие возможности регулирования фазы впуска в зависимости от режима работы затрудняет получение высоких значений крутящего момента в широком диапазоне частот.
В случае золотниковой системы газораспределения фаза впуска устанавливается независимо от положения поршня. В результате возможно обеспечение более полного наполнения и получение
4.5. Продолжительности фаз газообмена двухтактных ДВС (угод поворота коленчатого вала, °)
Дмигатель
Модель
СМ3
Тип газораспределения
Впуск
Продувка
Выпуск
Мотоцикла: дорожного
ИФА (ГДР)
125
Поршневое
156
122
144
«Адлер» (ФРГ)
250
»
147
112
162
«Ява» (ЧФР)
250
142
124
152
«ИЖ-Планета»
350
»
145
112
150
(СССР)
«Ява» (ЧФР)
350
5
144
130
165
гоночного
«Симсои»
50
Золотниковое
222
135
190
(ГДР) «С2-125»
125
8
192
139
188
Снегохода
(СССР)
«Бураи»
635
Поршневое
(ОТКРЫТ! после I
144
ie 52®
1МТ)
125
157
Лодочный
«Москва-25А»
496
Клапанное
118
124
158
«Москва-30»
496
(с ОПК) То же
122
116
154
«Вихрь»
422
Золотниковое
147° 30'
116
140
«Вихрь-30» ПД-8М
488
>
177е 30'
106
148
Пусковой
199
Поршневое
135
108
132
П-350
346
*
129° 15'
124
141е 30*
Стационарный
СД-60
61
1
128
124
140
2СД
123
1
122
120
132
Мотоиасосиого
МП-800Б
692
1
134
120
150
агрегата
высоких значений Л1кр в широком диапазоне частот (от низших до высших).
Однако системы с золотниковым распределением впуска по сравнению с поршневым отличаются некоторыми конструктивными сложностями. Системы с поршневым распределением благодаря простоте конструкции и возможности удовлетворять достаточно высоким требованиям, предъявляемым к характеристикам двухтактных ДВС, находят более широкое применение.
Лучшая зависимость коэффициента наполнения в широком диапазоне частот может быть получена в случае применения ОПК на впуске.
КРИВОШИПНАЯ КАМЕРА
Наполнение цилиндра двухтактного ДВС с кривошипно-камерной продувкой осуществляется в два этапа: сначала топливовоз- душная смесь заполняет кривошипную камеру, а затем цилиндр. Поэтому наполнение двигателя связано с заполнением кривошипной камеры смесью. Объем кривошипной камеры без объема подпоршневого пространства определяется необходимостью размещения в нем кривошипного механизма.
W6
Для оценки влияния объема кривошипной камеры на наполнение двигателя используют коэффициенты г;ок наполнения кривошипной камеры и р неиспользуемого объема:
Уин = VdVо. к> Р ~ Vк тт1У^,
где Ук — объем поступившей в камеру смеси; Уо. к — объем смеси в камере при условиях окружающей среды.
Коэффициент цак зависит от многих факторов: давления в камере в начале впуска; частоты вращения двигателя; продолжительности фазы впуска; конструкции (длины и диаметра) впускного тракта, включая карбюратор и фильтр очистки воздуха; объема кривошипной камеры; давления в момент закрытия впускных окон; подогрева смеси от стенок камеры, неиспользуемого объема и др. Рассмотрим влияние этих факторов.
Давление в начале впуска. Анализ индикаторной диаграммы в кривошипной камере показывает (см. рис. 4.12), что для увеличения наполнения кривошипной камеры зарядом топливовоздушной смеси необходимо в момент начала впуска 3 иметь минимальное давление рк mln.
В этом случае скорость смеси на впуске будет наибольшей, что способствует увеличению т;ак. Как видно из диаграммы, минимальное давление рк mln зависит от длины впускного патрубка, вакуума в конце продувки. Чем больше длина патрубка и выше вакуум в кривошипной камере в конце продувки, тем ниже давление при движении поршня к ВМТ и к моменту открытия впускного окна.
Продолжительность фазы впуска. При симметричной фазе впуска с поршневым газораспределением колебания потока определяют процесс наполнения. Максимум наполнения кривошипной камеры соответствует какой-то определенной частоте. При уменьшении частоты происходит ярко выраженное снижение т;ок, когда поток смеси во впускном трубопроводе начинает двигаться назад, что приводит к уменьшению наполнения кривошипной камеры.
При несимметричном впуске (система с золотником или ОПК) процесс наполнения определяется движением поршня. При низких частотах вращения смесь во впускном патрубке следует за поршнем без большого замедления или опережения и собственные колебания возникают позднее. Поэтому обратного толчка (поршнем в начале его движения к НМТ) заряда смеси, поступившей в кривошипную камеру, в этом случае почти не происходит.
При высоких частотах вращения поток во впускном патрубке вначале отстает от поршня и в кривошипной камере возникает вакуум. Затем поток на впуске опережает поршень, который замедляет свой ход, наполняет кривошипную камеру. Давление в конце впуска должно быть самым высоким. Это подтверждено результатами сравнения лучшего симметричного и несимметричного впуска (см. рис. 2.2).
atо,9atо,9%%toto0,80,80,50,50,60,60,50,50,30,33000 4000 50003000 4000 5000Рис. 4.15. Скоростная характеристика двигателя MMB3-3.111 с кривошипной камерой различного объема:— — у = 396 си»; — Укз = 462 см»Рис. 4.15. Скоростная характеристика двигателя MMB3-3.111 с кривошипной камерой различного объема:— — у = 396 си»; — Укз = 462 см»Pg, МП а 0,7Pg, МП а 0,7д'ео^Кхвт-1*)д'ео^Кхвт-1*)Симметричная фаза (62° до ВМТ и 62° после ВМТ) при высоких частотах вращения почти соответствует по т;ок несимметричной фазе (фвп = = 150°), но на средних и низких частотах (начиная с п=3300 мин""1) т|ов ниже в среднем на 6... 10 %.Объем кривошипной камеры.Симметричная фаза (62° до ВМТ и 62° после ВМТ) при высоких частотах вращения почти соответствует по т;ок несимметричной фазе (фвп = = 150°), но на средних и низких частотах (начиная с п=3300 мин""1) т|ов ниже в среднем на 6... 10 %.Объем кривошипной камеры.0,10,1степень сжатиястепень сжатия500 Одним из наиболее существенных факторов, определяющих коэффи- зоо циент наполнения двигателя, явля- бооо п,мин ' ется объем Ук кривошипной камеры. При изменении Ув меняется вв кривошипной камеры:500 Одним из наиболее существенных факторов, определяющих коэффи- зоо циент наполнения двигателя, явля- бооо п,мин ' ется объем Ук кривошипной камеры. При изменении Ув меняется вв кривошипной камеры:
at
о,9
at
о,9
%
%
to
to
0,8
0,8
0,5
0,5
0,6
0,6
0,5
0,5
0,3
0,3
3000 4000 5000
3000 4000 5000
Рис. 4.15. Скоростная характеристика двигателя MMB3-3.111 с кривошипной камерой различного объема:
— — у = 396 си»; — Укз = 462 см»
Рис. 4.15. Скоростная характеристика двигателя MMB3-3.111 с кривошипной камерой различного объема:
— — у = 396 си»; — Укз = 462 см»
Pg, МП а 0,7
Pg, МП а 0,7
д'ео^Кхвт-1*)
д'ео^Кхвт-1*)
Симметричная фаза (62° до ВМТ и 62° после ВМТ) при высоких частотах вращения почти соответствует по т;ок несимметричной фазе (фвп = = 150°), но на средних и низких частотах (начиная с п=3300 мин""1) т|ов ниже в среднем на 6... 10 %.
Объем кривошипной камеры.
Симметричная фаза (62° до ВМТ и 62° после ВМТ) при высоких частотах вращения почти соответствует по т;ок несимметричной фазе (фвп = = 150°), но на средних и низких частотах (начиная с п=3300 мин""1) т|ов ниже в среднем на 6... 10 %.
Объем кривошипной камеры.
0,1
0,1
степень сжатия
степень сжатия
500 Одним из наиболее существенных факторов, определяющих коэффи- зоо циент наполнения двигателя, явля- бооо п,мин ' ется объем Ук кривошипной камеры. При изменении Ув меняется вв кривошипной камеры:
500 Одним из наиболее существенных факторов, определяющих коэффи- зоо циент наполнения двигателя, явля- бооо п,мин ' ется объем Ук кривошипной камеры. При изменении Ув меняется вв кривошипной камеры:
вв = УЖк»
где Ув — объем камеры в момент закрытия впускного окна; Ук — объем камеры в момент открытия поршнем продувочных окон.
Исследования влияния объема Ук (Ук1 = 396 см3 и Ук2 = = 462 см3) на скоростные характеристики двигателя MMB3-3.111 (рис. 4.15) с различной степенью сжатия в кривошипной камере (вк1 = 1,44; еч2 = 1,36) показали [191: с уменьшением объема Ук скоростные характеристики (а', фо, ре, ge) сдвигаются в область более высоких частот вращения (пропорционально уменьшению объема Ук, в среднем на 14%). Максимальные значения а', фа и ре и минимальные значения ge при этом близки. Объяснить это можно тем, что, хотя в кривошипной камере меньшего объема достигается большая степень сжатия рабочей смеси, объем заряда при этом уменьшается.
Осциллограммы изменения давления рк в кривошипной камере (рис. 4.16) позволяют объяснить изменение скоростных характеристик двигателя в зависимости от объема Ук кривошипной камеры. Объем заряда, поступившего в камеру, определяется максимальным давлением в ней в начале сжатия, т. е. в момент закрытия впускного окна. Давление в конце впуска больше в кривошипной камере большего объема при частоте менее 4000 мин""1, а максимальное давление в конце впуска в камере меньшего объема при частоте выше 4000 мин-1.
При частоте 4000 мин-1 и выше давление в конце фазы сжатия и начала продувки больше у двигателя с кривошипной камерой меньшего объема. Изменение скоростной характеристики двига- 128
Рис. 4.16. Осциллограммы давления рк в кривошипной камере двигателя ММВЗ-З.111 при частоте вращения п = 5870 мин""1:
/ — впуск; 2 — сжатие; 3 — продувка; 4 — расширение; — VR = 462 см*;
7К = 396 см=
теля в зависимости от объема кривошипной камеры показывает, что, изменяя объем Ук в зависимости от режима работы двигателя, можно добиться более благоприятного изменения характеристики. Способы регулирования объема кривошипной камеры рассмотрены выше.
СИСТЕМА ПРОДУВКИ
Улучшение показателей двухтактных ДВС может быть достигнуто более качественной продувкой. Наибольшее влияние на качество продувки оказывают выпускная система, фазы газораспределения, размеры и форма продувочных и выпускных окон и каналов. Процесс продувки зависит прежде всего от времени — сечения открытия продувочных окон (их высоты и ширины), площади поперечного сечения продувочных каналов, их длины, углов входа продувочных струй в цилиндр, частоты вращения п.
Задаваясь для проектируемого (или модернизируемого) двухтактного ДВС целесообразной диаграммой газораспределения, несложно определить необходимую высоту окон, например, по методу Брикса (табл. 4.6).
Время-сечение продувочных окон
1,
F (фпр)^/.
Значения время-сечения окон, отнесенные к рабочему объему цилиндра в 1 л, для двигателей мотоциклов имеют пределы, приведенные в табл. 4.6.
Раньше в двухтактных карбюраторных ДВС широко применяли поперечно-петлевую схему продувки с дефлектором на поршне. Такая схема не обеспечивает качественной очистки цилиндров от смеси. В настоящее время поперечную продувку с дефлектором используют редко. Вместо нее применяют другие схемы продувки,
5 В. М. Кондрашов и др.129
4.6. Параметры гвдрораспределеяия для различных окон
Определяемые параметры
Впускного
Продувочного
Выпускного
Фаза газораспределения, ° Относительная' высота окна, К
122 ... 156
20 ... 40
106 ... 139
16 ...22
132 ... 190
29 ... 55
"yh'"> мма-с/л
6 ...8
6 ... 9
13 ... 15
при которых необходимое направление потоков рабочей смеси и ОГ организуется соответствующим расположением окон и каналов.
Наиболее распространена возвратно-петлевая продувка (с двумя продувочными каналами типа Шнюрле) (рис. 4.17). Двухканальная продувка не всегда обеспечивает необходимое качество газообмена и продувки. Существенное улучшение мощностных
продувки:продувки:Рнс. 4.17. Схемы возвратно-петлевой
продувки:
продувки:
° ' ДвУхкаваль11ая: б — трехкаиальная; в — четырехканалкпио- , нал, 2 - цилиндр; 3 - выпускной кавал; 4 _ допо^ты^^^^
хЗО
Рио. 4.18. Цилиндр о четырехкавальной системой продувки мотоциклов фирмы Кавасаки:
о — схема; б «• развертка; I — впускной кавал; 2 — цилиндр; 3 ■• продувочные оияа; 4 — выпускное канал
показателей двигателей получается при введении третьего продувочного канала 4 напротив выпускного окна. Для продувки через дополнительный канал 4 на поршне предусматривают специальное окно. Дополнительный продувочный канал позволил устранить образование скопления ОГ над головкой поршня. В результате увеличилось наполнение ци
линдра, улучшились охлаждение поршня и смазывание игольчатого подшипника верхней головки шатуна. Мощность двигателей повысилась на 10 %, прогары поршней и поломки подшипника верхней головки шатуна устранены.
Для увеличения наполнения (например, на ДВС мотоциклов «ИЖ-Юпитер») применяют четырехканальную систему продувки (рис. 4.17, в) с двумя дополнительными продувочными каналами. Схема расположения окон и развертка цилиндра 2 с двумя дополнительными продувочными каналами показана на рис. 4.18. Такая схема газораспределения применена, например, на мотоциклах фирмы Кавасаки. В табл. 4.7 приведены параметры системы газораспределения и основные размеры окон ДВС трех моделей мотоциклов фирмы Кавасаки.
При идеальном процессе газообмена топливовоздушная смесь должна полностью вытеснять ОГ из цилиндра. В действительности вытеснение без перемешивания смеси с ОГ неосуществимо. Потери заряда могут быть существенными. Только при оптимальном проектировании размеров продувочных каналов и окон эти потери можно свести к минимуму.
Эпюры распределения скоростей при различных вариантах четырехканальной продувки опытных цилиндров позволяют оценить, насколько проектируемая система продувки приближается к идеальной (рис. 4.19). На рис. 4.19, а смесь распространяется по диагонали, что может привести к формированию потока, проходящего прямо к выпускным окнам. Зоны перемешивания по обе стороны от этого потока смеси также снижают эффективность продувки. Две зоны у боковых стенок цилиндра (рис. 4.19, б) ухудшают качество продувки, так как способствуют перемешиванию свежего заряда с продуктами сгорания. Эпюры (рис. 4.19, в, г)
Параметры
51КН2Б
S2
S3KH400
Уд, сма
Л’е, кВт
250
350
j 400
п, мин-*
20,6
32,3
28
Фазы газораспределения по углу по-
7500
8000
7000
ворота коленчатого вала °- впуск продувка
выпуск
Размеры окон по рис. 4.18, мм:
130
120
166
146
116
178
146
116
172
В
33,7
31
33
С
22
24
22,5
D
30
35,5
36
Е
F
9
12,5
12,5
11
11
11,5
о
22,6
22,6
22,6
н
30
36
36
55,2
54,5
55,5
90
90
90
50
50
70
„‘
82,4|
81,6
82.1
4.7. Параметры системы Кавасаки трех моделей
гавораспределекия двигателей фирмы
движется с максимальной скоростью В центре цилиндра скорость близкадвижется с максимальной скоростью В центре цилиндра скорость близкаблизки к идеальным. Смесь у задней стенки цилиндра, к нулю
движется с максимальной скоростью В центре цилиндра скорость близка
движется с максимальной скоростью В центре цилиндра скорость близка
Продувочные каналы имеют обычно форму по типу А или В. Плавный поворот у каналов формы типа В мало влияет на максимальную мощность, но имеет преимущества в диапазоне низких и средних частот вращения п.
Рис. 4.19. Эпюры распределения скоростей (м/с) заряда при продувие: а — неблагоприятного: б — с перемешиванием заряда и ОГ; у, г — близкого к идеальному; I — сторона продувки; /Z — сторона выпускаРис. 4.19. Эпюры распределения скоростей (м/с) заряда при продувие: а — неблагоприятного: б — с перемешиванием заряда и ОГ; у, г — близкого к идеальному; I — сторона продувки; /Z — сторона выпуска
Рис. 4.19. Эпюры распределения скоростей (м/с) заряда при продувие: а — неблагоприятного: б — с перемешиванием заряда и ОГ; у, г — близкого к идеальному; I — сторона продувки; /Z — сторона выпуска
Рис. 4.19. Эпюры распределения скоростей (м/с) заряда при продувие: а — неблагоприятного: б — с перемешиванием заряда и ОГ; у, г — близкого к идеальному; I — сторона продувки; /Z — сторона выпуска
При прямоугольном изгибе колена сопротивление потоку зависит от радиусов изгиба колена. Чем больше радиус, тем меньше сопротивление потоку при одинаковых площадях входного и выходного сечений. Следует избегать отрыва потока от стенок каналов, так как это приводит к значительным потерям энергии потока. Форма канала С постоянного сечения с сужающейся выходной частью обеспечивает безотрывное течение. Для эффективности процесса газообмена большое значение имеют углы входа продувочных каналов в цилиндр. От них зависят структура и направление потока смеси в цилиндре. Горизонтальный угол а, = 50...60° (см. рис. 4.17, б), причем большее значение соответствует более высокому форсированию двигателя. Вертикальный угол а2 = - 40...45°.
На двигателях с четырехканальной продувкой (см. рис. 4.17, в) горизонтальный угол дополнительных каналов а8 = 80...90° при отношении площадей сечений дополнительного и основного сечений продувочных окон, равном приблизительно 0,4 [21. Вертикальный угол а2 в таких системах продувки изменяется в широких пределах: для главных продувочных каналов от 75 (мод. ТД2 фирмы Ямаха, 250 см3) до 90° (мод. Т7?2, 350 см8); для дополнительных каналов от 45 (Т7?2) до 90° (ТД2).
При правильно выбранных углах и размерах продувочных каналов свежая смесь движется сначала к задней стенке цилиндра, затем поднимается в камеру сгорания, омывая свечу зажигания и вытеснив ОГ нз объема цилиндра, подходит к выпускным окнам.
Если углы и размеры продувочных каналов выбраны неверно, то значительная часть свежей смеси при продувке может попасть в выпускное окно, а полость цилиндра плохо очистится от ОГ. В результате увеличатся прямой выброс топлива,его расход, снизится мощность двигателя и повысится токсичность ОГ.
Для организации эффективной продувки важное значение имеет симметричность продувочных окон, углов входа и размеров продувочных каналов относительно выпускного окна При несимметричности продувочных потоков происходит образование вихрей и интенсивное перемешивание свежей смеси с ОГ, что также увеличивает прямой выброс топлива, а следовательно, коэффициент остаточных газов.
При несимметричных фазах газораспределения (получаемых с помощью золотника или ОПК, установленного на впуске) может быть получено необходимое перекрытие периодов впуска смеси в кривошипную камеру и продувки цилиндра, что позволит повысить Г)о.
Совершенство газообмена определяется не только формой и размерами продувочных каналов, но и перепадом давления в кривошипной камере и цилиндре, от которого зависит скорость продувочных струй, а также настройкой системы продувки. Перепад давления определяется степенью вк сжатия смеси в кривошипной камере, а следовательно, конструкцией кривошипной камеры.
133
2000 ^000 6000 8000 10000 п, мин-12000 ^000 6000 8000 10000 п, мин-1Рис. 4.20, Изменение необходимой длины £цр продувочных каналов в зависимости от частоты вращения п коленчатого вала двигателя
2000 ^000 6000 8000 10000 п, мин-1
2000 ^000 6000 8000 10000 п, мин-1
Настройка системы продувки зависит от правильного выбора длины продувочных каналов.
Кривошипная камера с продувочными каналами является резонатором Гельм-
гольца, который можно рассчитать по известным формулам. При продувке в системе кривошипная камера — продувочные каналы возникают колебания, частота которых зависит от геометрических размеров этой системы. Как и в случае впуска, продувка должна проводиться только за 1/2 периода колебания. Если продолжительность продувки превышает 1/2 периода колебания, происходит обратный выброс смесн в кривошипную камеру, а при полном периоде колебания вся
смесь вернется в кривошипную камеру.
Расчет двигателя «Адлер-250» (Ук = 274 см3, фцр = 112°, Lnp — 6,13 см, Кцр = 2,1 см2) показал, что наилучшее наполнение обеспечивается при частоте п = 10 830 об/мин. Такие частоты для серийных двухтактных ДВС пока неприемлемы. На рис. 4.20 показаны зависимости необходимой средней длины Lnp продувочных каналов для достижения наилучшего наполнения. Для двигателя «Адлер-250» при частоте вращения п — 3000 мин-1 требуется средняя длина продувочных каналов Lnp « 80 см, что конструктивно выполнить невозможно.
Из идеальной зависимости колебаний давления рк двигателя «Адлер-250» следует, что вакуум в кривошипной камере приходится на 1/4...3/4 периода колебаний в продувочных каналах (6670...20 000 мин-1). Второй диапазон, соответствующий вакууму в кривошипной камере, составляет 5/4...7/4 периода колебаний в продувочных каналах (2860...4000 мин-1). Поэтому систему продувки можно настроить не на 1/2, а на 3/2 периода колебаний.
При настройке на 3/2 периода колебаний необходимая длина продувочных каналов значительно уменьшается. Для увеличения длины продувочных каналов и радиусов поворота двухтактных ДВС применяют цилиндры с «отдаленной» продувкой.
ЦИЛИНДРЫ
Конструкция и объем цилиндра оказывают существенное влияние на показатели двухтактных ДВС. Как уже отмечалось, одним из наиболее распространенных методов повышения мощности является увеличение числа цилиндров. Большинство двухтактных двигателей рабочим объемом выше 250 см3 имеют по два цилиндра. 134
Таким образом частично решается проблема балансировки двигателя.
Что дает уменьшение рабочего объема цилиндра? Во-первых, при меньшем рабочем объеме цилиндра получается меньший объем кривошипной камеры при положении поршня в ВМТ, что повышает частоту вращения, а следовательно, улучшает наполнение. Во-вторых, можно увеличить удельную площадь сечения окон газораспределения, не удлиняя фаз. Увеличение числа цилиндров позволяет заметно поднять литровую (до 80 ... 100 кВт) и поршневую (до 0,6 ... 1 кВт/см2) мощности ДВС как улучшением наполнения, так и увеличением частоты вращения и степени сжатия. Однако установлено, что уменьшать рабочий объем одного цилиндра целесообразно лишь до 50 см8. Дальнейшее снижение рабочего объема и увеличение числа цилиндров нецелесообразно вследствие как технологических трудностей, так и трудностей охлаждения цилиндров в двигателях мотоциклов.
Выше рассматривалось, что процессы, происходящие в цилиндре, оказывают доминирующее влияние на процесс газообмена. В частности, изменение давления в цилиндре в период продувки сказывается на очистке и наполнении кривошипной камеры. Давление в цилиндре зависит от фаз газораспределения, в том числе и от фазы предварения выпуска и изменения давления в выпускной системе.
хода
даны
ниже.
7
14
21
28
0,078
0,313
0,705
1,25
125
139
154
167
24,1
29,3
34,5
39,7
Исследование влияния фазы выпуска на двигателе MMB3-3.111 проводилось как без выпускной, так и с выпускной системой 119]. Фазы Афвыц предварения выпуска и соответствующие им удельные время—сечения предварения выпуска А^вып/Иа, фазы фВыП выпуска и доли фвЫп потерянного хода даны ниже.
(рис. 4.21) имеет(рис. 4.21) имеетДфвып поворота коленчатого вала, ^Fвыn/Vh> мм?-с/л Фвып поворота коленчатого вала, ° Фвып. % (от S)
(рис. 4.21) имеет
(рис. 4.21) имеет
При увеличении фазы предварения выпуска место снижение среднего значения противодавления Арц в цилиндре за период продувки (рис. 4.21), что улучшает истечение рабочей смеси из кривошипной камеры. (Параметры а', фо, р'с, g'c характеризуют работу двигателя без выпускной системы.)
Вследствие увеличения Арц происходит рост коэффициента фо
избытка продувочной смеси со смещением максимума в сторону более высоких частот вращения. При частотах п, меньших тех, что соответствуют фотах, снижение фб объясняется обратным выбросом смеси из кривошипной камеры. Возрастание коэффициента избытка воздуха а при п « 4100 мин-1 обусловлено возросшими колебаниями во впускной системе, кривошипной камере и продувочных каналах. Обеднение смеси на этой частоте вращения отражается и на протекании скоростной характеристики ga.
Дрц,кПа
300040005000 п,минч
Рис. 4.21. Скоростная характеристика двигателя MMB3-3.111 при изменении фазы Д<Рвып предварения выпуска
Основная часть прямого выброса смеси из цилиндра приходится на период выпуска, определяемого продолжительностью фазы предварения выпуска. При снижении частоты (ниже 4100 мин-1) по мере увеличения фазы предварения выпуска существенно возрастает удельный расход gs топлива и снижается ре. Это объясняется увеличением прямого выброса и ухудшением наполнения цилиндра, что связано также с уменьшением действительного рабочего объема цилиндра.
При росте частоты (выше 4100 мин-1) по мере увеличения фазы предварения выпуска наблюдается повышение ре, которое вызвано увеличением коэффициента фб и улучшением наполнения. Рост удельного расхода ge топлива при этом объясняется увеличением прямого выброса топливной смеси. Иллюстрацией к этим положениям служат диаграммы изменения давления рк в кривошипной камере при частоте п = 3000 и 5000 мин-1 (рис. 4,22). 136
Рис. 4.22. Осциллограммы давления рк двигателя MMB3-3.1H при фазе предварения выпуска Лфвып = 28°:
/ — впуск; 2 — сжатие; 3 — продувка; 4 — расширение; — - — п = 3000 мин-1; — п — 5000 мии-1
Импульс противодавления Арц в начале процесса продувки приводит к забросу ОГ в кривошипную камеру и обусловливает образование блуждающих волн давления в продувочных каналах. С увеличением Афвып максимальное давление Лрц импульса, а следовательно, амплитуда волн давления в процессе продувки уменьшаются. К концу продувки амплитуды уже не оказывают значительного влияния на давление в начале впуска. При уменьшении фазы предварения выпуска степень вакуума к началу и избыточное давление к концу фазы впуска возрастают.
Влияние конструкции и объема цилиндров двухтактных ДВС на выделение токсичных веществ с их ОГ довольно противоречиво. Отмечено, что при сгорании смеси в цилиндрах малого объема образуется сравнительно больше углеводородов, чем в цилиндрах большого объема. Это можно объяснить тем, что для расширения рабочего объема в большинстве случаев увеличивают диаметр цилиндра, что приводит к повышению температуры стенок камеры сгорания. Рост температуры стенок камеры сгорания обусловливает снижение концентрации углеводородов в ОГ. Однако данный вывод справедлив лишь при условии, что изменяется только рабочий объем двигателя, а все остальные параметры (степень сжатия, фазы газораспределения, частота и другие) остаются постоянными.
КАМЕРА СГОРАНИЯ
Как было показано выше, эффективные показатели двигателя зависят от ряда факторов, в том числе от термического КПД я* двигателя, полноты сгорания т|п. с топлива, потерь теплоты в системе охлаждения двигателя и др. Термический КПД двигателя связан только со степенью сжатия. Увеличение степени сжатия ограничено, как известно, появлением детонационного сгорания.
Степень сжатия и потери теплоты в процессе горения определяются конструкцией камеры сгорания. Двухтактные ДВС имеют камеры сгорания обычно компактной полусферической формы
Рис, 4.23. Камеры сгорания двухтактных двигателей:
а —> полусферическая; б -— полусферы чео кая без антндетонационной щелн; в — шатровая
^от24- ВлиЯиие Формы камер сгорания ва показатели двигателя «Вос- кoд■ZuU)>:
сферическая без антидетона"сферическая без антидетона"—“— — серийная полусферическая;
сферическая без антидетона"
сферическая без антидетона"
ционной щели; —-• —. — шатровая
(рис. 4.23, а, б) с кольцевой или полукольцевой щелью, образующейся по краям камеры, когда поршень приближается к ВМТ. Топливовоздушная смесь выбрасывается из этой щели в центр камеры, где установлена свеча зажигания, что способствует росту скорости и полноте сгорания топлива. Иногда применяют камеры сгорания шатровой формы с поверхностью, близкой к минимальной при заданном объеме (рис. 4.23, в).
Влияние формы камеры сгорания на мощностные, экономические и токсические показатели двигателя мотоцикла «Восход-250» можно оценить по рис. 4.24. Лучшие мощностные показатели обеспечиваются при полусферической (серийной) камере сгорания, а лучшие экономические и токсические — при шатровой. Наибольший выброс углеводородов наблюдается у двигателя со сферической камерой без антидетонационной щели, что подтверждается пониженной температурой Тог и большими удельными расходами ge топлива на всех скоростных режимах.
Степень сжатия (7,5; 8,2; 9,8; 12,2) существенно влияет на выбросы углеводородов, поскольку при ее увеличении возрастает относительная площадь поверхности зоны гашения пламени у стенок в процессе сгорания топлива в цикле. Минимальная объемная концентрация СН наблюдается при работе двигателя с меньшими степенями сжатия. При понижении степени сжатия от 12,2 до 7,5
Рис. 4.25, Схемы камер сгорания, создающих вихревое движение при сжатии смеси:
а — типа Заурер (двигатель «Трабант Р50», в' = 8,6); б — лемннскатной формы (Р50, в = 8,6); в — частичный тангенциальный ввод заряда («Трабант Р50>, в = 8,8); г — то же («Трабант Р6О>, в '= 8,75); д — то же, камера сгорания расположена в поршне; 8 — камера в головке с выступом на днище поршня для усиления вихря; об ^ выступ на головке, камера в поршне
г зг зобъемная концентрация СН в ОГ двигателя уменьшается в 2,5 ... 3 раза на всех скоростных режимах, тогда как объемная концентрация СО остается практически постоянной.
г з
г з
В двухтактных двигателях с петлевой продувкой для улучшения смесеобразования топливовоздушной смеси при сжатии можно придать организованное вихревое движение. Для этого используют камеры сгорания различной формы (рис. 4.25). На двухтактных карбюраторных ДВС автомобилей «Трабант Р50» со сте
пенью сжатия 8,6 были исследованы камеры сгорания 4 различной формы, размещенные в головке 2, и определено их влияние на мощностные и экономические показатели. Применение камеры типа Заурер (рис. 4.25, а) не эффективно (что объясняется ее малой компактностью) ни при центральном А, ни при эксцентричном В положении свечи 3 зажигания.Камера с лемнискатным профилем в зоне движения потока и свечой 3, расположенной у входа в камеру сгорания, существенного улучшения показателей двигателя также не дала (рис. 4.25, б). В этой камере оказалась занижена площадь сечения горловины 5, связывающей ее с цилиндром /. Двигатель с камерой такой формы имел хорошие пусковые качества. Исследовались камеры, имеющие каналы 6, придающие входящей топливовоздушной смеси тангенциальное движение (рис. 4.25, в—ж). В осесимметричных камерах (рис. 4.25, в, г), кроме осевого основного входа горючей смеси, имеются тангенциально направленныепенью сжатия 8,6 были исследованы камеры сгорания 4 различной формы, размещенные в головке 2, и определено их влияние на мощностные и экономические показатели. Применение камеры типа Заурер (рис. 4.25, а) не эффективно (что объясняется ее малой компактностью) ни при центральном А, ни при эксцентричном В положении свечи 3 зажигания.Камера с лемнискатным профилем в зоне движения потока и свечой 3, расположенной у входа в камеру сгорания, существенного улучшения показателей двигателя также не дала (рис. 4.25, б). В этой камере оказалась занижена площадь сечения горловины 5, связывающей ее с цилиндром /. Двигатель с камерой такой формы имел хорошие пусковые качества. Исследовались камеры, имеющие каналы 6, придающие входящей топливовоздушной смеси тангенциальное движение (рис. 4.25, в—ж). В осесимметричных камерах (рис. 4.25, в, г), кроме осевого основного входа горючей смеси, имеются тангенциально направленныеканалы.
пенью сжатия 8,6 были исследованы камеры сгорания 4 различной формы, размещенные в головке 2, и определено их влияние на мощностные и экономические показатели. Применение камеры типа Заурер (рис. 4.25, а) не эффективно (что объясняется ее малой компактностью) ни при центральном А, ни при эксцентричном В положении свечи 3 зажигания.
Камера с лемнискатным профилем в зоне движения потока и свечой 3, расположенной у входа в камеру сгорания, существенного улучшения показателей двигателя также не дала (рис. 4.25, б). В этой камере оказалась занижена площадь сечения горловины 5, связывающей ее с цилиндром /. Двигатель с камерой такой формы имел хорошие пусковые качества. Исследовались камеры, имеющие каналы 6, придающие входящей топливовоздушной смеси тангенциальное движение (рис. 4.25, в—ж). В осесимметричных камерах (рис. 4.25, в, г), кроме осевого основного входа горючей смеси, имеются тангенциально направленные
пенью сжатия 8,6 были исследованы камеры сгорания 4 различной формы, размещенные в головке 2, и определено их влияние на мощностные и экономические показатели. Применение камеры типа Заурер (рис. 4.25, а) не эффективно (что объясняется ее малой компактностью) ни при центральном А, ни при эксцентричном В положении свечи 3 зажигания.
Камера с лемнискатным профилем в зоне движения потока и свечой 3, расположенной у входа в камеру сгорания, существенного улучшения показателей двигателя также не дала (рис. 4.25, б). В этой камере оказалась занижена площадь сечения горловины 5, связывающей ее с цилиндром /. Двигатель с камерой такой формы имел хорошие пусковые качества. Исследовались камеры, имеющие каналы 6, придающие входящей топливовоздушной смеси тангенциальное движение (рис. 4.25, в—ж). В осесимметричных камерах (рис. 4.25, в, г), кроме осевого основного входа горючей смеси, имеются тангенциально направленные
Опыты с камерой с частично тангенциальным вводом заряда, проведенные на двигателе Р60, показали значительно лучшую экономичность. Мощность двигателя при использовании главных жиклеров НО и 115 возросла во всем диапазоне частот, а при 139
жиклере 105 рост мощности происходит до частоты вращения 3000 мин-1, уменьшение удельного расхода ge топлива составляет 30 г/(кВтч) по сравнению с базовой моделью. По предварительным оценкам склонность к детонации экспериментальных моделей двигателей ниже. Проверка этих опытных камер сгорания при эксплуатации двигателей на трех автомобилях «Трабант 601» (при в, равной 8,5; 9,0 и 9,25) в условиях движения в городе показала снижение расхода ge топлива от 0,6 до 1,75 л на 100 км пути. Кроме того, улучшились работа на повышенных частотах, приемистость.
Таким образом, в результате выбора оптимальных формы и конструкции камеры сгорания можно существенно улучшить показатели двухтактных ДВС.
Для уменьшения передачи теплоты от ОГ к поверхности камеры сгорания и днищу поршня последние необходимо тщательно полировать. С повышением степени сжатия при оптимальной форме камеры сгорания снижаются площадь поверхности теплоотдачи и тепловые потери.
СИСТЕМА ВЫПУСКА
Создание эффективной системы выпуска связано со значитель- ными трудностями. Рассмотрим влияние конструкции выпускной трубы. Пусть выпускная система состоит только из выпускной трубы постоянного сечения (рис. 4.26, а). При такой выпускной системе достигается хорошая очистка цилиндра, которой не пре- питствует выпускная труба. ОГ, вытекая из цилиндра в выпускную трубу со сверхзвуковой скоростью, создают волну давления (Рвып > Ро), которая при изменении поперечного сечения канала или трубы создает отраженную волну. В случае увеличения площади сечения возникают волны разрежения, а при сужении сечения — волны положительного давления. При постоянной площади сечения большая часть энергии ОГ теряется. Только очень небольшие волны разрежения отражаются к выпускным окнам. Если правильно выбрать длину трубы, то эти пульсации могут несколько улучшить продувку.
В коническом диффузоре (рис. 4.26, б) создаются более интенсивные волны разрежения и ОГ отсасываются из цилиндра. Но этот эффект характерен только для ограниченного диапазона высоких частот вращения при определенных размерах диффузора и длины выпускной трубы. При пониженных частотах вращения результат может быть отрицательный.
В некоторых двухтактных двигателях выпускная труба после расширяющегося конического участка может сужаться снова (рис. 4.26, а). К концу такой трубы присоединен отрезок трубы постоянного диаметра. При наличии сужения в конце трубы после диффузора создаются отраженные волны давления (второй пик давления). Детали конструкции такой выпускной системы определяют форму кривой изменения давления.
Рис. 4.26. Индикаторные диаграммы при выпускных трубах разной конструкции: а — постоянного сечения; б — с коническим диффузором; в — с сужением после диффузора: 1 — открытие выпускных окон (<Р0-ВЫП); 2 — открытие продувочных окон (<pQ пр);3 — закрытие продувочных окон (ра, цр); 4 — закрытие выпускных окон (фв вып)Рис. 4.26. Индикаторные диаграммы при выпускных трубах разной конструкции: а — постоянного сечения; б — с коническим диффузором; в — с сужением после диффузора: 1 — открытие выпускных окон (<Р0-ВЫП); 2 — открытие продувочных окон (<pQ пр);3 — закрытие продувочных окон (ра, цр); 4 — закрытие выпускных окон (фв вып)Рис. 4.27. Диаграмма идеального изменения давления рвып У выпускного окна двигателя с выпускной трубой типа ВРис. 4.27. Диаграмма идеального изменения давления рвып У выпускного окна двигателя с выпускной трубой типа В
Рис. 4.26. Индикаторные диаграммы при выпускных трубах разной конструкции: а — постоянного сечения; б — с коническим диффузором; в — с сужением после диффузора: 1 — открытие выпускных окон (<Р0-ВЫП); 2 — открытие продувочных окон (<pQ пр);
3 — закрытие продувочных окон (ра, цр); 4 — закрытие выпускных окон (фв вып)
Рис. 4.26. Индикаторные диаграммы при выпускных трубах разной конструкции: а — постоянного сечения; б — с коническим диффузором; в — с сужением после диффузора: 1 — открытие выпускных окон (<Р0-ВЫП); 2 — открытие продувочных окон (<pQ пр);
3 — закрытие продувочных окон (ра, цр); 4 — закрытие выпускных окон (фв вып)
Рис. 4.27. Диаграмма идеального изменения давления рвып У выпускного окна двигателя с выпускной трубой типа В
Рис. 4.27. Диаграмма идеального изменения давления рвып У выпускного окна двигателя с выпускной трубой типа В
Для увеличения мощности необходимо, чтобы цилиндр быстро очищался от ОГ, а в течение всего периода продувки должен преобладать вакуум для лучшего опорожнения камеры. Затем от конца продувки, или несколько раньше, отраженная от сужающейся части волна давления должна возвращаться к выпускному окну и возвращать в цилиндр часть заряда топливовоздушной смеси, попавшей в выпускную систему (рис. 4.27). Настройку выпускной системы на определенный скоростной режим работы двигателя необходимо проводить параллельно с подбором фаз газообмена.
Фаза выпуска. Наивыгоднейшая фаза открытия выпускных окон для ДВС гоночных мотоциклов равна приблизительно 100° до ВМТ и после. При более раннем открытии мощность повышается только при больших частотах. Поэтому важно правильно определить размеры выпускных окон, которые зависят от типа двигателя и его назначения. Причем изменение высоты выпускного окна наиболее существенно влияет на работу двигателя.
Высота выпускного окна связана с требуемой максимальной мощностью, высотой продувочных окон и фазой предварения выпуска, необходимой для снижения давления в цилиндре к началу продувки до значения, близкого к значению давления в кривошипной камере.
Влияние доли потерянного хода на топливную экономичность и токсичность ОГ было исследовано на двигателе «Восход-250». В исходном варианте цилиндра было использовано овальное выпускное окно 3 (штриховые линии, рис. 4.28). Для достижения на первых опытных образцах двигателя мощности 12,5 кВт при частоте 5200 мин-1 доля потерянного хода фвып = 0,43. Следствием этого явились высокий контрольный расход топлива на
Рнс. 4.29. Выпускная труба с сужением после дяффузора и цилиндрической частью за нимРнс. 4.29. Выпускная труба с сужением после дяффузора и цилиндрической частью за ним1 — продувочные окна; 2 — впускное окно;3 — выпускные окна; — — — — исходный вариант; —— >—> конечный вариант1 — продувочные окна; 2 — впускное окно;3 — выпускные окна; — — — — исходный вариант; —— >—> конечный вариант
Рнс. 4.29. Выпускная труба с сужением после дяффузора и цилиндрической частью за ним
Рнс. 4.29. Выпускная труба с сужением после дяффузора и цилиндрической частью за ним
1 — продувочные окна; 2 — впускное окно;
3 — выпускные окна; — — — — исходный вариант; —— >—> конечный вариант
1 — продувочные окна; 2 — впускное окно;
3 — выпускные окна; — — — — исходный вариант; —— >—> конечный вариант
100 км (7,6 л вместо заданных 5 л) и неблагоприятная зависимость изменения крутящего момента, что затруднило движение на мотоцикле при четырехступенчатой коробке передач. Ни предельным обеднением смеси до ухудшения тяговых качеств мотоцикла, ни применением трехканальной продувки и соответствующей настройки выпускной системы снизить контрольный расход топлива до заданного значения не удавалось. Было решено уменьшить долю потерянного хода. Вместо овального выпускного окна было применено низкое широкое окно 3 (сплошные линии) с перемычкой, что позволило сохранить время—сечение предварения выпуска.
При уменьшении доли потерянного хода до фвып = 0,33, некотором сокращении продолжительности фаз продувки и впуска при соответствующей настройке было достигнуто снижение контрольного расхода топлива на 100 км пути (с 7,6 до 4,6 ... 5 л), расхода топлива по ездовому циклу на 100 км пути (с 6 ... 8,4 до 4 ... 4,3 л), выбросов окиси углерода СО (с 24 до 8 г), углеводородов СН (с 10 до 4,2 г). При этом улучшилась зависимость крутящего момента, и максимальная мощность возросла на 6 %.
Выбор необходимой ширины окон газораспределения следует проводить с учетом опасности повреждения поршневых колец о его кромки и утечек свежей смеси. Максимальная угловая ширина выпускного окна в серийных двигателях практически не превышает 65°, а в двигателях спортивных мотоциклов — 70°. Ширина выпускного окна должна составлять 20 % периметра окружности поверхности цилиндра. Довольно существенное влияние на показатели двигателя оказывают формы выпускного канала и кромок выпускных окон.
Чтобы избежать потерь от удара и вихреобразования в период выпуска ОГ при повороте вала на первых 50° нижнюю поверхность выпускного канала следует выполнить наклонной. Как показывают результаты продувки, после открытия окон на 20 % ОГ вытекают из цилиндра под углом 80°. При скруглении кромок 142
Характеристика по рис. 4.30Ре шах» МПаU. мI0,85 ... 0,950,2 ... 0,05II6,7 ... 0,850,35 ... 0,2III0,6 ... 0,70,5 ... 0,35IV0,5 ... 0,6Свыше 0,5Характеристика по рис. 4.30Ре шах» МПаU. мI0,85 ... 0,950,2 ... 0,05II6,7 ... 0,850,35 ... 0,2III0,6 ... 0,70,5 ... 0,35IV0,5 ... 0,6Свыше 0,54.8. Значения длины L^ трубы для различных двигателей4.8. Значения длины L^ трубы для различных двигателей
Характеристика по рис. 4.30
Ре шах» МПа
U. м
I
0,85 ... 0,95
0,2 ... 0,05
II
6,7 ... 0,85
0,35 ... 0,2
III
0,6 ... 0,7
0,5 ... 0,35
IV
0,5 ... 0,6
Свыше 0,5
Характеристика по рис. 4.30
Ре шах» МПа
U. м
I
0,85 ... 0,95
0,2 ... 0,05
II
6,7 ... 0,85
0,35 ... 0,2
III
0,6 ... 0,7
0,5 ... 0,35
IV
0,5 ... 0,6
Свыше 0,5
4.8. Значения длины L^ трубы для различных двигателей
4.8. Значения длины L^ трубы для различных двигателей
днища поршня и выпускных окон повышается начальный пик давления. При малом открытии окон ввиду скругления кромок канал становится подобен соплу Лаваля с переменным сечением, что позволяет увеличить коэффициент расхода от 0,78 до 0,85. При правильном выборе радиуса
закругления снижается удельный расход топлива. Так, на одноцилиндровом двигателе с цилиндром диаметром 90 мм и ходом поршня 125 мм удельный расход топлива уменьшился с 300 г/(кВт-ч) при острых кромках до 268 г/(кВт-ч) при скругленных.
Оптимальные размеры выпускной системы. Выбор оптимальных размеров выпускной системы представляет довольно сложную задачу. Как было показано (см. рис. 4.26), наиболее благоприятный характер изменения давления рвып у выпускного окна достигается при выпускной трубе (рис. 4.29) с сужением после диффузора и цилиндрической частью за ним.
Размеры каждой части выпускной системы можно оптимизировать с тем, чтобы получить лучшие показатели двигателя на определенном режиме. Размеры выпускной трубы можно определить с помощью эмпирических формул. Длину трубы Lx можно выбрать на основе статистических данных, полученных в результате анализа выполненных конструкций (табл. 4.8). Она зависит от скоростной характеристики двигателя, определяемой его назначением (рис. 4.30).
Влияние длины Ьг выпускной трубы на изменение давления Рвып в выпускной системе исследовалось на двигателе ММВЗ-3.111 с трубами разной длины (£г = 340, 430 и 550 мм), диаметром DT = 40 мм и постоянным положением диафрагм — конфузора длиной 1050 мм (рис. 4.31). Амплитуда и форма волны давления зависят от давления, создаваемого колебаниями в трубе с диффузором и колебаниями предшествующего цикла [191.
При частоте вращения 3000 мин-1 волна подпора подходит к выпускному окну при положении поршня вблизи НМТ (сплош-
Рнс. 4.30. Типы скоростных характеристик двигателей различного иазиачення:
I — гоночные мотоциклы; II —• спортивные, кроссовые мотоциклы; III — дорожно-транспортные мотоциклы; IV — дорожные мотоциклы, снегоходы; V — без выпускной системы
Рис. 4.31. Осциллограммы изменения давления рвып У выпускного окна двигателя с выпускной трубой разной длины Lt при различной частоте вращения коленчатого вала:
а — ^i = 340 мм; б — Lt — 430 мм; в — Lj = 500 мм; 1 — выпуск; 2 — продувка; п = 3000 мин”1;п = 5870 мин”1
ные линии), при и — 4000 мин""1 — смещена к началу фазы дополнительного выпуска, при п = 5000 мин""1 — приходится на фазу дополнительного выпуска, а при п = 5870 мин""1 — достигает выпускного окна после фазы дополнительного выпуска (штрих- пунктирные линии).
Наибольшая амплитуда волны подпора наблюдается при короткой трубе и снижается при увеличении ^. При уменьшении длины Ьг максимум ре перемещается от 5000 мин""1 (при LT = = 500 мм, L = ИЗО мм) к 5100 мин""1 (при Lx = 430 мм, L = = 1060 мм) и к 5300 мин""1 (при Lx = 340 мм, L — 970 мм). i Таким образом, при увеличении длины Lt кривая изменения ре и крутящего момента сдвигается в сторону малых частот вращения, а при уменьшении Lx — в область высоких частот. Оптимальная длина Lx = (5 ... 6) DT. С уменьшением Lt, например от 230 j до 180 мм, мощность Ne возрастает от 8 до 9,2 кВт (рис. 4.32, а).|
Внутренний диаметр трубы Ог (см. рис. 4.29) может быть(
определен из соотношенияI
Di = К 4^/л,
Рнс. 4.32. Влияние длин элементов выпускной трубы на максимальную мощность Ne двигателя
где Fy = (1,3 ... 1,75) ^.ы» FT — площадь сечения выпускной трубы; Fo. вып —- площадь сечения выпускных окон.
Угол ад раскрытия диффузора принимается из условия обеспечения безотрывного течения: ад = 6 ... 10°. Длина конической части диффузора La определяется углом ад и диаметром Вй глушителя, который принимается из соотношения
Оа =/4№
F» = (3,5 ... 4,5) Fv
Характер изменения коэффи
циента а избытка воздуха в за
Рис. 4.33. Осциллограммы изменения давления рвып в выпускной системе при изменении угла раскрытия диффузора:1 — выпуск; 2 — продувка;— ад = 4“ 24'; — ад = 7° 20'Рис. 4.33. Осциллограммы изменения давления рвып в выпускной системе при изменении угла раскрытия диффузора:1 — выпуск; 2 — продувка;— ад = 4“ 24'; — ад = 7° 20'висимости от угла раскрытия диффузора при работе с выпускной системой или без нее в основном не меняется. Влияние диффузора на коэффициент ф0 избытка продувочной смеси особенно заметно на низких и средних частотах вращения, значение ф0 при наличии трубы с диффузором существенно превышает соответствующий показатель двигателя без выпускной системы. При работе двигателя на высоких частотах значения Фо и ре двигателя без выпускной системы больше. Такой характер изменения ф0 и ре обусловлен изменением давления рзып в выпускной системе при наличии диффузора (рис. 4.33) [19]. При увеличении угла ад раскрытия диффузора давление на выпуске 1 в период продувки уменьшается, что способствует снижению противодавления на выпуске. В конце фазы продувки 2 при низких частотах вращения волна давления в период дополнитель-
Рис. 4.33. Осциллограммы изменения давления рвып в выпускной системе при изменении угла раскрытия диффузора:
1 — выпуск; 2 — продувка;— ад = 4“ 24'; — ад = 7° 20'
Рис. 4.33. Осциллограммы изменения давления рвып в выпускной системе при изменении угла раскрытия диффузора:
1 — выпуск; 2 — продувка;— ад = 4“ 24'; — ад = 7° 20'
3000 4000 5000 6000 п, мин-13000 4000 5000 6000 п, мин-1ного выпуска препятствует утечке рабочей смеси из цилиндра. При высоких частотах (п > 5000 мин-1) в системах с диффузорами волна противодавления смещается кного выпуска препятствует утечке рабочей смеси из цилиндра. При высоких частотах (п > 5000 мин-1) в системах с диффузорами волна противодавления смещается кРис. 4.34. Влияние цилиндрической части глушителя на изменение среднего эффективного давления ре двигателя М53КН фирмы Симсои (Уд = 50 см3): 1 — L, = 0; 2 — Li = 100 мм; 3 — L, =- = 200 мм
3000 4000 5000 6000 п, мин-1
3000 4000 5000 6000 п, мин-1
ного выпуска препятствует утечке рабочей смеси из цилиндра. При высоких частотах (п > 5000 мин-1) в системах с диффузорами волна противодавления смещается к
ного выпуска препятствует утечке рабочей смеси из цилиндра. При высоких частотах (п > 5000 мин-1) в системах с диффузорами волна противодавления смещается к
системах Влияниесистемах ВлияниеНМТ, что уменьшает степень вакуума в первой половине фазы продувки, а возникновение вакуума в конце продувки способствует беспрепятственному выбросу смеси из цилиндра. В . результате происходит снижение <р0 и ре в с диффузорами при высоких частотах вращения.
системах Влияние
системах Влияние
размеров цилиндрической части глушителя (L3, D^ и положения конфузора (L4, D3) проявляются в характере изменения давления в выпускной системе. Изменяя длину L3 цилиндрической части трубы и положение конфузора, можно смещать характеристику двигателя в необходимом направлении (рис. 4.34). Выбирая длину L3, можно повысить максимальную эффективную мощность Ne в определенном диапазоне частот благодаря дозарядке цилиндра (см. рис. 4.32). Однако на других частотах происходит ухудшение показателей. С увеличением длины L3 уменьшается номинальная мощность, но значительно возрастает ее значение в диапазоне средних частот вращения.
Диаметр цилиндрической части глушителя рекомендуется принимать Da = (2 ... 2,2) Dv При изменении диаметра D2 (сохранении других размеров выпускной системы) изменяется угол раскрытия диффузора, поэтому влияние Da аналогично влиянию угла ад. С увеличением диаметра Da (так же как ад) возрастает интервал по углу поворота коленчатого вала, при котором существует зона вакуума на средних скоростных режимах. Но вакуум при этом понижается, так как возникает отраженный импульс давления выпуска и амплитуда волны давления уменьшается. Увеличение Ьа способствует росту ре на средних режимах. Такие результаты получаются лишь в диапазоне углов раскрытия диффузора ад = 6 ... 10°. Дальнейшее увеличение угла ад и диаметра Da приводит к ухудшению показателей двигателей. При высоких частотах увеличение О2 обусловливает резкое снижение амплитуды волны подпора, вызванной наложением волн давления и разрежения. Это приводит к снижению рв при высоких частотах.
Длина L4 конфузорного участка глушителя влияет на показатели двигателя следующим образом. Если конус участка Lt невелик (большая длина L^, то мощность двигателя при частотах 146
вращения выше номинальных снижается медленно. При малой длине L4 мощность падает быстро. Рекомендуемая длина L4 = = (1 ... 2,5) Dt.
Концевой участок глушителя длиной L5 также оказывает некоторое влияние на показатели двигателя Ls. При росте Le и уменьшении диаметра D3 максимальная мощность двигателя и кривая крутящего момента смещаются в область больших частот. Уменьшение длины Lb способствует повышению максимальной мощности на малых частотах (см. рис. 4.32). Уменьшение диаметра Ds вызывает перегрев днища поршня.
Таким образом, конструкция газовоздушного тракта двухтактного карбюраторного двигателя существенно влияет на характер изменения коэффициентов а избытка воздуха, <р0 продувочной смеси, использования продувочной смеси, а также на мощностные, экономические и токсические показатели двигателя. Выбором оптимальных размеров конструкции элементов газовоздушного тракта можно достичь значительного улучшения показателей двигателя.
ВЛИЯНИЕ РЕЖИМОВ РАБОТЫ НА ПОКАЗАТЕЛИ ДВИГАТЕЛЕЙ
Наибольшее влияние на показатели двигателей, безусловно, оказывает качество процесса горения, который, в свою очередь, определяется составом смеси, режимом работы двигателя, углом опережения зажигания, содержанием масла в топливе и другими факторами.
Влияние состава смеси. Зависимость выброса вредных веществ с ОГ от состава смеси (см. рис. 4.5) свидетельствует о том, что наименьшей токсичностью обладают ОГ при а > 0,95. Минимальное содержание СО и СН соответствует регулировке двигателя на состав смеси, близкий к экономичному.
Влияние состава топливовоздушной смеси на экономические и токсические показатели двигателя MMB3-3.111 можно оценить с помощью рис. 4.35. Изменение состава смеси обеспечивалось подъемом иглы дроссельной заслонки (йдр) и регулировками карбюратора (винтом качества карбюратора).
Изменение состава смеси с помощью регулировочного винта оказывает заметное влияние на показатели двигателя. Удельный расход ge топлива снижается на всех исследованных скоростных режимах до минимального при 1,5 оборотах винта качества от полностью завернутого состояния. Массовые выбросы СО и СН также снижаются по мере обеднения смеси винтом качества и имеют минимальное значение при повороте винта на 1 ... 1,5 оборота. Наибольшее влияние состав смеси оказывает на выбросы СО. В указанном диапазоне положений винта качества выбросы СО изменяются почти в 2 раза, тогда как изменение СН не превышает 13 %.
Рис. 4.35. Изменение экономических и токсических показателей двигателя MMB3-3.111 в зависимости от коэффициента избытка воздуха
Состав смеси и показатели двигателя зависят также от положения дозирующей иглы карбюратора. При поднятии иглы, т. е. обогащении топливовоздушной смеси, происходит увеличение выбросов СО почти в 2 раза, а СН — на 5...7 %. Влияние типа карбюратора и его регулировок уже описано в предыдущем разделе и будет рассмотрено при ходовых испытаниях мотоциклов.
Влияние скоростного режима. Влияние частоты вращения коленчатого вала на отдельные показатели ДВС при работе по скоростной характеристике установить трудно в связи с тем, что при этом изменяется целый комплекс параметров, определяющих рабочий процесс (качество процесса газообмена, теплообмен, турбулизация заряда в цилиндре, опережение зажигания, скорость воздуха в диффузоре карбюратора и др.).
При работе двигателя по внешней скоростной характеристике (с карбюратором К62И) мощность двигателя до Nemax увеличивается, а удельный расход ge топлива снижается. С ростом частоты п возрастает объемная доля вредных веществ в ОГ. При п = 4500... 5000 мин"1 массовая доля СО может составить 11 %, а углеводородов — 7500 млн"1. Столь высокое содержание СО и СН в первую очередь обусловлено значительным обогащением топливовоздушной смеси, приготовляемой карбюратором К62И.
Влияние нагрузочного режима. Показатели ДВС зависят от величины открытия дроссельной заслонки карбюратора. При от- 148
$т,кг/ч$т,кг/чРис. 4.37. Изменение расхода топлива Ст.д главной дозирующей системы, GTxx системы холостого хода и 2 Ст суммарного двигателем в зависимости от высоты ЛдР подъема иглы дроссельной заслонки (двигатель ММВЗ-З.115 при п = 3500 мин“х)Рис. 4.37. Изменение расхода топлива Ст.д главной дозирующей системы, GTxx системы холостого хода и 2 Ст суммарного двигателем в зависимости от высоты ЛдР подъема иглы дроссельной заслонки (двигатель ММВЗ-З.115 при п = 3500 мин“х)Ne,KSrNe,KSrРис. 4.38. Влияние опережения зажигания на показатели двигателя «Восход-250»Рис. 4.38. Влияние опережения зажигания на показатели двигателя «Восход-250»крытии дроссельной заслонки на 1/2 максимальная мощность снизилась на 20%,в тожевремя
$т,кг/ч
$т,кг/ч
Рис. 4.37. Изменение расхода топлива Ст.д главной дозирующей системы, GTxx системы холостого хода и 2 Ст суммарного двигателем в зависимости от высоты ЛдР подъема иглы дроссельной заслонки (двигатель ММВЗ-З.115 при п = 3500 мин“х)
Рис. 4.37. Изменение расхода топлива Ст.д главной дозирующей системы, GTxx системы холостого хода и 2 Ст суммарного двигателем в зависимости от высоты ЛдР подъема иглы дроссельной заслонки (двигатель ММВЗ-З.115 при п = 3500 мин“х)
Ne,KSr
Ne,KSr
Рис. 4.38. Влияние опережения зажигания на показатели двигателя «Восход-250»
Рис. 4.38. Влияние опережения зажигания на показатели двигателя «Восход-250»
удельный расход топлива во всем диапазоне частот уменьшился в среднем на 42%. Такому снижению удельного расхода топлива соответствует уменьшение содержания вредных выбросов в ОГ. При среднем положении дроссельной заслонки (по сравнению с полным открытием) объемная доля СО и СН в ОГ снизилась в 2 ... 3 раза, а массовая доля СО составила 2 ... 4 %, СН —- 3500 ... 4500 млн'1.
Зависимости изменения расходов GT топлива, GB воздуха, коэффициента а от высоты /гдр подъема иглы дроссельной заслонки карбюратора свидетельствуют о том, что при переходе от режима неполного открытия заслонки (50 %) к режиму полного открытия коэффициент а снижается от 1,1 до 0,8 (рис. 4.36). В результате повышаются расход топлива и токсичность ОГ. Изменение расходов топлива 0т.д главной дозирующей системой, GtXx системы холостого хода и SGT суммарного расхода в зависимости от высоты Лдр подъема иглы дроссельной заслонки такое, что при подъеме дроссельной заслонки (открытия от 50 до 100 %) расход топлива карбюратором увеличивается вдвое (рис. ^4.37). Таким образом, нагрузочный режим, определяемый высотой /1ДР, оказывает решающее влияние на мощностные, экономические и токсические показатели ДВС.
Влияние угла опережения зажигания. Изменение показателей двигателя «Восход-250» (рис. 4.38) в зависимости от опережения зажигания в пределах 6 = 0,7 ... 4,7 мм до ВМ1 (при частоте вращения 4000 мин-1 и 50%-ном открытии дроссельной заслонки показывает:
Рис. 4.39. Влияние объемной доли gM масла в топливе на показатели двигателя «Вос- ход-250» (п = 4000 мин-1, дроссельная заслонка открыта на 50%)
максимальная мощность Ne двигателя, минимальные удельный расход ge топлива и содержание СО в ОГ наблюдаются при 6 = = 2,7 мм;
массовая доля углеводородов СН при уменьшении опережения зажигания снижается и достигает минимума при 6 = 0,7 мм до ВМТ. Массовая доля СН вы
явлена при 6 = 1,7 мм до ВМТ. По мере изменения 6, соответствующего раннему зажиганию, концентрация СН убывает, что объясняется лучшим протеканием процесса горения, а также более интенсивным окислением СН в выпускной системе двигателя (ввиду увеличения температуры ОГ).
Влияние содержания масла в топливе. По результатам исследования влияния содержания масла в топливе на показатели ДВС (рис. 4.39), номинальная мощность Ме двигателя при объемной доле gM масла в топливе (10 ... 0,8%) практически не меняется, а минимальный удельный расход топлива достигается при объемной доле масла 1 ... 4 %. Изменение концентрации СО и СН в ОГ
на всех скоростных режимах аналогично зависимости удельного расхода топлива. Минимальная объемная доля СО и СН в ОГ наблюдается при объемной доле масла в топливе 4 %.
ВЛИЯНИЕ СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ
Двухтактные карбюраторные двигатели могут нормально работать при довольно ограниченном диапазоне температур отдельных элементов. Так, температура цилиндра не должна превышать 453 ... 493 К, так как в противном случае резко снижается сопротивляемость масляной пленки и увеличивается изнашивание от трения. При температуре ниже 353 К вязкость масла повышается и смесеобразование ухудшается. Температура головки цилиндра обычно немного выше. Поступающая в камеру сгорания рабочая смесь нагревается и расширяется, снижая коэффициент наполнения. Кроме того, при повышении температуры головки возрастает опасность детонационного горения. Поэтому температура головкн должна быть ниже 493 К.
Снижая температуру головки, можно уменьшить подогрев топливовоздушной смеси от ее стенок, повысить степень сжатия без 150
4.9. Основные параметры систем охлаждения двухтактных ДВС мотоциклов
Действительная степень сжатия.
«2
К
детонационного сгорания, т. е. улучшить мощностные, экономические и токсические показатели двухтактных ДВС.
Для двигателей мотоциклов, мотороллеров, снегоходов применяют в основном воздушную систему охлаждения, т. е. отвод теплоты осуществляют потоком воздуха, создаваемым при движении мотоцикла или нагнетаемым вентилятором (у мотороллеров и снегоходов). Охлаждение встречным потоком воздуха проще: отсутствует вентилятор, а следовательно, затраты мощности на его привод, меньше габариты и масса. Основные параметры систем охлаждения встречным потоком воздуха некоторых двухтактных ДВС мотоциклов представлены в табл. 4.9. Существенный недостаток такой системы охлаждения — перегрев двигателя при движении мотоцикла в тяжелых дорожных условиях на малой скорости.
Для двухтактных ДВС мотоцикла с воздушным охлаждением необходимо отводить около 580 ... 700 Вт количества теплоты на 1 кВт мощности двигателя для поддержания заданной температуры. Как видно из табл. 4.9, на цилиндр приходится 30 ... 60 %, а на головку — 33 ... 70 % отводимого количества теплоты.
В двухтактных ДВС наиболее термически напряженная зона находится над выпускным окном.
В системе с воздушным охлаждением при скорости движения 36 км/ч с поверхности площади 1 м2 можно отвести 50 ... 70 Вт/м2 количества теплоты, а при скорости 72 км/ч —90 ... 120 Вт/м2. Циркуляцией воды вокруг гильзы цилиндра двигателя (при скорости 1 м/с) можно отвести 1750 ... 3700 Вт/м2 с единицы площади поверхности контакта.
Чтобы уравнять эффективность систем воздушного и водяного охлаждения, площади наружных поверхностей цилиндров и головки двигателя первой системы должны быть в 8 ... 20 раз больше площади внутренней, поглощающей теплоту.
Соотношения площадей внешней охлаждающей поверхности (Зохл) и внутренней поглощающей теплоту (5ПОГЛ) современных двухтактных ДВС мотоциклов воздушного охлаждения приведены ниже.
Рабочий объем Ид, см8 . . 50 125 175 250
8... 10 12... 15 16... 20 20... 25 ^погл
Площадь охлаждающей поверхности в значительной степени зависит от рабочего объема цилиндра. Малообъемный цилиндр длинноходового двигателя может иметь хорошее охлаждение. С увеличением высоты ребер возрастает теплоотдача. Рост коэффициента теплоотдачи ак наблюдается и при увеличении скорости потока. При очень большой высоте ребер сопротивление потоку воздуха между ребрами повышается и коэффициент теплоотдачи снижается. Оптимальное отношение высоты ребра к шагу hja = = 6/1. Для современных двухтактных ДВС отношение hja = = 4 ... 6,7 для цилиндров и 3,75 ... 6,8 для головок.
Материал
С £
Ь О.»
. ч 2
2 о ле С О и< Ь о'кей
Серый чугун (3% С)
293
55
Хромоникелевая
373
62
сталь
Алюминий
293
200
4.10. Значения теплопроводности материалов, применяемых для изготовления цилиндров и головок4.10. Значения теплопроводности материалов, применяемых для изготовления цилиндров и головокОребрение «ежиком» (см. рис. 2.6) при отношении hja = = 6 дает лучшее охлаждение при низких скоростях. Коэффициент ак больше на 12 % при 30 км/ч и ниже при более высоких скоростях (на 2,5 % меньше при скорости 100 км/ч).
4.10. Значения теплопроводности материалов, применяемых для изготовления цилиндров и головок
4.10. Значения теплопроводности материалов, применяемых для изготовления цилиндров и головок
Теплоотдача от поверхности цилиндра происходит неравномерно. Между передней и тыльной частями цилиндра отношение коэффициентов те-
плоотдачи 7,5 : 1 при скорости 51 км/ч и 4,5 : 1 при скорости 123 км/ч. Теплоотдача от стенок цилиндра и головки зависит от многих факторов, в том числе от теплопроводности материала, толщины стенок, разности температур между внутренней и наружной поверхностями. Наиболее часто применяемые для изготовления цилиндров и головок металлы имеют теплопроводность, приведенную в табл. 4.10.
Поскольку алюминий обладает значительно лучшей теплопроводностью, при изготовлении цилиндров современных ДВС отдается предпочтение алюминиевым сплавам.
Комбинированные цилиндры (чугунные с алюминиевыми ребрами) имеют средние значения теплопроводности, близкие к теплопроводности цилиндров из алюминиево-магниевого сплава с внутренней облицовкой твердым хромом.
Для улучшения охлаждения фирма БМВ увеличила на 50 % площадь поверхности охлаждения головки (удлинено каждое второе ребро) и провела «чернение» головки из легкого сплава. Средняя температура «черненой» головки снизилась в среднем на 40 °C. Изменение температур tT головок и /ц цилиндра двухтактных ДВС фирмы БМВ в зависимости от скорости о движения мотоцикла и степени сжатия е получено при движении мотоцикла БМВ с полностью открытой дроссельной заслонкой и частотой вращения двигателя 4500 мин-1. При оребрении «ежиком» повышение температуры при переходе с четвертой передачи на первую будет значительно меньше, чем при обычной серийной головке. Цилиндр из легкого (алюминиевого) сплава обеспечивает лучшее распределение температур и кроме того, имеет следующие преимущества: при одинаковом пределе детонационного горения температура у его вершины может быть снижена со 160 (чугун) до 140 °C (легкий сплав), мощность двигателя увеличена на 13 %, а удельный расход топлива уменьшен в среднем на 10 %;
зазор между поршнем и цилиндром может быть уменьшен на 0,25 ... 0,33 принятых величин и практически постоянен во всем диапазоне рабочих температур. Вследствие этого снижаются утечки газов и потери сжатия, уменьшается износ;
при одинаковой степени сжатия температура головки может быть снижена на 10 ... 20 °C, что связано с лучшей передачей теплоты от головки к цилиндру;
при одинаковой толщине стенок разность температур головки и основания цилиндра составляет для чугуна 368 К, а для легкого сплава 353 К, разность температур его передней и задней части 353 К для чугуна и для легкого сплава 303 К;
более высокая теплопроводность легкого сплава обеспечивает лучшее использование охлаждающей поверхности. Таким образом, преимущества цилиндра из легкого сплава очевидны.
Эффективность системы охлаждения имеет для двухтактного двигателя особенно важное значение, поскольку частота рабочих циклов у него вдвое выше, чем у четырехтактного. Зона в средней части цилиндра, где расположены газораспределительные окна, подвержена очень неравномерному нагреву: с одной стороны, происходит выход ОГ, а с другой — вход холодной рабочей смеси. Связанное с этим коробление зеркала цилиндра может вызвать утечку смеси и ОГ, падение мощности или даже заедание поршня. Поэтому в двухтактных двигателях все чаще используют водяное охлаждение. Качество наполнения цилиндра рабочей смесью и проблема охлаждения двухтактного двигателя взаимосвязаны, так как с ростом теплоотдачи от картера двигателя, поршня, цилиндра и головки топливовоздушная смесь расширяется в объеме и массовое наполнение цилиндра смесью уменьшается. Максимальная мощность двухтактных ДВС вследствие этого снижается на 10 ... 20 % сразу после начала работы двигателя при максимальной нагрузке. На современных двухтактных ДВС мотоциклов все чаще применяют принудительное водяное охлаждение.
Иногда используют комбинированную систему охлаждения! головка охлаждается воздухом, а цилиндр — водой. Но в большинстве случаев водой охлаждается и головка цилиндра. Водяную рубашку цилиндров и головок выполняют с оребрением для дополнительного охлаждения встречным воздухом. Комбинированное (воздушно-жидкостиое) охлаждение двигателя позволяет! улучшить мощностные, экономические и токсические показатели двигателя; повысить степень сжатия и коэффициент наполнения; устранить тепловые напряжения в головке и выравнять температурное поле цилиндра. Исследования теплового состояния двигателя показали:
температура воды значительно влияет на тепловое состояние цилиндра и головки, наиболее теплонапряженными являются внутренние участки цилиндра и камеры сгорания;
самую высокую температуру имеет зеркало цилиндра. На всех режимах работы температура двигателя не превышает 433 К при полном открытии дроссельной заслоики. Температурная неравномерность составляет 15 ... 60 °C;
температурное поле головки цилиндра довольно равномерное. Температурная неравномерность не превышает 34 °C.
154
ДВИГАТЕЛИ С ЛЕПЕСТКОВЫМИ КЛАПАНАМИ НА ВПУСКЕ
СХЕМЫ И КОНСТРУКЦИИ ДВИГАТЕЛЕЙ
Наиболее значительные работы по созданию, исследованиям и применению ОПК провела фирма Ямаха. На дорожных моделях мотоциклов ОПК 2 (см. рис. 2.1) используется в сочетании с перепускным каналом 5 продувки, расположенным напротив канала выпуска.
Интересное решение найдено фирмой КТМ (Австрия): впускной канал 2 в стенке цилиндра / разделен по вертикали на верхнюю и нижнюю части (рис. 5.1). При движении поршня к ВМТ ОПК 3, установленный в нижней части канала, открывается и смесь поступает в цилиндр по обеим частям канала. По мере повышения давления в кривошипной камере клапан 3 перекрывает нижнюю часть канала и смесь проходит через верхнюю часть канала. При движении поршня от ВМТ и перекрытии верхней части канала смесь может дополнительно поступать в картерное пространство через нижний канал, благодаря чему улучшается наполнение и повышается мощность.
Анализ схем и конструкций двухтактных двигателей с ОПК на впуске показывает, что существующие двигатели можно разделить по типу применяемых на них ОПК: на полнопоточные, когда вся горючая смесь, приготовленная карбюратором, проходит через лепестковый клапан (рис. 5.2, а) и частично поточные с клапаном, установленным параллельно основному каналу, когда только часть рабочей смеси проходит в кривошипную камеру через клапан (рис. 5.2, б).
ЗИД совместно с Владимирским политехническим институтом создали и исследовали двигатели мотоциклов «Восход» рабочим объемом цилиндров 175, 200 и 250 см3 с ОПК на впуске с полнопоточными и частично поточными схемами.
Двигатели мотоциклов «Восход-ЗМ-Спорт» и «Восход-175 СМБ-3» рабочим объемом цилиндра 175 см3 имеют полнопоточный клапан. На двигателе мотоцикла «Восход-ЗМ-Спорт» клапан 3 установлен наклонно к оси цилиндра 4 для лучшего поступления топливовоздушной смеси в цилиндр (рис. 5.3). Карбюратор / соединен впускным каналом с установленными в нем ОПК переходником 2. Мотоцикл «Восход-ЗМ-Спорт» является модификацией мотоцикла «Восход-ЗМ» и отличается от него только конструкцией двигателя.
Phg. 5.1. Двигатель фирмы КТМ с ОПК на впуске
Рис. 6.8. Двигатель мотоцикла <Восход-ЗМ-Сворт» с ОПК на впуске
Мотоцикл «Восход-175 СМБ-3» предназначен для игры в мотобол. Техническая характеристика двигателей этих мотоциклов приведена в табл. 5.1.
Цилиндр двигателя «Восход-ЗМ-Спорт» с полнопоточным лепестковым клапаном на впуске выпускают в двух исполнениях: с постоянной фазой впуска продолжительностью 135° поворота
Рис. 5.2. Принципиальные схемы двигателей с ОПК иа впуске:
° — полнопоточная; 6 — частично поточная; 1 — кривошипная кямепя- 2впускной канал; 3 - ОПК: 4 - карбюратор; 6 - дроссельная заслонканательный впускной канал дроссельная заслонка,
— основной б — допол-
Наименование
«Восход-ЗМ* Спорт*
<Восход-175
СМБ-3>
Тип карбюраторного двигателя
Двухтактный
Возвратно-петлевая продувка
Трехканальная
Шестиканальная
Число цилиндров
Одни, наклоненный вперед
Диаметр цилиндра, мм
61,75
61,75
Ход поршня, мм
Рабочий объем цилиндра, см*
58
58
173,7
173,7
Геометрическая степень сжатия
9,5
14
Максимальная мощность, кВт/частота вращения, мки-1
10,3
5700
13,25
6500
18,8
19.6
Максимальный крутящий момент, Н-м/частота вращения, мни*"1
Литровая мощность, кВт
5250
Ж
59,3
76,3
Охлаждение
Воздушное
Смазывание
Добавлением масла к топливу
Фазы газораспределения:
впуск в кривошипную камеру
Лепестковый клапан
продувка, соответствующая углу поворота коленчатого вала, °
выпуск, соответствующий углу по-
125
125
160
160
ворота коленчатого вала, °
Карбюратор
К-62В
Система зажигания
С генератором
Электронное
переменного тока
бесконтактное
Опережение зажигания
Постоянное за 27° до ВМТ
Постоянное
5.1. Техническая характеристика двигателей
Рио. 5.4. Цилиндр двигателя еВосход-ЗМ- Спорт* с ОПК на впуске;
/ — основной продувочный канал; 2 — гильза цилиндра; 3 — дополнительные впускные окна: 4 — основное впускное окно; 5 — рубашка цилиндра; 6 — юбка поршня; 7 — отверстие в юбке поршня
коленчатого вала, управляемой поршнем и двухканальной продувкой, и с расширенной фазой впуска, управляемой клапаном и трехканальной продувкой. Расшире
ние фаза впуска достигается путем сверления одного или нескольких отверстий 7 в юбке поршня (рис. 5.4).
Третий продувочный канал располагается напротив выпускного окна (ширина 12 мм, угол выхода канала в цилиндр 45°, высота равна высоте основного продувочного канала). Цилиндр двигателя «Восход-175СМБ-3» имеет шестиканальную продувку (рис. 5.5). Форма основных четырех продувочных каналов 5 получена экспериментальным путем и обеспечивает лучшую по сравнению с трехкаиальной продувкой аэродинамическую структуру потока рабочей смеси и более качественную очистку рабочего объема цилиндра от ОГ. Два дополнительных продувочных канала 2, расположенных над впускным окном 1 под углом 35° к оси цилиндра, соединены непосредственно с клапанной камерой каналом 7, что при определенных условиях способствует поступлению рабочей смеси в цилиндр непосредственно из впускного канала.
Установка полнопоточного шестилепесткового клапана в ка
нале 7 цилиндра, имеющего фланец для его крепления, позволила значительно расширить фазу впуска. Дополнительные окна в юбке
Рис. 5.5. Цилиндр и гильза двигателя «Восход-175СМБ-3»:Рис. 5.5. Цилиндр и гильза двигателя «Восход-175СМБ-3»:а — цилиндр; б — гильза; 1 — впускное онио; 2 — дополнительный продувочный канал; 3 —- ребро; 4 — выпускной канал; 5 — основные продувочные каналы; 6 — рубашка цилиндра; 7 — впускной канала — цилиндр; б — гильза; 1 — впускное онио; 2 — дополнительный продувочный канал; 3 —- ребро; 4 — выпускной канал; 5 — основные продувочные каналы; 6 — рубашка цилиндра; 7 — впускной канал
Рис. 5.5. Цилиндр и гильза двигателя «Восход-175СМБ-3»:
Рис. 5.5. Цилиндр и гильза двигателя «Восход-175СМБ-3»:
а — цилиндр; б — гильза; 1 — впускное онио; 2 — дополнительный продувочный канал; 3 —- ребро; 4 — выпускной канал; 5 — основные продувочные каналы; 6 — рубашка цилиндра; 7 — впускной канал
а — цилиндр; б — гильза; 1 — впускное онио; 2 — дополнительный продувочный канал; 3 —- ребро; 4 — выпускной канал; 5 — основные продувочные каналы; 6 — рубашка цилиндра; 7 — впускной канал
Рис. 5.6. Головка цилиндра двигателя мотоцикла «Восход-175 СМБ-3» с ОПК на впуске
поршня соединяют кривошипную камеру с впускным трактом при повороте коленчатого вала на угол больше 200°. Благодаря этому продолжительность фазы впуска получается максимальной, впускное окно 1 поддерживается открытым полностью или частично в течение почти всего рабочего цикла.
Цилиндры рассматриваемых дви
гателей имеют большую площадь выпускного окна с перемычкой, охлаждаемой примыкающим к ней ребром 3. Цилиндры выполнены из алюминиевого сплава АЛ9. Гильза
цилиндра изготовлена из серого чугуна. Головка 1 цилиндра является наиболее теплонапряженной частью двигателя, так как в ней размещена камера сгорания (рис. 5.6). При веерном расположении охлаждающих ребер относительно полусферической камеры сгорания большее число ребер примыкает к наиболее нагретой части головки цилиндра, улучшая ее охлаждение. Центральное расположение камеры сгорания улучшает внешнюю скоростную характеристику двигателя по сравнению с характеристикой двигателя со смещенной камерой сгорания («Восход-175 СМБ-2»), Для надежного уплотнения газового стыка головку крепят к цилиндру 2 пятью шпильками. Головку цилиндра, цилиндр 2 и картер 3 двигателя для лучшей теплоотдачи покрывают черной краской (клей БФ-4 с нигрозином марки А). «Черненый» двигатель имеет меньшую теплонапряженность.
Для лучшей приработки поршня и возможности уменьшения радиального зазора между поршнем и зеркалом цилиндра боковые поверхности поршней рассмотренных двигателей выполняют бочкообразной и эллиптической формы. Применение поршня бочкообразной формы с овальной юбкой позволило получить хорошую его приработку по всей поверхности.
Исследования показали, что лучшие технология изготовления, надежность двигателя получаются при изготовлении поршней из алюминиевого сплава КС-740 методом штамповки. Картеры двигателей «Восход-ЗМ-Спорт» и «Восход-175 СМБ-3» изготовлены литьем под давлением из алюминиевого сплава АК5М7. В верхней части картера двигателя «Восход-ЗМ-Спорт» расположена нижняя оребренная часть цилиндра 4 (см. рис. 5.3) с впускным каналом, в котором предусмотрено посадочное место под четырехлепестковый клапан 3. Крепление цилиндра к картеру анкерное, четырьмя шпильками через головку цилиндра.
Воздушный фильтр / системы впуска хорошо зарекомендовал себя при эксплуатации двигателей (рис. 5.7). Карбюратор 2 кре-
Рис. 5.7. Система впуска двигателя:
1 — воздушный фильтр; 2 — карбюратор К-62; 3 — резиновая муфта; 4 — патрубок; 6 — хомуты; 6 — лепестковый клапан; 7 — прокладка
пится к цилиндру муфтой 3, выполненной из масло- и бензостойкой резины. В предыдущей модели карбюратор был жестко закреплен на двигателе. В результате установки резиновой муфты значительно уменьшился уровень вибрации карбюратора и снизился его нагрев, что положительно повлияло на процесс наполнения кривошипной камеры.
Полнопоточный четырехлепестковый клапан б для двигателя «Восход-ЗМ-Спорт» и шестилепестковый клапан для двигателя «Восход-175 СМБ-3» устанавливают в клапанную камеру картера или цилиндра и прижимают через прокладку 7 патрубком 4 карбюратора к картеру или цилиндру четырьмя шпильками.
Система выпуска двигателя «Восход-ЗМ-Спорт» имеет обычно нижнее расположение, а двигателя «Восход-175 СМБ-3» — верхнее (над двигателем с выходом на левую сторону). Геометрические размеры выпускного тракта подбирают экспериментально, исходя из условия газодинамической настройки выпускной системы. Выпускная система двигателя «Восход-175 СМБ-3» состоит из двух элементов: глушителя и глушащего насадка. Для удобства обслуживания мотоцикла, например быстрого съема глушителя, выпускную трубу цилиндрической частью вставляют в выпускной патрубок и притягивают двумя пружинами к раме.
Двигатель «Восход-250 СКУ-5» с ОПК на впуске предназначен для кроссовых мотоциклов наиболее распространенного класса 250 см3. Условия их эксплуатации позволяют в короткий срок выявить недостатки конструкций мотоцикла и двигателя. Двигатели современного кроссового мотоцикла, испытывающего огромные динамические и тепловые нагрузки, должны обладать очень высокой надежностью. Максимальная мощность лучших зарубежных двигателей таких мотоциклов Ne = 26,5 ...31 кВт (Мел = = 106 ... 125 кВт) при частоте вращения коленчатого вала п = = 7500 ... 8500 мин-1. Увеличение мощности двигателя свыше 31 кВт нецелесообразно, поскольку она не может быть реализована практически. Поэтому почти все отечественные предприятия работают не над увеличением мощности, а над улучшением скоростной характеристики на низких и средних частотах. Для этого 160
Рис. 5.8. Система впуска двигателя «Восход-250 СКУ-5» с жидкостным охлаждением:1 — карбюратор; 2 — переходник; 3 —- ОПК; 4 — цилиндрРис. 5.8. Система впуска двигателя «Восход-250 СКУ-5» с жидкостным охлаждением:1 — карбюратор; 2 — переходник; 3 —- ОПК; 4 — цилиндр
Рис. 5.8. Система впуска двигателя «Восход-250 СКУ-5» с жидкостным охлаждением:
1 — карбюратор; 2 — переходник; 3 —- ОПК; 4 — цилиндр
Рис. 5.8. Система впуска двигателя «Восход-250 СКУ-5» с жидкостным охлаждением:
1 — карбюратор; 2 — переходник; 3 —- ОПК; 4 — цилиндр
на впуске двигателя устанавливают ОПК, который обеспечивает автоматическое изменение длительности фазы впуска в зависимости от частоты вращения коленчатого вала двигателя.
Двигатель «Восход-250 СКУ-5» с ОПК на впуске имеет следующую техническую характеристику.
Тип двигателя D, мм S, мм Ne> кВт ЛДр, Н-м 8Топливо Карбюратор (диффузор) Зажигание Коробка передач Тип двигателя D, мм S, мм Ne> кВт ЛДр, Н-м 8Топливо Карбюратор (диффузор) Зажигание Коробка передач . Двухтактный одноцилиндровый карбюраторный
Тип двигателя
D, мм
S, мм Ne> кВт ЛДр, Н-м
8
Топливо
Карбюратор (диффузор) Зажигание Коробка передач
Тип двигателя
D, мм
S, мм Ne> кВт ЛДр, Н-м
8
Топливо
Карбюратор (диффузор) Зажигание Коробка передач
70
64
30,9
33,35
15
. Бензин с октавным числом ие ниже 85
. БИНГ (диаметр 38 мм)
. «Мотоплат»
. Пятиступенчатая
Двигатель жидкостного охлаждения выполнен в одном блоке с коробкой передач (рис. 5.8). Для достижения высоких мощностных показателей на впуске двигателя применен полнопоточный ОПК 3, а в цилиндре 4 — многоканальная возвратно-петлевая продувка. Продувочные каналы (четыре основных и два дополнительных) и фазы газораспределения подобраны экспериментально для получения необходимых мощностных показателей двигателя.
Через частично поточный клапан, установленный в канале 7, проходит только часть рабочей смеси (рис. 5.9). Основная часть смеси поступает по основному впускному каналу 6 при движении поршня к ВМТ. Таким образом, основной впускной канал открывается и закрывается поршнем с постоянной фазой впуска. А при впуске через дополнительный канал 7 создается асимметричная фаза впуска, изменяющаяся в зависимости от частоты, что способствует лучшему наполнению кривошипной камеры.
Головка и цилиндр двигателя выполнены из алюминиевого сплава АЛ9. Поверхность и форма оребрения выбраны с учетом
6 В. М. Кондратов я др. 1®1
обеспечения оптимального теплового режима. Гильза цилиндра изготовлена из высокопрочного чугуна с шаровидным графитом. Головка цилиндра, цилиндр и картер имеют «чернение». Благодаря бочкообразной форме поршня и овальной юбке удалось получить хорошую приработку поршня по всей поверхности.
Двигатель РМЗ-640 снегохода «Буран» с ОПК на впуске, дополнительными продувочными каналами и автоматически изменяющейся фазой впуска имеет два цилиндра (правый и левый) с впускными 3 и выпускными 7 каналами (рис. 5.10). Внутри цилиндров перемещаются поршни 8. Впускной коллектор состоит из переходника / к карбюратору, выполненного в виде диффузора, и корпуса 2 установки лепестковых клапанов, выполненного с общим входом и двумя расходящимися впускными каналами 3. В корпусе 2 помещены два полнопоточных четырехлепестковых клапана 10 впуска. Впускные каналы 3 заканчиваются впускными окнами и двумя дополнительными продувочными каналами, направленными под углом 30° к оси цилиндров 4. В поршнях 8 напротив впускных окон выполнены четыре впускных и перепускных окна 6. Продувочные каналы 5 сообщаются с кривошипной камерой 9.
1 '2 3 А 51 '2 3 А 5Рис. 5.9. Цилиндр двигателя «Восход-250 СКУ-5»:Рис. 5.9. Цилиндр двигателя «Восход-250 СКУ-5»:/ — выпускной канал; 2 — основные продувочные каналы; 3 — гильза цилиндра; 4 — рубашка цилиндра; 5 — дополнительный продувочный канал; 6 — впускной канал; 7 — дополнительный впускной канал; 8 — впускное окно/ — выпускной канал; 2 — основные продувочные каналы; 3 — гильза цилиндра; 4 — рубашка цилиндра; 5 — дополнительный продувочный канал; 6 — впускной канал; 7 — дополнительный впускной канал; 8 — впускное окноА" А
1 '2 3 А 5
1 '2 3 А 5
Рис. 5.9. Цилиндр двигателя «Восход-250 СКУ-5»:
Рис. 5.9. Цилиндр двигателя «Восход-250 СКУ-5»:
/ — выпускной канал; 2 — основные продувочные каналы; 3 — гильза цилиндра; 4 — рубашка цилиндра; 5 — дополнительный продувочный канал; 6 — впускной канал; 7 — дополнительный впускной канал; 8 — впускное окно
/ — выпускной канал; 2 — основные продувочные каналы; 3 — гильза цилиндра; 4 — рубашка цилиндра; 5 — дополнительный продувочный канал; 6 — впускной канал; 7 — дополнительный впускной канал; 8 — впускное окно
Рис. 5.10. Двигатель РМЗ-640 с ОПК на впуске 162
СХЕМЫ И КОНСТРУКЦИИ ОПК
ОПК должен обеспечивать: достаточную площадь проходного сечения при наименьших гидравлических потерях; быстроту открытия при небольших перепадах давления; своевременность закрытия; герметичность в закрытом состоянии; постоянство направления движения потока; необходимую надежность; управляемость потока смеси. Создание клапана, отвечающего всем этим требованиям для двигателя, работающего на скоростных режимах с и <; 10 000 мин-1, задача очень сложная и требует специальных исследований.
Первые ОПК были очень просты по конструкции (см. рис. 2.3). Основные причины, препятствовавшие широкому использованию пластинчатых клапанов в двухтактных карбюраторных ДВС, — значительное их газодинамическое сопротивление и недолговечность пластин, что особенно характерно для первых клапанов с пластинами, устанавливаемыми под углом 90° к направлению потока. Применение клапана, расположенного наклонно, во многом облегчило решение этих проблем. Затем стали изготовлять двигатели с лепестковым двусторонним V-образным клапаном с двумя окнами, соединенными патрубком с карбюратором, а для повышения мощности число лепестков удваивали. Создавались клапаны коробчатого сечения с лепестками, расположенными с четырех сторон и с одной, в виде пирамиды и т. п. Предлагались различные сочетания и комбинации лепестков в клапане.
Изготовители двигателей для картингов и лодочных моторов значительно усовершенствовали ОПК и улучшили работу двигателей. Повышение надежности пластинчатых клапанов может быть обеспечено, если поверхность седла клапана выполнить криволинейной. Радиус кривизны выбирают из соотношения Ril = = 5 ... 7,5, где R — радиус рабочей поверхности седла; I — длина плоской упругой пластины от места ее закрепления. Эта же цель может быть достигнута, если продольное сечение пластины клапана выполнить клинообразной формы с уменьшением толщины свободного конца.
Для двигателей мотоциклов «Восход-ЗМ», «Восход-ЗМ-Спорт» «Восход-200», «Восход-250 СКУ», «ИЖ-Юпитер-5», снегохода «Буран» изготовляется четырехлепестковый клапан (рис. 5.11, а). Особенностью этого клапана является то, что он целиком выполнен из пластмассы и пластины клапана садятся на необрезиненную поверхность в отличие от конструкции зарубежных клапанов. Пластина клапана с применением лазерной технологии разрезана на два лепестка по числу окон для прохода топливовоздушной смеси. Имеется ограничитель амплитуды подъема конца лепестков.
Для двигателей мотоциклов «Восход-175 СМБ-3», «Восход-200», «ИЖ-Планета» создан шестилепестковый клапан, конструкция которого аналогична предыдущей. Только ширина входного сечения клапана увеличилась с 42 до 57 мм (площадь входного сечения 6»163
Рии» 5» 1L Лепестковый ОПК*.
а — чегырехлсиесткоьый; б — двухчепсстАо^гйЯ, t
2 •—• пластина; 3 — ограничитель; 4 —. креие^ЫмЕ - ^
была больше на 23,85 %), числи икон д-ы про хода смеси и лепестков возросло до шести. Для двигателей мотоциклов «Восход-250 СКУ-5» в основном впускном канале применен чегырех- леиестковый клапан, а в дополнительном envcKHOM канале — двух лепестковый (рис. 5.11,6).
Конструкции рассмотренных клапанов, раз* меры, материалы деталей определены в результате стендовых испытаний двигателей и ходовых испытаний мотоциклов и снегоходов.
ВЫБОР МАТЕРИАЛА ДЛЯ ЛЕПЕСТКОВ КЛАПАНА ВПУСКА
Проблемы снижения газодинамического сонротивче-ння на впуске и повышения надежности пластин клапана решаются выбором материалов для пластин и корпусов клапанов. Следует отметить, что в настоящее время отсутствует однозначное решение по выбору материала для лепестков Пластины клапанов фирма Бримсвик изготовляет из стального пружинного материала толщиной 0,15 мм, а лепестки клапанов для лодочных двигателей - - из стали и бериллиевой бронзы. Фирма Бендикс (США) получает лепестки из пружинной стали или пластика, а фирма Кавасаки - - из эпоксидного стекловолокна, меламина, из пластика с впрессованным тканым материалом. На мод. RD 400 фирмы Ямаха лепестки выполнены из материалов переменной жесткости. На моделях 175 фирмы Хускварна пластины получены из фиброгласса. Применение этого материала, по мнению фирмы, сводит до минимума возможность выхода из стрел двигателя. На моделях RM 250Т фирмы Сузуки пластинчатый клапан с тремя лепестками изготовлен из стекловолокна.
Армированная пластмасса, из которой многие фирмы ироиз водят лепестки клапанов, имеет лучшее соотношение массы а жесткости, чем прмжинная стань Эти лепестки из такой пластмассы могут обеспечить и доста-ючнуш быстроту открытия, и высокую амплнтчду поднятия без чапаз.чынающего закрытия. Ле песики клапанов для некоторых перечисленных моделей пшютов ляют также из коррозионно-стойкой пружинщ-й стали. Цо при высоких чазеса»: вращения клапаны с такими лепестками подвергаются усталостному разрушению. Для высокг-оборогных двигателей лепестки обычно получают из прочных эластичных пластмасс. Например, кроссовая модель КХ 420 фирмы Кавасаки, 184
5.2. Режим термообработки и свойства сталей
Сталь
Критическая точка, К
Режим термообработки
ат, МПа
ав> МПа
А. %
т, к
Отпуск, К
65Г
1183
573
780
980
8
60С.2А
1023
1093
1143
693
1372
1588
6
Примечание. от“^ предел текучести; ов— предел прочности при растя' женин; ds — относительное удлинение, закалочная среда масло.
выпущенная в 1980 г., имела шести лепестковый клапан с пластмассовыми лепестками и впрессованным тканым материалом.
Для Обеспечения долговечности работы пластин клапанов необходимо исключить возможность резонанса при их работе. Отстройка системы от резонанса осуществима только в том случае, когда источник колебаний имеет узкий ограниченный диапазон частот. Тогда можно спроектировать конструкцию так, чтобы ее собственные частоты были значительно выше или ниже резонансных. Но у двухтактных ДВС диапазон возбуждения так велик, что резонансные частоты в конструкции клапана или невозможно, или просто нецелесообразно отстраивать.
Анализ существующих материалов, условий работы пластин клапанов, а также известных конструкций ОПК позволил выбрать для дальнейших исследований четыре группы материалов: 1) пружинные стали и сплавы; 2) лавсан (полизтилентерефталат), полиамидные пленки и пластмассы; 3) фенялоны; 4) стеклотекстолиты.
К первой группе, относятся преимущественно углеродистые и легированные стали перлитного класса (60С2А, 65Г, 70С2ХА, У7А ... У12А). Другую группу исследованных материалов составляли мартенситно-стареющие стали (36НХТЮ, 12Х18Н, 12Х18Ш0Т). Углеродистые и легированные стали, применяемые для пружин, обычно. имеют повышенное содержание углерода (0.4 ... 1,2 %). Для обеспечения высоких упрупюти и долговечности пружины из углеродистой и легированной стали подвергают упрочнению в результате мартенситного превращения и холодной пластической деформации. Для повышения пределов упругости и сопротивления усталогги пружины из углеродистой стали подвергают обычно закалке с отпуском, сгаишчагой закалке с отпуском или изотермичы той закалке. Рекамен пемые термообработка и свойства углеродистой пружинной стали иоГ и 6UC2A приведены в табл. 5.2,
Изотермической .закалкой стали 60С2А, можно улучшить пластичность и вязкость при высоких прочностных свойствах Кроме того, после изотермической закалки, сопротивление усталости к
ударному разрушению повышается. В мартенситно-стареющих сталях благодаря равномерному распределению дислокаций, получаемому как при мартенситном превращении, так и в результате начальных стадий старения, обеспечивается исключительно большое сопротивление малым пластическим деформациям при высоких прочностных и пластических свойствах.
Особый интерес для пружинных сплавов представляет сочетание наклепа и старения. Совмещение процессов наклепа и старения обеспечивает высокое упрочнение материала. Однако обеспечить полную равномерность и одновременность превращения во всем объеме тонколистового материала пластин ОПК очень трудно. Для этого необходимо специализированное производство. Были исследованы возможности применения в качестве пластин ОПК термообработанной упрочненной пружинной ленты из стали 65Г, 60С2А, 70С2ХА. Лента отличается высокими точностью размеров, прочностью, качеством обработки поверхности в результате шлифовки и полировки, что определяет ее хорошую сопротивляемость хрупкому и усталостному разрушению. Сопротивление усталости повышается шлифованием не только поверхности, но и кромок ленты, или получением закругленных кромок вследствие сплющивания под валками заготовки. Из термообработанной ленты изготовляют пружины сравнительно простой конфигурации. После операций вырубки, гибки производят низкий отпуск при 473 ... 573 К для снятия напряжений.
Лавсан представляет собой сложный полиэфир, используемый в качестве сырья для изготовления волокон и пленок. Для получения лепестков клапанов используют ориентированную пленку разной толщины (0,5 ... 1 мм). В табл. 5.3 приведены физикомеханические свойства таких пленок из лавсана. Пленки из лавсана отличаются стойкостью к действию слабых щелочей, смазочных материалов, жиров, эфиров.
Фенилон относится к ароматическим полиамидам. Изделия из фенилона по механической прочности, жесткости, твердости, стойкости к ударным нагрузкам, износостойкости при трении, сопротивлению усталости превосходят изделия из большинства промышленных пластмасс. Изделия из фенилона характеризуются стабильностью физико-механических свойств при повышенных температурах. Верхний предел рабочих температур для этих изделий составляет 523 К и более.
Пресс-материал фенилон может быть трех модификаций: П, С1 и С2. Он предназначен для получения пластмассовых изделий с повышенной прочностью методами прямого прессования и пресс- литья. Пластмассовые образцы, полученные методом прямого прессования, удовлетворяют требованиям, приведенным в табл, 5.3. Изделия, полученные методом пресс-литья, обладают более высокими прочностными свойствами и формоустойчивостью по сравнению с. прессованными. Фенидон отличается высоким сопротивлением усталости даже при повышенных температурах. Изделия
5.3. Физико-механические свойства материалов лепестков ОПК
При поглощении до 10% воды твердость и предел текучести фенилона снижаются в 2 раза,
из фенилона практически не набухают и размеры их не изменяются при выдержке в среде большинства углеводородов и других органических жидкостей.
Стеклотекстолиты представляют собой листовые слоистые материалы, изготовляемые прямым прессованием предварительно пропитанных и уложенных слоями полотен стеклоткани. Наибольший интерес в качестве возможного материала для лепестков ОПК представляют стеклотекстолиты марок ЭТФ, СТЭФ, СТЭФ-1. Они предназначены для работы на воздухе в условиях нормальной (45 ... 75 %) и повышенной (95 % ± 2 %) относительной влажности при длительно допустимых рабочих температурах (308 ... 428 К). Физико-механические свойства стеклотекстолитов, определенные по результатам испытаний стандартными методами, приведены в табл. 5.3.
Таким образом, все перечисленные материалы по механическим, теплофизическим и химическим свойствам могут быть применены для лепестков ОПК. Корпуса клапанов изготовляют обычно из алюминиево-магниевого сплава с обрезиненным седлом для пластин.
ГИДРАВЛИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА КЛАПАНОВ
Для исследования и оценки гидравлической характеристики впускной системы двухтактного двигателя с ОПК используют метод статического моделирования процесса впуска на специальном аэродинамическом стенде (рис. 5.12). Ускоренная и эффективная проверка гидравлических характеристик ОПК проводится в широком диапазоне расходов воздуха через двигатель, соответствующих эксплуатационным режимам. Стенд включает следующие основные элементы: поршневой компрессор / с ресиверами 2, термометр 3, расходомерную шайбу 4, микроманометры и диффе-
Рис. 5.12. Схема стенда для статической продувки газовоздушного тракта дви. га теля
манометрами 5 по перепаду
статического давления перед клапаном и после него, опреде
ляют в функции угла ср поворота коленчатого вала, т. е. для нескольких фиксированных подъемов поршня по соответствующим площадям проходных сечений впускного окна и расходам воздуха через двигатель. Обычно принято оценивать сопротивление элементов проточной части каких-либо устройств коэффициентами гидравлического сопротивления £ = = 2 Дркл/(р1Ю1) или полного давления о* = pilp*, где Дркл = = р* — р2 — потери полного напора; р* и р2 — полное давление перед ОПК и после него; pise/?/2 — кинетическая энергия потока во входном сечении ОПК.
При исследовании двигателя «Восход-ЗМ» с ОПК на впуске вначале была выполнена оценка потерь, обусловленная сопротивлением клапанной камеры, в которую установлен ОПК, корпуса клапана без ограничителей и корпуса клапана с ограничителями, но без лепестков. Коэффициент Е сопротивления клапанной камеры оставался практически постоянным (| = 0,45). При установке корпуса ОПК в клапанную камеру гидравлическое сопротивление возросло (£ = —- 0,65 ... 1,2), а потери полного давления увеличились от0,5 до 0,8 %. Установка ограничителей подъема пластин обусловила рост коэффициента ^.
Затем были проведены испытания полнопоточного ОПК с лепестками тол- щиной 6 из разных материалов (рис. 5.13). Анализ полученных данных позволил сделать следующие выводы. Лепестки толщиной 6 ~ 0,12 мм, изготовленные из стали 60С2А, обеспечивают минимальное гидравлическое сопротивление, а толщиной 6 -■= 0,16 мм, выполненные из пружинной стали, — наибольшие. Средние потери полного давления в корпусе ОПК без лепестков ст = 0,3 %, с лепестками из стали 60С2А толщиной 6 = 0,12 мм — с = 0,8 %, ас лепестками из пружинной стали толщиной 6 — 0,16 мм — о = 1,4 %. Минимальное гидравличе- 169
В MT 20 40 60 80 ТОО 120 140 <Р°
Рис, 5.15. Изменение скоростей ш^, ш2 и е>3 частично поточного клапана в зависимости от угла ф поворота коленчатого вала для различных режимов работы двигателя:
холостого хода; 2 -^ среднего; 3 ■-• номинального
ское сопротивление достигается для разрезных лепестков, полученных из лавсановой пленки, при толщине 8 = 0,15 мм (0,4 %), а наибольшее — для лепестков из стеклотекстолита СТЭФ толщиной 6 = 0,45 мм (1,6 %).
Полнопоточный лепестковый клапан, установленный иа впуске ДВС, при высоких частотах вращения и нагрузках может приводить к снижению мощности в результате ухудшения наполнения. Для поиска путей исключения этого отрицательного явления проводилось исследование частично поточного клапана с основным каналом без клапана и дополнительным каналом к ОПК (рис. 5.14). В процессе аэродинамических испытаний на стенде определялись: расход GB воздуха через двигатель, скорости ш^ на входе и ш2 и ш3 на выходе соответственно из дополнительного и основного каналов; коэффициенты гидравлического сопротивления и потерь полного давления с2 и о2 дополнительного и с3 и а3 основного каналов частично поточного клапана.
Полученные зависимости изменения скоростей ш1; ®2 и ш3 для частично поточного клапана с лепестками из стали 60С2А толщиной 6 = 0,17 мм от угла ф поворота коленчатого вала свидетельствуют (рис. 5.15),что скорость шх на входе практически постоянна (соответственно 5, 9 и 12 м/с). При повороте коленчатого вала от 0 до 20° скорость ш2 невелика, от 40 до 80° скорость возрастает до максимума, а при повороте вала до угла, соответствующего положению поршня в НМТ, скорость щ2 начинает уменьшаться, скорость ш3 на выходе из основного канала максимальна при положении поршня в ВМТ, а затем снижается по мере закрытия впускного окна поршнем. Таким образом, при ф = 0 ... 60° наибольший расход воздуха обеспечивается основным каиалом, а при ф = 40 ... 120° — параллельным каналом с ОПК- Первое, что необходимо отметить по результатам анализа этих графиков, — это существенное расширение фазы впуска при ф= 130... 220° у двигателя с частично поточным клапаном (при испытаниях на установке).
При повороте коленчатого вала от ф = 40° резко возрастает гидравлическое сопротивление дополнительного канала с ОПК (^_2 = 90 на режиме холостого хода, ^1-2 = 60 на среднем режиме н gx„2 = 37 на номинальном режиме), а потери полного давления при этом достигают а = 3 ... 3,5 % полной энергии потока воздуха на входе в двигатель.Гидравлические потери в основном канале (без кла- 170
паиа) невелики (gj_s ^ 1,73), а потери полного давления aj-g ^ 0,14 %. Таким образом, гидравлические потери в дополнительном канале с ОПК, в среднем в 20 ... 50 раз больше потерь в основном канале без клапана.
ЧАСТОТНАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА КЛАПАНОВ
Условия работы лепестков (пластин) клапана весьма тяжелые. При воздействии потока пластина колеблется с высокой частотой и значительной амплитудой. Поэтому обеспечение необходимой надежности клапана является довольно сложной конструкторско- технологической задачей. Пути решения этой задачи в основном известны; это выбор материала с необходимыми механическими свойствами, выбор размеров и формы лепестков, покрытие седла клапана эластичным материалом. Основным условием надежной работы клапана является отсутствие резонансных колебаний. Поэтому при проектировании ОПК возникает необходимость в определении собственных частот колебаний лепестков клапана.
Любой плоской пластине, как системе с распределенными механическими параметрами (массой и жесткостью), присуще бесконечное число форм и частот собственных колебаний [4]. При первой (основной) форме узел колебаний располагается в месте защемления пластины (рис. 5.16, а). Этой форме соответствует самая низкая частота колебаний. Второй и третьей формам соответствуют более высокие частоты (рис. 5.16, б, в).
Поскольку высшие составляющие гармонических колебаний скорости и динамического напора потока смеси имеют по сравнению с основной гармоникой незначительные амплитуды, то при выявлении резонансных режимов, опасных для целостности пластин, практический интерес представляют только низшие формы колебаний (как правило, не выше второго порядка).
Аналитическое определение собственных частот колебаний пластин ОПК- Аналитические методы определения собственных частот колебаний, основанные на решении дифференциального уравнения движения, разработаны только для пластин несложной геометрической формы. Для плоской прямоугольной пластины угловая частота колебаний по к-й форме (1, 2, 3 ...)
где Xft — корни частотного уравнения; EI -— жесткость пластины при изгибе; Е — модуль упругости, МПа; / — момент инерции; т — масса пластины единичной длины; I — длина пластины.
Выразив в уравнении (5.1) т и I через параметры пластины и учитывая, что шк — 2itfk, после преобразований можно получить выражение для определения собственной частоты колебаний пластины по к-й форме, Гц:
Ь = 45 9504 41^-7"’ (512)
171
Соотношение собственных формам следующее:Соотношение собственных формам следующее:Рнс. 5.16. Формы собственных колебаний пластин ОПК:
Соотношение собственных формам следующее:
Соотношение собственных формам следующее:
а — первая (основная): б *-* вторая; а ^ третья
где 6 — толщина пластины, мм; р — плотность материала пластины, кг/м3; /ц —= 1,875; L,. ™ = 4,694; при /г > 3. К = 0.5X Х(2А- 1) л.
частот колебаний по первым трем
Ь‘ к • fl ~ L Uj ) ■ к %Г? = 1 '6-27: 17’55'
Расчетное выражение (5.2) для идеальной пластины соответствует принятой расчетной схеме. Реальная пластина по физикомеханическим свойствам может отличаться от идеальной ввиду, например, разнотолщинносги по длине и ширине, неодинаковой плотности материала, неопределенности характера защемления пластины в месте ее закрепления и т. д. Поэтому собственная частота колебаний, полученная аналитически, может отличаться от действительной, найденной экспериментально, и частотные характеристики пластин ОПК следует сравнивать с данными эксперимента.
Для пластины сложной формы экспериментальный способ определения собственной частоты колебаний является единственно возможным.
Экспериментальное определение собственных частот колебаний пластин ОПК- Опытное определение форм и собственных частот колебаний пластин ОПК выполняют па вибрационном электродинамическом стенде ВЭДС-ЮА. При плавном изменении частоты вращения возбуждаются гармонические колебания, амплитуда которых измеряется в характерных точках пластин ОПК- Амплитудные резонансы, появляющиеся на собственных частотах колебаний системы, обнаруживаются по резкому возрастанию амплитуды в этих точках. Соответствующее значение частоты определяется ио шкале задающего генератора стенда. В пластинах из однородного материала резонансы сопровождаются сильным увеличением амплитуды.
В комплект стенда ВЭДС-10 входят электродинамический вибратор ВЭД-ЮД, усилитель мощности СУПВ-0,1А и датчик ИС-318. Рабочий диапазон частот стенда 5 ... 500 Гн, собственная частота вибратора (20 + 5) Гн, максимальная амплитуда виброперемещения 6 мм, максимальная возбуждающая сила 100 Н.
Пластину ОПК 3 закрепляют через прижимную планку 5 к основанию 2 винтами 4 зажимного устройства вибратора 1 (рис. 5.17). Массивное металлическое основание зажимного устройства прикреплено болтами к столу вибратора. Вертикальные коле- .72
2 5 4 32 5 4 3Рис. 5.17. Вибратор с установленной на нем клапанной пластиной
2 5 4 3
2 5 4 3
бания стала вибратора и пластины вызывают действие силы инерции, приложенной к пла стине, которая становится возбудителем коле бапий пластины.
Резонансы по второй и более высоким формам колебаний визуально фиксировать не уда-
еття, так как мала. В этомеття, так как мала. В этомслучае резонансныеслучае резонансныечастотыНа почастотыНа поамплитуда виброперемещеиия
еття, так как мала. В этом
еття, так как мала. В этом
случае резонансные
случае резонансные
частоты
На по
частоты
На по
определяют порошковым методом.
При достижении с тех мест пла-При достижении с тех мест пла-верхность пластины тонким слоем насыпают мелкодисперсный порошок, например тальк.
При достижении с тех мест пла-
При достижении с тех мест пла-
резонансного режима порошок стряхивается стины, где имеет место размах колебаний,и собирается в узлах, образуя тонкие полоски в соответствии с конфигурацией узлов
колебаний.
Результаты частотных испытаний пластин ОПК различных размеров, формы, материала и толщины представлены в табл. 5.4. Пластины из стали при удовлетворительной упругости имеют сравнительно низкую собственную частоту колебаний, что можно объяснить высокой плотностью материала (7900 кг/м3) и большим значением отношения Е/р, т. е. неблагоприятным соотношением упругости п массы. Пластины из лавсановой пленки толщиной 6 " 0,25 мм также не удовлетворяют требованиям по частотным характеристикам, так как ввиду малых модуля упругости Е и жесткости на изгиб Е1 имеют низкую собственную частоту колебаний (примерно 66 Гн), Собственная частота колебаний пластин ОПК должна быть не ниже частоты вращения коленчатого вала двигателя на номинальном режиме; т. е. если двигатель работает при чае ю ге п — 6000 мин"1, то собственная частота колебаний пластин должна быть не ниже 100 Гц,
Лучшие результаты (наибольшую собственную частоту колебаний) имеют пластины из пеармированных и армированных пластмасс (фенилоп, органит. стеклотекстолиты), Это объясняется тем, чао материалы имеют высокие значения модуля упругости при небольшой плотности. Собственная частота колебаний пластин из стеклотекстолита СТЭФ толщиной 5 ~ 0,5 мм достигает 150 Гц.
Таким образом, по вибрационной надежности в качестве основного материала пластинчатых клапанов следует применять армированную пластмассу типа стеклотекстолита СТЭФ.
В результате многовариантной конструкторской проработки, после выполнения комплекса гидравлических, вибрационных стендовых и дорожных испытаний двигателей с ОПК была получена базовая конструкция клапана ППК-ДС-4 50 для различных двухтактных ДВС. Рабочий элемент этого клапана - пластина - - вы- пплнега из г 1еклотекстолитя СТЭФ длиной 47 мм (рабочая длина
ЭскизМатериалТолщин6, ммРезонансная частота, Гц аПРН форме колебаний 'первойвторойтретьей. , 17,7Пружинная сталь0,169310211966149119981601215956207044101029106068910701065138614321470150017762900132018201875J 77?Г-76.4-560С2А0<1560С2Ао,2ОЛавсано,25СТЭФ0,5СТЭФо,4560С2А1 о,2ОФенилоио,5Оргаиит 1 о,45Г15 _г1^1287,f ° *,24_,2-(: ii_ 213J,IJ2Г г52^421Ъ— *4-^7/то.111/4—ЭскизМатериалТолщин6, ммРезонансная частота, Гц аПРН форме колебаний 'первойвторойтретьей. , 17,7Пружинная сталь0,169310211966149119981601215956207044101029106068910701065138614321470150017762900132018201875J 77?Г-76.4-560С2А0<1560С2Ао,2ОЛавсано,25СТЭФ0,5СТЭФо,4560С2А1 о,2ОФенилоио,5Оргаиит 1 о,45Г15 _г1^1287,f ° *,24_,2-(: ii_ 213J,IJ2Г г52^421Ъ— *4-^7/то.111/4—5.4. Резонансные частоты колебаний пластин5.4. Резонансные частоты колебаний пластин
Эскиз
Материал
Толщин
6, мм
Резонансная частота, Гц аПРН форме колебаний '
первой
второй
третьей
. , 17,
7
Пружинная сталь
0,16
93
102
119
66
149
119
98
160
121
595
620
704
410
1029
1060
689
1070
1065
1386
1432
1470
1500
1776
2900
1320
1820
1875
J
7
7
?Г-
76
.4-5
60С2А0<15
60С2Ао,2О
Лавсано,25
СТЭФ0,5
СТЭФо,45
60С2А1 о,2О
Фенилоио,5
Оргаиит 1 о,45
Г
15 _
г
1^1
2
8
7,
f ° *
,24
_,2
-
(: ii
_ 21
3J,
IJ2
Г г
52^
42
1Ъ
— *4-
^7/
то.
11
1/4—
Эскиз
Материал
Толщин
6, мм
Резонансная частота, Гц аПРН форме колебаний '
первой
второй
третьей
. , 17,
7
Пружинная сталь
0,16
93
102
119
66
149
119
98
160
121
595
620
704
410
1029
1060
689
1070
1065
1386
1432
1470
1500
1776
2900
1320
1820
1875
J
7
7
?Г-
76
.4-5
60С2А0<15
60С2Ао,2О
Лавсано,25
СТЭФ0,5
СТЭФо,45
60С2А1 о,2О
Фенилоио,5
Оргаиит 1 о,45
Г
15 _
г
1^1
2
8
7,
f ° *
,24
_,2
-
(: ii
_ 21
3J,
IJ2
Г г
52^
42
1Ъ
— *4-
^7/
то.
11
1/4—
5.4. Резонансные частоты колебаний пластин
5.4. Резонансные частоты колебаний пластин
37 мм), шириной 42 мм (ширина лепестка 20 мм), толщиной 0,5 мм. Вибрационные испытания показали, что основная собственная частота колебаний такой пластины 102 ... 104 Гц, что соответствует резонансной частоте вращения коленчатого вала 6120 ... 6240 мин-1 (номинальная частота вращения коленчатого вала двигателей «Восход», «Буран», «ИЖ-Юпитер» составляет 5600 ... 5800 мин-1).
ИССЛЕДОВАНИЕ КИНЕМАТИКИ И МЕХАНИЧЕСКОЙ НАГРУЖЕННОСТИ ЛЕПЕСТКА
Необходимой предпосылкой для создания ОПК, обеспечивающего лучшие мощностные, экономические и токсические показатели двухтактных ДВС и достижение высокой долговечности клапана, является изучение закономерностей и характера движения клапанных лепестков во время их работы на двигателе. Необходима также оценка действительной механической нагруженности лепестков в рабочих условиях. Ввиду малоизученности этих вопросов они решались в основном экспериментальным путем.
В основу исследований положен метод тензометрирования. Проволочные тензометры имеют незначительную массу (около 0,1 г) и поэтому практически не влияют на частотную характеристику лепестка. Было установлено, что наклеенный тензометр несущественно сказывается также на изгибной жесткости лепестка, а следовательно, на гидравлическом сопротивлении ОПК. Тензометры являются практически безынерционными и способны работать при частоте до 50 кГц. В проводимых исследованиях использовались: проволочные тензометры ПКБ-5-50 с базой 5 мм и коэффициентом тензочувствительности 2 ... 2,1; тензометрические усилители ТА-5 на несущей частоте 7 кГц, позволяющие регистрировать процессы с амплитудой высшей гармоники 1 кГц; индуктивные датчики для нанесения на пленку осциллографа отметки ВМТ; светолучевые осциллографы Н-115.
Тензометр, наклеенный на клапанный лепесток, позволяет регистрировать относительную его деформацию в месте наклейки, по которой можно вычислить механические напряжения в материале и амплитуду прогиба лепестка. При нагружении консольно закрепленного лепестка сосредоточенной силой, приложенной на конце лепестка (рис. 5.18, а), прогиб (перемещение) fp конца лепестка связан с силой Р известной зависимостью
/р = РРКЗЕП или Р = ЗЕИрЦа, (5.3)
где I — момент инерции сечения лепестка относительно нейтральной оси.
Изгибающий момент в сечении, отстоящем от места заделки лепестка на расстоянии х (в месте наклейки тензометра 7),
Л!,, = Р (/ — х) или М$ = ЗЕЦР (I — х)/73.
Рис. 5.18. Расчетная схема клапанного лепестка: а — при нагружении его сосредоточенной силой; б ^ при равномерно распределенной нагрузке
Механическое напряжение в этом сечении (в предположении, что напряженное состояние одноосное) ох = = 0,5Mx6/Z. Следовательно, аж = = 3EIfp (I — х) 0,56/(/37) или ож — = 1,5 (Z — х) 6Еу/3.
Наибольшее напряжение изгиба должно быть в месте заделки лепестка, т. е. при х = 0. В этом случае напряжение изгиба
Op max = 1,5651Ц\ (5.4)
В действительных условиях работы ОПК на двигателе нагружение лепестка близко к распределенной нагрузке q (рис. 5.18, б). Поскольку градуировку измерительного комплекса проводили путем приложения к лепестку сосредоточенной силы, необходимо установить соотношение между напряжениями в корневом сечении лепестка для обоих рассматриваемых случаев нагружения (сосредоточенной и распределенной нагрузками) при условии одинаковых прогибов конца лепестка. Прогиб от силы tp = РРЦЗЕГу Прогиб от распределенной нагрузки fq = ql4{{8Eiy Если fp = fq, то РЕ/{ЗЕ I) = ql4l{8EI). Откуда q = 85/(3/). Момент от сил Р и q в месте заделки лепестка (х = 0) М = Р1 и Mq = 0,5^, Z2 = = -ypl- Следовательно,
°д«»х _ Mq _ 414~ 4
Ортах МР 31 Pl ~ 3 И О q maxд-СГршах. (Ь.Ь)
Подставляя в (5.5) значение артах из (5.4), окончательно получим
Пдтах = 265//Z2.(5.6)
По этому уравнению определяют напряжения в корневом сечении лепестка. Напряжения на участке лепестка, отстоящем от места его заделки на расстоянии х, находят из уравнения oqs = 265/ {I - x)/Z3.(5.7)
Таким образом, определение механических напряжений в лепестках сводится к измерению прогиба / конца лепестка и расчету напряжений по формулам (5.6) и (5.7). Прогиб конца лепестка находят по осциллограмме, на которую записываются показания наклеенного на лепесток тензомегра, с учетом проведенной статической градуировки всего измерительного комплекса.
176
Рис. 5.19. Осциллограмма работы ОПК: / — начало подъема лепестка; II — участок подъема лепестка (открытие клапана); /// — участок опускания лепестка; IV — один оборот коленчатого вала; V — продолжительность открытого состояния клапана; А — момент посадки лепестка на седлоРис. 5.19. Осциллограмма работы ОПК: / — начало подъема лепестка; II — участок подъема лепестка (открытие клапана); /// — участок опускания лепестка; IV — один оборот коленчатого вала; V — продолжительность открытого состояния клапана; А — момент посадки лепестка на седлоРис. 5.20. Осциллограмма движения клапанного лепестка при полностью открытой дроссельной заслонке н частоте вращения коленчатого вала п = — 5500 мнн"1:1 — подъем лепестка; 2 — закрытое состояние клапана; 3 — отметка ВМТ; К — момент посадки лепестка на седлоРис. 5.20. Осциллограмма движения клапанного лепестка при полностью открытой дроссельной заслонке н частоте вращения коленчатого вала п = — 5500 мнн"1:1 — подъем лепестка; 2 — закрытое состояние клапана; 3 — отметка ВМТ; К — момент посадки лепестка на седло
Рис. 5.19. Осциллограмма работы ОПК: / — начало подъема лепестка; II — участок подъема лепестка (открытие клапана); /// — участок опускания лепестка; IV — один оборот коленчатого вала; V — продолжительность открытого состояния клапана; А — момент посадки лепестка на седло
Рис. 5.19. Осциллограмма работы ОПК: / — начало подъема лепестка; II — участок подъема лепестка (открытие клапана); /// — участок опускания лепестка; IV — один оборот коленчатого вала; V — продолжительность открытого состояния клапана; А — момент посадки лепестка на седло
Рис. 5.20. Осциллограмма движения клапанного лепестка при полностью открытой дроссельной заслонке н частоте вращения коленчатого вала п = — 5500 мнн"1:
1 — подъем лепестка; 2 — закрытое состояние клапана; 3 — отметка ВМТ; К — момент посадки лепестка на седло
Рис. 5.20. Осциллограмма движения клапанного лепестка при полностью открытой дроссельной заслонке н частоте вращения коленчатого вала п = — 5500 мнн"1:
1 — подъем лепестка; 2 — закрытое состояние клапана; 3 — отметка ВМТ; К — момент посадки лепестка на седло
Осциллограмма работы лепесткового клапана позволяет определить следующие показатели (рис. 5.19) [61:
моменты (по отношению к ВМТ) начала открытия и конца закрытия клапана (точки а и Ь, соответствующие началу и концу фазы впуска);
продолжительность V открытого и закрытого состояний клапана, а следовательно, продолжительность фазы впуска;
величину h открытия клапана в различные моменты его работы и по ней, механические напряжения в лепестках;
скорость посадки лепестков клапана на седло, а также скорость подъема их от седла;
общий характер движения лепестков (наличие задержек и ускорений, вибрации, подскоков и других характерных особенностей);
частоту и амплитуду вибраций лепестков.
Изучение закономерностей работы ОПК с лепестками, изготовленными из листового стеклотекстолита марки СТЭФ-1 толщиной 0,5 мм, проводилось на двигателе «Восход-3».
Осциллограммы движения лепестка на работающем двигателе были получены при частотах вращения коленчатого вала п = = 2500, 3000, 4000, 5000, 5500 мин""1 и открытии дроссельной заслонки карбюратора на 100, 50, 25 %. Анализ осциллограмм показал, что при работе двигателя с полностью открытой дроссельной заслонкой клапан при любой частоте работает синхронно с движением поршня, открываясь и полностью закрываясь в соответствии с каждым рабочим циклом, причем максимальное его открытие наблюдается почти точно в момент достижения поршнем ВМТ (рис. 5.20). На всех скоростных режимах в течение всего периода закрытого состояния клапана (участок 2) лепесток совер-
3000 3500 WOO 4500 5000 n,M4W3000 3500 WOO 4500 5000 n,M4WРис. 5,21. Зависимость максимальной высоты h подъема лепестков клапана от частоты вращения п:Л 2 и 3 — дроссельная заслонка открыта соответственно на 100, 50 н 25 %Рис. 5,21. Зависимость максимальной высоты h подъема лепестков клапана от частоты вращения п:Л 2 и 3 — дроссельная заслонка открыта соответственно на 100, 50 н 25 %Рис. 5.22. Показатели кинематики клапанного лепесткаРис. 5.22. Показатели кинематики клапанного лепестка
3000 3500 WOO 4500 5000 n,M4W
3000 3500 WOO 4500 5000 n,M4W
Рис. 5,21. Зависимость максимальной высоты h подъема лепестков клапана от частоты вращения п:
Л 2 и 3 — дроссельная заслонка открыта соответственно на 100, 50 н 25 %
Рис. 5,21. Зависимость максимальной высоты h подъема лепестков клапана от частоты вращения п:
Л 2 и 3 — дроссельная заслонка открыта соответственно на 100, 50 н 25 %
Рис. 5.22. Показатели кинематики клапанного лепестка
Рис. 5.22. Показатели кинематики клапанного лепестка
шает слабо затухающие колебания с частотой 1000 ... 1100 Гц, которые прекращаются только в момент отрыва лепестка от седла при очередном его подъеме.
Многие фирмы предпочитают использовать ОПК не с одним большим, а с несколькими впускными окнами относительно небольших размеров, каждое из которых закрывается отдельным упругим лепестком или частью разрезанного на полосы общего лепестка.
При снижении нагрузки двигателя (дроссельная заслонка открыта на 50 %) характер работы клапана несколько изменяется: синхронность его работы относительно движения поршня сохраняется, но в лепестке на участке как подъема, так и (особенно) опускания возникают изгибные высокочастотные колебания нерезонансного характера, так как их частота не соответствует ни одной из собственных частот колебаний лепестка. Следовательно, эти колебания имеют вынужденный характер и являются результатом взаимодействия с лепестком возмущенного (вследствие частичного перекрытия опущенной дроссельной заслонки) потока топливовоздушной смеси. Такой характер движения лепестков подтвержден также высокоскоростной съемкой работы ОПК на двигателе.
При открытии дроссельной заслонки на 25 % интенсивность высокочастотных колебаний лепестков становится очень значительной: клапан только прикасается к седлу, а все остальное время он находится в приоткрытом состоянии и совершает высокочастотные, в основном хаотические колебания.
Максимальная высота h подъема клапана (лепестков) в каждом цикле его работы зависит как от скоростного режима работы двигателя, так и от степени открытия дроссельной заслонки (рис. 5.21). При работе двигателя по внешней скоростной характеристике максимальная высота подъема ОПК монотонно увели- 178
2000 3000 WOO 5000 п, мин-12000 3000 WOO 5000 п, мин-1Рис. 5.23. Зависимости угла ф3.Вп запаздывания закрытия впускного окна н коэффициента T]D наполнения кривошипной камеры двигателя «Восход-2» от частоты вращения при разном газораспределении:1 — поршневом; 2 ^ клапанномРис. 5.23. Зависимости угла ф3.Вп запаздывания закрытия впускного окна н коэффициента T]D наполнения кривошипной камеры двигателя «Восход-2» от частоты вращения при разном газораспределении:1 — поршневом; 2 ^ клапанномРис. 5.24. Зависимость максимального напряжения птах в клапанном лепестке от режима работы двигателям 1, 2 и 3 — дроссельная заслонка открыта соответственно на 100, 75 н 50 %Рис. 5.24. Зависимость максимального напряжения птах в клапанном лепестке от режима работы двигателям 1, 2 и 3 — дроссельная заслонка открыта соответственно на 100, 75 н 50 %
2000 3000 WOO 5000 п, мин-1
2000 3000 WOO 5000 п, мин-1
Рис. 5.23. Зависимости угла ф3.Вп запаздывания закрытия впускного окна н коэффициента T]D наполнения кривошипной камеры двигателя «Восход-2» от частоты вращения при разном газораспределении:
1 — поршневом; 2 ^ клапанном
Рис. 5.23. Зависимости угла ф3.Вп запаздывания закрытия впускного окна н коэффициента T]D наполнения кривошипной камеры двигателя «Восход-2» от частоты вращения при разном газораспределении:
1 — поршневом; 2 ^ клапанном
Рис. 5.24. Зависимость максимального напряжения птах в клапанном лепестке от режима работы двигателям 1, 2 и 3 — дроссельная заслонка открыта соответственно на 100, 75 н 50 %
Рис. 5.24. Зависимость максимального напряжения птах в клапанном лепестке от режима работы двигателям 1, 2 и 3 — дроссельная заслонка открыта соответственно на 100, 75 н 50 %
чивается от 4,8 мм при п = 3000 мин-1 до 8,5 мм при п = = 5500 мин"1, а при открытии дроссельной заслонки на 50 % высота h подъема клапана в том же скоростном интервале изменяется соответственно от 2,5 до 5,9 мм.
Осциллограммы позволили также получить другие показатели кинематики клапана (рис. 5.22). Установлено, что длительность ф периода открытого состояния клапана, выраженная в градусах угла поворота коленчатого вала, увеличивается от 130° при п = = 3000 мин-1 до 210° при п = 5500 мин-1. Однако по времени т в том же скоростном интервале она уменьшается с 7,5 до 6,3 с, скорость и посадки лепестка на седло возрастает. Таким образом, продолжительность фазы впуска двигателя может автоматически изменяться в зависимости от скоростного режима работы двигателя от 130 до 210° поворота коленчатого вала. Этим объясняется характерное изменение кривых мощности и расхода топлива двигателя с ОПК на впуске. Жесткость и масса лепестков клапана влияют на открытие и закрытие клапана (до некоторой степени замедляется).
Закрытие лепестков клапана происходит с запаздыванием, которое возрастает с увеличением частоты п. При продолжительности ф = 160° при п = 3750 мин-1 клапан впуска закрывается при 40° после ВМТ. При частоте 5000 мин-1 закрытие ОПК запаздывает на ф = 120° после ВМТ, а общая длительность фазы впуска увеличивается до 200°. Такая же длительность фазы впуска при поршневом или золотниковом газораспределении удовлетворяет требованиям двигателей спортивных мотоциклов.
Расчет оптимального угла ф3 вп опаздывания закрытия впускного окна в зависимое!и of частты вращения п, выполненный для двиителя «Восход 2» с ОПК на впуске 1351, показывает изменение коэффшщеннш наполнения кривошипной камеры щ,н для двигателей с поршневым I и клапанным 2 газораспределением (рис. 5.23).
Скорость о движения лепесшов на участке опускания (определяющая силу удара лепоечка о седло) с ростом частоты вращения п изменяется почти по линейному закону и возраоаег с 1,6 м/с при 3000 мин 1 до 3,6 м/с при 5R<u) мин 4 (см. рис. 5 22), На участке подтема лент к-i '-короею ее меньше указанных значений па 20 .30 % .
По высоте подъема лепестка вычисляют механические напряжения в месте его заделки. На участке подъема лепестка напряжение увеличивается практически по линейному закону и достигает наибольшего значения ашах = 88 ... 90 /дПа в зоне ВМТ. При посадке лепестка на седло напряжение а снижается также по закону, близкому к линейному.
На других скоростных режимах работы двигателя кривые напряжения в лепестках имеют аналогичный характер, а значение максимальною напряжения пшях возрастает с увеличением частоты вращения п (рис. 5.24). По мере повышения частоты ашах возрастает с 67 мПа при 3000 мин1 до ПО МПа при 5500 мин'1, т. е. на 65 %. Для материала СТЭФ-1 разрушающее напряжение при изгибе составляет 360 МПа, т. е. запас прочности материала СТЭФ достаточный.
СТЕНДОВЫЕ ИСПЫ1АНИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ С ОШ(
ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОЩНОСТНЫХ, ЭКОНОМИЧЕСКИХ И ТОКСИЧЕСКИХ ПОКАЗА. ГЕЛЕЙ
Стендовые испытания двухтактных ДВС с ОПК на впуске проводятся с пелыо исследования возможностей улучшения мощностных. экономических н токсических показателей двигателей путем совершенствования процесса наполнения. Для решения этих задач опре/шляпнея с достаточной степенью точности следующие параметры- крутящий момент и мощность; частота вращения коленчатого вала; расход воздуха и топлива; температура ОГ и основных деталей двигателя; давление в цилиндре, кривошипной камере, во впускной и выпускной трубах в зависимости от угла поворота вала; состав заряда рабочей смеси и ОГ в цилиндре в конце расширения и в выпускной трубе.
По известным формулам и зависимостям рассчитывают: мощность, часовой и удельный расходы топлива, токсичность ОГ; коэффициенты избытка воз.нуха и наполнения, полноты сгорания и химического нед-окою топлива, продувки, КПД продувки, испогн-човаипя npoxvBvn ” другие параметры газообмена. Распад
показателей процессов газообмена по данным газового анализа ОГ проводится по известным методам Н. М. Глаголева, А. С. Орлона, М. Г. Круглова и Е. К. Мазинга.
Исследования двигателей осуществлялись в основном на моторных стевдах. Стенды позволяли прокручивать и нагружать двигатель через коробку передач при т; — 2000 ... 8000 мин-1.
Измерения массовой доли окиси углерода СО и углеводородов СН в ОГ проводились газоанализатором МЕКСА-322. Двигатели перед началом испытания были отрегулированы в соответствии с инструкцией по эксплуатации. При исследовании двигатель работал по внешней скоростной характеристике при п = — 2000 ... 6000 мин"1, а также на частичных нагрузках с открытием дроссельной заслонки на 25, 50 и 75 %. Методикой предусматривалось сравнение мощностных, экономических и токсических показателей двигателей при различных вариантах ОПК впуска и сравнение их с показателями серийных двигателей с поршневым газораспределением.
Сначала двигатель «Восход-3» сравнивали с двигателями с различными полнопоточными клапанами. Лепестки разной толщины были выполнены из стали, фе- иилона, органита, стеклотекстолита. Двигатели работали при открытии дроссельной заслонки на 25, 50, 75 % по внешней скоростной характеристиках. Затем двигатель «Восход-3» сопоставляли с двигателями с частично поточными клапанами впуска. После чего производили выбор оптимального варианта конструкции двигателя и ОПК для него.
Стендовым испытаниям подвергали серийные двигатели «Восход-2» и «Восход-3» с поршневым газораспределением. Для возможности установки на двигатель экспериментальных полнопоточиых ОПК в картере было выфрезеровано посадочное место под ОПК. Специальными шпильками к картеру крепили корпус клапана, клапан и переходник для установки карбюратора. До установки клапанов, после обкатки, в соответствии с техническими условиями состояние двигателя оценивалось по полученной внешней скоростной характеристике.
Для выбора оптимальных формы и размеров ОПК, обеспечивающего лучшие показатели двигателя, было выбрано десять вариантов корпусов клапанов: одно- и двухтактные с двумя, тремя, четырьмя и шестью окнами и углом при вершине у = 40...60° (табл. 5,5). Корпус клапана изготовлен из алюминиевого сплава.
5.5. Характеристика исследуемых клапанов
Маркировка клапана
Р я
3 Д 3
S я
Я Л 2
3 с о « Оро
Размеры, площадь входного сечения, мм и мм8
Число скатов
ППК-ОС-2-40
40
40X17
1360
39X30, 1170
Односкатный с двумя окнами
ППКОС-2-50
50
37Х 17
1258
39X30, 1170
То же
ППК-ОС-2-60
60
30Х 17
1020
39X30, 1170
»
ППК-ОС-3 50
50
41X15
1845
55X38, 2090
Односкатный с тремя окнами
ППК-ОС-3-60
60
37X15
1665
55X 38, 2090
То же
ППК-ДС-4-40
40
35Х 17
2380
39X30, 1170
Двухскатный с четырьмя окнами
ППК-ДС-4-50
50
30X17
2040
39X 30, 1170
То же
ППК-ДС-4-60
60
25X17
1700
39X30, 1170
»
ППК-ДС6-50
50
35X15
3150
55X38, 2090
Двухскатный с шестью окнами
ППК-ДС-6-60
60
28Х 15
2520
55X 38 , 2090
То же
Рис. 5.25. Нагрузочная характеристика двигателя «Восход-31 с ОПК на впуске (п=5000 мин'1)
Лепестки (пластины) получены из стали 65Г, фенилона, оргаии- тов и стеклотекстолитов СТЭФ и СТЭФ-1 различных толщин. Посадочная поверхность (седло) клапана склеена резиной толщиной 1 мм.
Первая серия опытов была проведена на двигателе с постоянными фазами газораспределения (поршневом), а ОПК только предупреждал обратный выброс смеси. Целью испытаний былапроверка работоспособности двигателя и оценка влияния ОПК иа его показатели. Результаты этих испытаний приведены ниже.
Скоростные (рис. 5.25) и нагрузочные характеристики опытного двигателя «Восход-31 с управляемым процессом впуска с помощью поршня и ОПК с лепестками из стеклотекстолита (кривые 2, СТЭФ, 6 = = 0,45 мм)и из стали (кривые 3,
65Г, б = 0,14 мм), данные в сравнении с характеристиками серийного двигателя с поршневым газораспределением (кривые 1) позволили сделать следующие выводы. При малых и средних нагрузках двигателя (полное открытие дроссельной заслонки и частота вращения п< 4000 мии'1) отмечается прирост мощности у двигателя с ОПК с лепестками из СТЭФ до 17 %, из стали — до 10 %, что объясняется увеличением степени наполнения цилиндра. По мере возрастания скоростного режима работы двигателя в указанном выше диапазоне нагрузок влияние ОПК иа мощность двигателя снижается (при и = 4500 мин"1), а при п 5000 мин"1 становится даже отрицательным: мощность уменьшается на 7 ... 12 % в случае 01IK с лепестками из СТЭФ, и на 13 ... 20 % — со стальными лепестками. Часовой расход топлива двигателей с ОПК как со стальными, так и со стеклотекстолитовыми лепестками уменьшается в среднем на 15 % на всех скоростных режимах работы, по сравнению с этим же показателем серийных двигателей.
Установка ОПК оказала влияние на удельный эффективный расход ge топлива, особенно заметно при работе двигателя на низких и средних частотах вращения. При работе ОПК с лепестками из СТЭФ на режимах с и ^ 4000 мин"1 снижение ge составило 30 %, а со стальными — 25 %. С увеличением п влияние ОПК ка удельный расход уменьшилось на 20 %, для двигателя с лепестками из СТЭФ и приблизительно на 10 % — с лепестками из стали.
Аналогичные результаты наблюдаются при работе как по внешней скоростной характеристике, так и на частичных режимах с открытием дроссельной заслонки на 50 и 75 %. На малых нагрузках двигатель с ОПК с лепестками из СТЭФ имеет меньший удельный расход топлива в среднем на 13 % на всех скоростных режимах, а с лепестками из стали — на 5 %.
Анализ ОГ показал, что объемная доля окиси углерода в ОГ у двигателя с ОПК составляет 0,1 ... 0,2 % на всех скоростных и нагрузочных режимах, за исключением режима малых нагрузок с 25 %-иым открытием дроссельной заслонки (2 %). У серийного двигателя без ОПК объемная доля СО в ОГ на всех скоростных и нагрузочных режимах находится в пределах 0,5,..2,5 %, Содержание несгорев- 182
Рис. 5.26. Изменение показателей с ОПК на впуске:/ _ серийного; 2 — о ОПК на впуске;Рис. 5.26. Изменение показателей с ОПК на впуске:/ _ серийного; 2 — о ОПК на впуске;качества газообмена двигателей «Восход»
Рис. 5.26. Изменение показателей с ОПК на впуске:
/ _ серийного; 2 — о ОПК на впуске;
Рис. 5.26. Изменение показателей с ОПК на впуске:
/ _ серийного; 2 — о ОПК на впуске;
3 — расчетное
ших углеводородов СН в ОГ двигателя с ОПК и лепестками из СТЭФ иа 25 ... 30 % меньше, чем у двигатели без ОПК-
Гибкие тонкие стальные лепестки ие имеют преимуществ по сравнению с более толстыми жесткими пластниами из стеклотекстолита. Более гибкие (стальные) лепестки немного больше увеличивают мощность двигателя в диапазоне средних и высоких частот вращения и неэффективны при иизкнх частотах. Объяснить это можно потерями смеси в результате медленного закрытия гибких лепестков. Если жесткость лепестков повышена (лепестки из СТЭФ), то мощность двигателя на низких и средних частотах вращения возрастает, а иа больших частотах теряется в результате преждевременного закрытия лепестков ОПК.
Для сравнения качества организации процесса впуска рассмотрим, как изменяется давление рк в кривошипной камере в зависимости от угла ср поворота коленчатого вала серийного и опытного двигателей «Восход» с ОПК иа впуске, работающих по внешней скоростной характеристике иа одинаковых скоростных режимах. Характер изменения давления рк в кривошипной камере двигателя с ОПК более благоприятный, так как минимальные значения давления рк выше, что позволяет снизить потери на газообмен; продувка цилиндра начинается раньше и давление продувки выше, что позволиет улучшить очистку цилиндра и избежать выброса ОГ в кривошипную камеру.
Изменения коэффициентов т)ук наполнения кривошипной камеры и цилиндра т)уо сравниваемых двигателей, полученные опытным путем (рнс. 5.26, а, б), аналогичны кривым ре (рис. 5.26, в). Сравнение расчетных 3 и экспериментальных 1 и 2 зависимостей показывает, что опытный двигатель с ОПК может повысить мощность в основном на низких и средних частотах. Влияние гидравлического сопротивления клапана в значительной мере проявляется иа режимах малых и средних частот, имеет минимальное значение при п ^ 4000 мин“^ и затем снова возрастает с увеличением частоты вращения,
Снижение часового и удельного расходов топлива опытным двигателем с ОПК объясняется уменьшением потерь на газообмен, улучшением качества продувки, уменьшением прямого выброса смеси в процессе продувки и обратного в конце впуска, о чем свидетельствует уменьшение содержания СО и СН в ОГ,
Сравнение качества газообмена удобнее всего проводить с помощью коэффициентов а избытка воздуха, у остаточных газов, r)s полезного действия продувки, Фпр продувки, т)и использования продувочной смеси.
Состав топливовоздушной смеси оценивается коэффициентом асм, определяемым непосредственными измерениями расходов воздуха и топлива (рис. 5.26, г), и действительным коэффициентом ад, получаемым методом анализа газовых проб из цилиндра работающего двигателя и ОГ в выпускной трубе. По результатам исследований, опытный двигатель с ОПК работает на более бедных смесях. Коэффициент -у остаточных газов (рис. 5.26, д) у опытного двигателя с ОПК снижается наиболее значительно в области низких и высоких частот (до 30 %). Это объясняется улучшением качества продувки и уменьшением выброса ОГ предыдущего цикла из цилиндра в кривошипную камеру.
Изменение КПД r)s продувки (рис. 5.26, е), характеризующее качество очистки цилиндров, аналогично изменению коэффициента у. Изменение коэффициента фПр продувки характеризует потери смеси при продувке (рис.5.26, ж). Коэффициент т]и использования продувочной смеси (рис. 5.26, з) является величиной, обратной коэффициенту продувки. Анализ полученных зависимостей показывает, что качество газообмена двигателя с ОПК заметно лучше практически во всем диапазоне частот и нагрузок.
Представляет интерес также оценка мощности механических потерь сравниваемых двигателей: потерь на трение, привод вспомогательных механизмов и на осуществление процесса газообмена. Абсолютные значения крутящего момента и мощности механических потерь определяют методом прокрутки в зависимости от частоты вращения п коленчатого вала двигателя. Для обшей оценки потерь, каждую из которых получить отдельно не удается, используют эффективный КПД
632 Ne
Т)е — ЛгИмех — нм > м•gi^u Ne~T*NMex
У исходного серийного двигателя коэффициент т)е меньше, что объясняется довольно большим удельным расходом топлива ввиду значительных потерь смеси за счет прямого и обратного выбросов и связанных с ними значительных потерь на газообмен, обусловленных симметричными фазами газораспределения. Опытный двигатель с ОПК при п ^ 3500 мин-1 имеет примерно одинаковый с исходным двигателем эффективный КПД rie. С увеличением п £> 3500 мин-1 Ле возрастает, поскольку уменьшаются удельный расход топлива и потери на газообмен.
Испытания двигателей «Восход-3» с различными ОПК проводились с целью выбора оптимальной конструкции клапана. Программа исследования включала определение влияния конструкции клапана и материала лепестков на мощностные, экономические и токсические характеристики двигателя. В качестве материала лепестков использовали лавсан (толщиной б — 170, 250, 500 мкм), стеклотекстолит СТЭФ (б = 500, 900 мкм), фенилон (б = 1000 мкм), а также пружинную сталь 60С2А (д= НО, 170, 210 мкм).
Как следует из результатов испытаний, на малых скоростных режимах (и = = 2000 ... 3000 мин"1) установка полнопоточного ОПК на впуске положительно влияет на все характеристики двигателя. На малых частотах получены большиеNe и меньшие ge для лепестков из тонких лавсановых пленок, на средних частотах — для стальных, на высоких ■— для жестких лепестков из феиилона и стеклотекстолита. В дальнейшем проводится сравнение для лучших вариантов лепестков ОПК при работе на различных режимах.
При установке полнопоточного клапана со стальными лепестками (6 = = 0,17 мм) и лепестками из лавсана (б = 0,5 мм) во всем диапазоне частот вращения коленчатого вала (п — 2000 ... 5500 мин-1) и нагрузок (25 ... 100 %) по сравнению с серийным двигателем обеспечивается в среднем: рост Ne на 2,3% для стальных лепестков и снижение на 0,7 % для лепестков из лавсана; снижение ge 184
г
соответственво на 25,7 и 19,03 %; снижение СО в ОГ соответственно на 30,28 и 27,4 %; уменьшение СИ в ОГ соответственно на 21 и на 22,66 %.
Таким образом, полнопоточный клапан впуска, несколько понижая мощность при высоких частотах вращения, в целом существенно уменьшает удельный расход топлива и токсичность ОГ во всем диапазоне работы двигателя. Ухудшение показателей наблюдается у двигателя с ОПК с тонкими лепестками нз стали и мягкими из лавсана на высоких частотах и нагрузках. Для устранения этих недостатков были исследованы более жесткие толстые лепестки из стеклотекстолита и фенилона.
Наиболее значительное снижение мощности наблюдается при частоте п ^ to 3000 мин-1. На других частотах мощность изменяется незначительно. При этом лучшие показатели у двигателя с ОПК и лепестками из стеклотекстолита СТЭФ толщиной 6=0,5 мм. Снижение мощности при частоте п=3000 мин 1 объясняется повышенным гидравлическим сопротивлением более жестких лепестков из СТЭФ и фенилона (по сравнению с лепестками из стали и лавсана). На высоких частотах более жесткие лепестки из СТЭФ и фенилона обеспечивают достаточную гибкость для быстрого открытия и высокое поднятие лепестка без запаздывающего закрытия. Это подтверждают лучшие экономические н токсические показатели двигателя на высоких частотах вращения коленчатого вала. Таким образом, на средних и высоких частотах работы двигателя лучшие показатели имеют двигатели с ОПК с лепестками из стеклотекстолита СТЭФ толщиной 0,5 мм.
Исследования влияния конструкции клапана на показатели двигателя проводились с десятью вариантами корпусов ОПК с лепестками из стеклотекстолита СТЭФ толщиной 6 = 0,5 мм. Для оценки эффективности работы двигателя необходимо определить изменение его показателей при работе на различных режимах, а не только на номинальном.
Как показал анализ полученных данных, лучшие показатели по мощности, удельному расходу топлива и токсичности ОГ достигаются при использовании клапанов ППК-ДС-4-50. Во всем диапазоне частот вращения коленчатого вала среднее снижение мощности составило около 4 % (при полностью открытой дроссельной заслонке), среднее снижение ge — 23,44 %. Значительно улучшены токсические показатели двигателя (среднее снижение содержания СО 77,3 %, а СН 14,15 %).
На основании сравнения изменения основных показателей двигателей (%) во всем диапазоне частот вращения и нагрузок можно сделать следующий вывод. С установкой полнопоточных ОПК различных конструкций, материалов и толщин лепестков могут быть улучшены основные показатели двигателя. Лучшие результаты получены при использовании клапана ППК-ДС-4-50 с лепестками из стеклотекстолита СТЭФ толщиной 0,5 мм: средний во всем диапазоне частот и нагрузок прирост мощности (на 2,25 %) при снижении максимальной мощности (до 4 %); снижение удельного расхода топлива (в среднем на 24,5 %); уменьшение содержания окиси углерода и углеводородов в ОГ двигателя (в среднем соответственно на 63 и 10,5 %).
Стендовые испытания не выявили преимуществ клапанов ППК-ДС-6-50 и ППК-ДС-6-60, которые имели большие размеры и меньшие гидравлические сопротивления. Очевидно, увеличение объема между карбюратором и впускным окном привело к росту объема впускного канала и кривошипной камеры, а следовательно, к уменьшению наполнения и степени сжатия в кривошипной камере, «вялой» продувке цилиндра и падению мощности двигателя. Поэтому вариант клапана ППК-ДС-4-50 с лепестками из СТЭФ был принят в качестве основного при проведении дальнейших исследований.
Для компенсапии снижения максимальной мощности на высоких частотах была испытана конструкция частично поточная (см. рис. 5.2). При работе двигателя «Восход-3» с частично поточным ОПК с лепестками из стали (6 = 0,17 мм) и лавсана (6 = 0,5 мм) по нагрузочной характеристике при п = 2000 мин-1 относительные показатели изменялись следующим образом:
эффективная мощность возросла в среднем на 5,82 % (стальные лепестки) и на 6,33 % (лепестки из лавсана) по сравнению с мощностью исходного серийного двигателя. Наибольшее снижение мощности наблюдалось при 50%-ном открытии
Результаты исследования двигателей с полнопоточиыми и частично поточными клапанами впуска
опк
Материал лепестков
Толщина, мм
Относительные показатели, %
6Ne
6ге
«СО
бен
Полнопоточный
Сталь
0,17
—3,4
—10,73
—45
—20
Лавсан
0,50
—3,8
—21,10
—30
—16,44
Частично поточ-
Сталь
0,17
+5,93
+4,8
+22,9
—21,92
иый
Лавсан
0,50
+9,56
—3,46
+9,72
+7,03
дроссельной заслонки, наибольшее приращение мощности— при полном открытии дроссельной заслонки (примерно 15 %);
удельный эффективный расход ge топлива по мере открытия дроссельной заслонки уменьшился на 37 ... 40 % (со стальными лепестками в среднем на 19,87 %, с лепестками из лавсана на 20,34 %);
содержание СО в ОГ по мере открытия дроссельной заслонки монотонно уменьшалось (со стальными лепестками в среднем на 88,72 %, с лепестками из лавсана на 66 %);
содержание несгоревшего углерода в ОГ снизилось (со стальными лепестками на 24,9 %, с лепестками из лавсана на 6,24 %).
При увеличении частоты вращения коленчатого вала изменение основных показателей двигателя происходит иначе. Мощность первоначально значительно возрастает, а затем снижается до уровня мощности исходного двигателя. При этом лучшие показатели по мощности и экономичности получены при лепестках из лавсана, а по выбросам СН с О Г — при стальных лепестках. Относительные показатели для вариантов полнопоточных и частично поточных клапанов впуска в среднем во всем диапазоне нагрузок двигателя приведены в табл. 5.6.
Таким образом, лучшие показатели по мощности достигаются двигателями с частично поточными ОПК с лавсановыми лепестками, а по экономичности и токсичности ОГ — двигателями с полнопоточными ОПК с лепестками из стали, лавсана и стеклотекстолита (среднее снижение удельного расхода топлива составляет 20 ... 25%). Хотя полнопоточный ОПК обладает рядом преимуществ по сравнению с частично поточным (значительное улучшение экономических и токсических показателей, простота конструкции), у него есть серьезные недостатки, связанные со снижением максимальной мощности двигателя и низкой надежностью самого клапана. Первое обстоятельство связано с тем, что впускная система двигателя мотоцикла настроена на режим максимальной мощности, а установка ОПК на впуске приводит к увеличению гидравлического сопротивления. Низкая долговечность ОПК обусловлена исключительно тяжелыми условиями работы лепестков. Устранение этих недостатков является важной задачей в совершенствовании ОПК.
ИСПЫТАНИЯ НА НАДЕЖНОСТЬ
По результатам проведенных исследований в качестве основного материала для исследования лепестков выбран стеклотекстолит марки СТЭФ-1. Проводились также исследования на надежность лепестков из термообработанной ленты из сталей 60С2А и 70С2ХА (шириной 20 и толщиной 0,3 мм).
Ускоренные испытания позволяют довести конструкцию и технологию производства до требуемого уровня в относительно короткий срок. При этом необходимо учитывать две группы показателей долговечности, полученных при ускоренных испытаниях 186
и в эксплуатации. Соотношение между этими группами показателей характеризуется коэффициентами ускорения или перехода.
Выбор методов, режимов и организации ускоренных испытаний зависит от многих факторов и главным образом от их целей. В исследованиях на надежность ОПК необходимы аттестационные и доводочные испытания на пригодность к производству с определением гарантированного (или среднего) ресурса ОПК с лепестками из стеклотекстолита СТЭФ-1 и пружинной ленты из сталей 60С2А и 70С2ХА на алюминиевом или пластмассовом корпусе клапана. При этом должны быть получены кривые усталости и динамика изнашивания лепестков.
Ускоренным испытаниям изделий, работающих при переменных нагрузках, изменяющихся в широком диапазоне, предшествует статистическая оценка режимов работы двигателей и эксплуатационной напряженности образцов лепестков ОПК, выполняемая по следующей схеме: определение наиболее вероятных режимов эксплуатации двигателя (% общего срока службы); выявление наиболее опасных и тяжелых для ОПК режимов работы двигателя; определение действительных напряжений в лепестках .ОПК при работе на двигателе.
Как показали исследования, наиболее жестким режимом, при котором обычно происходят поломки ОПК. является режим, соответствующий максимальной частоте вращен'ля коленчатого вала (и = 5600 мин"1), близкой к резонансной. Поэтому испытания на долговечность целесообразно проводить при частоте 5600 мин"1.
Действительные напряжения пластин ОПК определялись при тензометрировании клапана. Итоги этих исследований учтены при выборе режимов ускоренных и натурных испытаний. Выбор режима ускоренных испытаний во многом определяет их длительность и результаты. При этом ставятся следующие задачи: обеспечение сопоставимости результатов испытаний и данных эксплуатации по напряженности, по воспроизводимому процессу разрушения, по виду и зоне возникшего повреждения; определение коэффициентов перехода от результатов ускоренных испытаний к результатам эксплуатации; сокращение длительности испытаний.
Режимы ускоренных испытаний на долговечность делятся на пять видов:
эксплуатационный — воспроизводит выбранный вариант эксплуатации по характеру, значению и частоте изменения нагрузок, а также по условиям на наиболее нагруженном участке;
учащенных нагрузок — то же, что первый, но нагрузки учащаются;
увеличенных нагрузок — то же, что первый, но с применением максимальных эксплуатационных нагрузок или их превышающих;
учащенных и увеличенных нагрузок — сочетание второго и третьего вида;
Рис. 5.27. Установка для ускоренных испытаний на долговечность ОПК
Рнс. 5.28. Изменение степени износа i]^ пластин ОПК из различных материалов в зависимости от наработки т:1 -- левая из СТЭФ-1; 2 — правая из СТЭФ-1; 3 — из фенилонаРнс. 5.28. Изменение степени износа i]^ пластин ОПК из различных материалов в зависимости от наработки т:1 -- левая из СТЭФ-1; 2 — правая из СТЭФ-1; 3 — из фенилонаспециальный — отличающийся от эксплуатационного, но допустимый для сравнения.
Рнс. 5.28. Изменение степени износа i]^ пластин ОПК из различных материалов в зависимости от наработки т:
1 -- левая из СТЭФ-1; 2 — правая из СТЭФ-1; 3 — из фенилона
Рнс. 5.28. Изменение степени износа i]^ пластин ОПК из различных материалов в зависимости от наработки т:
1 -- левая из СТЭФ-1; 2 — правая из СТЭФ-1; 3 — из фенилона
Почти каждый процесс разрушения имеет свою критическую область, при выходе за пределы которой происходят качественные изменения. Режимы и методы ускоренных испытаний выбирают так, чтобы критическая область не была достигнута и чтобы качественная сторона процесса разрушения не менялась. При ускоренных испытаниях изделий, эксплуатируемых при переменных режимах, целесообразно применение более высоких нагрузок, но с учетом указанного выше ограничения.
Таким образом, лучше использовать третий вид ускоренных испытаний. При режиме увеличенных нагрузок воспроизводится вариант эксплуатации ОПК по характеру и частоте нагрузок. Поэтому ОПК целесообразно устанавливать не на впуске, а на выпуске двигателя на специальной установке. Нагрузки на лепестки клапана будут увеличены в 5 ... 6 раз (а — 500 ... 600 МПа), а частота работы клапана не изменится.
За критерий разрушения, ограничивающий срок испытаний, было принято разрушение лепестков ОПК (появление трещин, износ и откол углов или кромок, отламывание кусков пластин), при котором происходит разгерметизация кривошипной камеры двигателя и затрудняется его нормальный пуск.
Установка для ускоренных испытаний ОПК, имитирующая его работу, создана на базе двигателя «Восход ЗМ» (рис. 5.27). Коленчатый вал 1 двигателя приводится во вращение электродвигателем 2 посредством ременной передачи 3. Вместо головки на двигателе установлен переходник 4 с отверстием в центре. На этот переходник крепится пластинчатый клапан 5. Для отвода воздуха и наблюдений за работой клапана на головку двигателя надет кол- 188
лак 6 со стеклянными оспами. Масли дли смазызаиии подается на впуск двигателя. Благодаря применению шкивов соитвеюгвуюших размеров, установленных на коленчатом валу 1 и на валу электродвигателя 2, обеспечивается частота вращения п — 5600 мин1. При необходимости величина а может регулироваться.
При работе установки воздух входит во впускной канал двигателя, через кривошипную камеру и продувочные каналы / поступает в цилиндр двигателя и сжимается поршнем, Сжатый воздух через отверстие в переходнике 4 входит в ОПК 5 и открывает его, отгибая упругие пластины. При движении поршня вниз в цилиндре создается вакуум и упругая пластина клапана возвращается в исходное положение, с большой скоростью ударяясь о седло клапана. Таким образом повторяется 5600 циклов в минуту; открытие и посадка пластин на седло с нагрузкой, превышающей в 56 раз нагрузки по условиям эксплуатации. Обеспечивается
это тем, что перепад давления при сжатии воздуха поршнем в цилиндре намного превышает перепад давления па впуске в криво шинную камеру, где установлен ОПК.
При испытаниях на установке удалось воспроизвести типичные дефекты ила- егии ОПК, которые могут привести к отказам двигателя при его эксплуатации. Испытания проводились на корпусе клапана из алюминиевого сплава с седлом, не оклеенным резиной. Износ и разрушения пластин начинались с откола углов и эрозии кромок.
Оценка ресурса работы испытуемых образцов проводилась но измерениям степени износа и наработки. При исследованиях ОПК износ ила;тин можно оце- нить по разрушению (поражению) поверхности пластины в дилял от общей площади пластины. Степень износа, %,
Му - (б/С) 100, где F — площадь поверхности пластины ОПК (с одной стороны); 6 • - изношенная площадь пластины.
Например, для пластай из стеклотекстолита СТОФ1 через 1 мин испытаний па установке пораженная площадь составила 4,27 ... 5,! %, а для пластин нз фенилона за то же время — 10,63 % .
При дальнейших испытаниях этих образцов наблюдалась прогреет мру юшая эрозия кромок н углов пластин в местах наибольшей концентрации напряжений. Для пластин нз стеклотекстолита СТЭФ характерно самопроизвольное закругление углов при износе. Кривые изменения степени износа цР пластан из СТЭФ-1 и фенилона в зависимости от времени г наработки при ускоренных испытаниях приведены на рис. 5.28.
Проведенные ускоренные испытания показали необходимость внесения следующих изменений конструкции ОПК: замену материала корпуса клапана на достаточно мягкий материал (пластмассу); закру!теине углов пластин тем же радиусом, который образуется при износе, для уменьшения концентрации напряжений в устах; в качестве м.мерцала лепестков применять СТЭФ-1
Последующие ускоренные испытания повых кчапашш показали, что процесс разрушения пластин значительно замедлился' п ресурс клепана с пластинами из СТЭФ-1 и корпусом из полиамида марки 616‘ ^иеппчидся от 4 до 60 мин, т. е. возрос в 15 раз.
Ускоренные испытания ОИК с плас тинами из ста nt 60С2А (60,22 мм)
на алюминиевом корпусе показали, что через 1 мин начинается процесс разрушения, главным образом по концам пластин. Затем процесс разрушения прогрессирует и через 4... 6 мнн пластина уже не полностью закрывает окно, происходит разгерметизация клапана.
Анализ характера разрушения пластин из стеклотекстолита, фенилоиа и стали позволяет сделать вывод, что пластины из фенилона и стали откалываются кусочками, а пластины из СТЭФ изнашиваются без откола частей. С этой точки зрения пластины из СТЭФ более безопасны, так как исключается возможность повреждения двигателя при попадании кусков пластин в цилиндр при разрушении ОПК.
Ускоренные испытания пластин из пружинной ленты из стали 70С2ХА (6 = 0,3 мм) на корпусе из полиамида показали, что ресурс работы возрос до 2 ч и более. Испытания двигателей с ОПК этой конструкции на стенде и при ходовых испытаниях мотоциклов подтвердили большой ресурс их работы.
По результатам ускоренных и последующих эксплуатационных испытаний наибольший ресурс работы при минимальном износе пластин ОПК имеют пластины из стеклотекстолита СТЭФ-1 толщиной 0,5 мм и из стальной (70С2ХА) пружинной ленты толщиной 0,3 мм при посадке на корпус ОПК из полиамида.
ИССЛЕДОВАНИЕ ВЛИЯНИЯ РАСШИРЕНИЯ ФАЗЫ ВПУСКА
Как уже отмечалось, для улучшения наполнения и повышения максимальной мощности двухтактных ДВС с ОПК целесообразно поддерживать сообщение между впускным каналом и подпоршневым пространством или продувочным каналом при положении поршня вблизи НМТ. В связи с этим в стенке поршня со стороны впуска предусматривают соответствующие окна. В этом случае клапан на впуске обеспечивает дополнительный подсос топливовоздушной смеси в кривошипную камеру и дополнительную продувку через окно в поршне и дополнительный продувочный канал, когда во время продувки в цилиндре и картере образуется вакуум.
Исследование влияния расширения фазы впуска путем применения ОПК иа впуске в сочетании с окнами в поршне проводилось на двигателе «Восход-ЗМк Расширение фазы впуска осуществлялось путем подрезания юбки поршня и выполнением окна (или окон) на боковой поверхности поршня. При этом фаза впуска изменялась от серийной (<рвп = 135°) через 15° поворота коленчатого вала до тех пор, пока фаза впуска ие определялась открытием и закрытием впускного канала ОПК (клапанный впуск). В этом случае юбка поршня не закрывает впускное окно ни в один из моментов поворота коленчатого вала, а впуск определяется только вакуумом в кривошипной камере.
Как показали исследования, на режимах малых нагрузок (открытие дроссельной заслонки на 25 %) и во всем диапазоне частот увеличение продолжительности фазы впуска приводит к росту мощности на 7 ... 10 % . При этом удельный расход топлива, как правило, снижается на 10 ... 20 % , содержание СО в ОГ уменьшается значительно, а содержание СН в ОГ возрастает.
При повышении нагрузки (50 % открытия дроссельной заслонки) и малых частотах вращения наблюдается увеличение мощности на 5 ... 20 %, а при п — = 3000 мин"1 и выше мощность снижается до 5 ... 7 % по сравнению с мощностью серийного двигателя. При клапанном впуске (фвп = 235°) мощность становится равной мощности серийного двигателя. Содержание СО в ОГ уменьшается, а СН растет. Это свидетельствует о возможности достижения необходимой максимальной мощности двигателя с ОПК на впуске. Удельный расход топлива и содержание СН и СО в ОГ меньше, чем у серийного двигателя. Применение ОПК и расширенной фазы впуска целесообразно сочетать с дополнительным продувочным каналом напротив выпускного канала (см. рис. 2.1). Применение такой системы впуска и продувки позволяет улучшить характеристики двигателя (см. рис. 2.9),
Высокая максимальная мощность двигателя и удачная форма кривой крутящего момента достигаются благодаря тому, что в пространство под поршнем свежая 190
смесь поступает, как только под поршнем давление становится меньше, чем во впускном канале. А в пространство над поршнем свежая смесь подсасывается через дополнительный продувочный канал во время работы основных продувочных окон.
Такую усовершенствованную систему впуска двигателя можно с успехом использовать в тех случаях, когда необходимо получить высокую удельную мощность при небольшой массе двигателя. Усовершенствованная система позволяет осуществить близкую к идеальной фазу впуска, т. е. свести к минимуму промежуток времени, в котором поток во впускном канале перекрывается поршнем и во впускном тракте меняется характер процесса.
ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЕЙ МОТОЦИКЛОВ «ВОСХОД» И СНЕГОХОДОВ «БУРАН» С УСОВЕРШЕНСТВОВАННОЙ СИСТЕМОЙ ВПУСКА
Двухтактные карбюраторные двигатели, предназначенные для мотоциклов и снегоходов, работают в широком диапазоне скоростей и нагрузок. Поэтому важно обеспечить экономичную работу двигателя во всем диапазоне возможных режимов. Двигатели мотоциклов «Восход» и снегоходов «Буран» доработаны с учетом результатов, приведенных выше (см. рис. 5.4).
ДВИГАТЕЛЬ МОТОЦИКЛА «ВОСХОД-ЗМ»
Рассмотрим последовательно работу и показатели двигателя «Восход-ЗМ» с усовершенствованной системой впуска при открытии дроссельной заслонки карбюратора на 25, 50, 75 и 100% во всем диапазоне частот вращения коленчатого вала.
Открытие дроссельной заслонки иа 25 %. Применение усовершенствованной системы впуска потребовало новых регулировок карбюратора. Характеристики серийного двигателя 7, двигателя 2 с ОПК и серийными фазами впуска, двигателя 3 и 4 с ОПК, третьим продувочным каналом, расширенной фазой впуска и жиклером (расходом соответственно 190 и 210 см3/мин) показаны на рис. 5.29.
При малых нагрузках применение усовершенствованной системы впуска (ОПК в сочетании с третьим продувочным каналом и расширенной фазой впуска) значительно увеличивает мощность Ме (до 30 ... 50 %) и снижает удельный расход ^топлива (до 28 ... 60 %) благодаря улучшению воздухоснабження (увеличение а до 17,5 %) и более полному сгоранию топлива (снижение q до 20 %). Таким образом, при открытии дроссельной заслонки карбюратора на 25 % лучшие показатели обеспечиваются опытным двигателем 4,
Открытие дроссельной заслонки на 50 %. Сравнение мощностных и экономических показателей на средних нагрузках показывает также преимущество двигателей с усовершенствованной системой впуска (рис. 5.30).
Открытие дроссельной заслонки иа 75 %. При дроссельной заслонке, открытой на 75 %, лучшие показатели по мощности, экономичности и токсичности ОГ получаются для опытного двигателя 2 с ОПК и серийными фазами впуска. Как и в предыдущих случаях, благодаря усовершенствованному впуску улучшаются основные показатели двигателя «Восход-ЗМ».
Полностью открытая дроссельная заслонка. При полной нагрузке лучшие мощностные, экономические и токсические показатели достигаются опытным двигателем (рис. 5.31). Проведенные стендовые испытания показали следующее.
Установка ОПК на впуске, особенно в сочетании с третьим дополнительным продувочным каналом и расширенной фазой впуска, существенно улучшили динамические, топливно-экономические и токсические показатели двигателей «Восход-ЗМ».
Усовершенствованная система впуска улучшила приспособляемость впускного тракта к изменениям скоростных и нагрузочных режимов работы двигателя. Диапазон устойчивой работы двигателя расширился и минимальная устойчивая частота вращения стала меньше 2000 мин”1.
Рис. 5.29. Характеристики двигателя «Восход-ЗМ» о усовершенствованным впуском при дроссельной заслонке, открытой на 25%
Характеристика удельного расхода топлива опытных двигателей стала $ более пологой, чем у серийного двигателя и снижение ge составило 30 ... 40%.«
Двигатели с усовершенствованным впуском работают на более бедных$
смесях. Для иих коэффициент избытка воздуха а = 0,8 ... 1 (для серийного двигателя а = 0,7 ... 0,8).
Улучшение мощностных и экономических показателей объясняется главным образом улучшением воздухоснабжения двигателя на всех режимах и работой иа более бедных смесях. Это подтверждается значительным снижением токсичности ОГ и уменьшением химического недожога ? топлива.j
Содержание СО в ОГ снизилось с 20 до 90 %, содержание СН — на 15 ...)
47 %, а коэффициент недожога топлива — с 22 ... 25 % (у серийного) до 10 ...
12 % (у опытных двигателей). Прн продувке цилиндра выбрасывается в среднем 25 % топлива, следовательно, коэффициент полноты сгорания топлива г]п с возрос с 0,75 (у серийного) до 0,85 ... 0,9 (у опытных двигателей).
Регулировка главного дозирующего устройства карбюратора на оптимальный по мощности и экономичности состав смеси с изменением скоростного { режима двигателя при различном подъеме дроссельной заслонки изменяется. Жиклер карбюратора должен обеспечивать пропускную способность 190 см3/мин, винт холостого хода должен находиться в положении 1,5 оборота. Двигатели с усовершенствованной системой впуска работают устойчиво при более бедных смесях по сравнению с серийными.
Особенно эффективна опытная система впуска на режимах частичных нагрузок (открытие дроссельной заслонки на 25 ... 50 %) в диапазоне малых и средних частот (п = 2000 ... 4000 мин-1). На этих режимах (по сравнению с серийными двигателями) мощность возрастает на 20 ... 80 % , а часовой расход топлива уменьшается на 15 ... 25 %.
Учитывая, что режимы частичных нагрузок составляют значительную часть времени работы двигателя, особенно в условиях движения по городу и пересечен- 192
Не,кВт чНе,кВт чРис. 5.30. Характеристики двигателя «Восход-ЗМ» с усовершенствованным впуском при дроссельной заслонке, открытой на 50% (обозначения см. рис. 5.29)Рис. 5.30. Характеристики двигателя «Восход-ЗМ» с усовершенствованным впуском при дроссельной заслонке, открытой на 50% (обозначения см. рис. 5.29)Рис. 5.31. Характеристики двигателя «Восход-ЗМ» с усовершенствованным впуском при полностью открытой дроссельной заслонке (обозначения см. рис. 5.29)
Не,кВт ч
Не,кВт ч
Рис. 5.30. Характеристики двигателя «Восход-ЗМ» с усовершенствованным впуском при дроссельной заслонке, открытой на 50% (обозначения см. рис. 5.29)
Рис. 5.30. Характеристики двигателя «Восход-ЗМ» с усовершенствованным впуском при дроссельной заслонке, открытой на 50% (обозначения см. рис. 5.29)
ной местности, эксплуатационные расходы топлива мотоциклами могут быть снижены значительно.
Таким образом, проведенные стендовые испытания двигателей «Восход-ЗМ» с ОПК, третьим каналом и расширенной фазой впуска показали, что благодаря автоматическому измене-
зависимости от скоростного режима I-1 до ф = 220° при 5500 мин-1)зависимости от скоростного режима I-1 до ф = 220° при 5500 мин-1)ВВнию продолжительности фазы впуска работы двигателя (от <р = 130° при п«3000 мин' и устранению обратного выброса топлива можно существенно увеличить наполнение цилиндра смесью, улучшить качество продувки, повысить мощность, снизить расход топлива и токсичность ОГ на всех скоростных режимах.
зависимости от скоростного режима I-1 до ф = 220° при 5500 мин-1)
зависимости от скоростного режима I-1 до ф = 220° при 5500 мин-1)
В
В
Эти выводы подтверждают результаты стендовых испытаний двигателей в дорожных условиях, дорожных ходовых испытаний мотоциклов с целью определения их динамических и экономических показателей, а также испытаний мотоцик
лов на роликовом стенде по ездовым циклам.
ДВИГАТЕЛЬ СНЕГОХОДА «БУРАН»
Характеристики двигателя РМЗ-640. Исследования двигателей снегоходов «Буран» с усовершенствованным впуском (см. рис. 5.10) проводились с учетом результатов, полученных ранее для двигателей мотоциклов «Восход». Для двигателя снегохода, так же как и для мотоцикла, важно обеспечить экономичную работу во всем диапазоне возможных режимов работы. Поэтому исследовалась работа двигателя РМЗ-640 снегохода «Бураи» при высоте подъема иглы дроссель-
В. м. Кондрашов ■ др.193
2000 3000 MOO 5000 п,мин-12000 3000 MOO 5000 п,мин-1Ne, к8тNe, к8тРис. 5.32. Характеристики исходного серийного двигателя РМЗ-640:/ — 6„_ = 24 мм; 2 — й__ = 13,25 мм; 3 — Л = 10 ммРис. 5.32. Характеристики исходного серийного двигателя РМЗ-640:/ — 6„_ = 24 мм; 2 — й__ = 13,25 мм; 3 — Л = 10 мм
2000 3000 MOO 5000 п,мин-1
2000 3000 MOO 5000 п,мин-1
Ne, к8т
Ne, к8т
Рис. 5.32. Характеристики исходного серийного двигателя РМЗ-640:
/ — 6„_ = 24 мм; 2 — й__ = 13,25 мм; 3 — Л = 10 мм
Рис. 5.32. Характеристики исходного серийного двигателя РМЗ-640:
/ — 6„_ = 24 мм; 2 — й__ = 13,25 мм; 3 — Л = 10 мм
ной заслонки Лдр = 24 мм (100 %); 13,25 мм; 10 мм во всем скоростном диапазоне работы двигателя, п = 2000 ... 5500 мин-1.
На рис. 5.32 представлены исходные характеристики серийного двигателя РМЗ-640: крутящего момента Л4кр, мощности Ne, часового расхода GT топлива, удельного расходам топлива при различной высоте ЛДр. Введение ОПК и расширение фазы впуска (со 144° поворота коленчатого вала у исходного двигателя до 224° у опытных двигателей) обусловили изменение расхода топлива и тепловой напряженности двигателя, вследствие чего возникла необходимость в определении новых размеров дозирующих элементов карбюратора К-62Ж, которые бы удовлетворяли условиям его работы на двигателе с усовершенствованным впуском.
Для проведения исследований использовались: серийные двигатели РМЗ-640, соответствующие технической документации, и опытные двигатели с усовершенствованным впуском; поплавковая камера карбюратора К-62Ж с конусной иглой для изменения расхода топлива, подаваемого карбюратором в двигатель; набор сменных дозирующих элементов для карбюратора (распылители, жиклеры и иглы дроссельной заслонки); приспособление для измерения вакуума за дроссельной заслонкой карбюратора; испытательный стенд; морозильная камера.
Сначала проверялось влияние размеров дозирующих элементов системы холостого хода при положении винта, обеспечивающем максимальное обогащение смеси холостого хода и минимальную устойчивую частоту вращения на режиме холостого хода. Определялось предельно допустимое отворачивание винта (предельно допустимое обеднение смеси холостого хода), прн котором карбюратор обеспечивал двигателю минимальный расход топлива с последующим «провалом» частоты вращения при подъеме дроссельной заслонки. Таким образом находился диапазон регулирования системы холостого хода карбюратора. Для сравнения оценивались минимально устойчивая частота вращения серийного н опытных двигателей на режиме холостого хода и характеристики холостого хода (изменением положения винта качества).
Были получены регулировочные характеристики по расходу топлива серийного н опытных двигателей при частоте вращения п = 3600, 4500, 5000 мнн-1, а также регулировочная характеристика при п = 5500 мин-1 и полностью открытой дроссельной заслонке.
С проверенными размерами дозирующих элементов системы холостого хода карбюратора и полученными регулировочными пределами опытных двигателей подбирались размеры элементов основной дозирующей системы карбюратора (иглы 194
Рис. 5.34. Регулировочная характеристика двигателя РМЗ-640 с усовершенствованной системой впуска при п = = 4500 мин-1:1 — регулировочный предел; 2 — мощностная регулировкаРис. 5.34. Регулировочная характеристика двигателя РМЗ-640 с усовершенствованной системой впуска при п = = 4500 мин-1:1 — регулировочный предел; 2 — мощностная регулировкаРис. 5.33. Характеристики холостого хода двигателя РМЗ-640:
Рис. 5.34. Регулировочная характеристика двигателя РМЗ-640 с усовершенствованной системой впуска при п = = 4500 мин-1:
1 — регулировочный предел; 2 — мощностная регулировка
Рис. 5.34. Регулировочная характеристика двигателя РМЗ-640 с усовершенствованной системой впуска при п = = 4500 мин-1:
1 — регулировочный предел; 2 — мощностная регулировка
— серийного (минимальная устойчивая частота п, винт качества отвернут на 1,2 оборота); 2 — опытного с ОПК (минимально устойчивая частота п, винт качества отвернут на один оборот); 3 — опытного с ОПК (максимальное обогащение смеси, винт качества завернут)
дроссельной заслонки, распылителя, главного топливного жиклера) с учетом допускаемого температурного состояния двигателя, обеспечивающего работу без заклинивания, а также с учетом оптимального шага изменения расхода топлива прн перестановке иглы от номинального положения в сторону как обогащения смеси, так и ее обеднения. Необходимость сохранения мощности, а также работа опытных двигателей без перегрева на режимах работы по внешней скоростной характеристике позволили отказаться от ограничителя хода дроссельной заслонки, устанавливаемого на серийных двигателях РМЗ-640.
На опытных и серийных двигателях при их работе по нагрузочным характеристикам при п — 3600 , 4500 , 5000 мин-1 для сравнения и выбора размеров дозирующих элементов измерялся вакуум за дроссельной заслонкой.
При проверке пусковых качеств сравнивались опытные и серийные двигатели. Для облегчения пуска г энменяли подогретые сухне свечн зажигания и впрыскивание за дроссельную заслонку подогретого бензина А-76. Проводилась также проверка эффективности системы топливного корректора карбюратора при пуске опытных и серийных двигателей прн температуре 243 К-
Характеристики холостого хода серийного двигателя РМЗ-640 и усовершенствованного с ОПК на впуске (пропускная способность жиклера 50 см3/мин; диаметр отверстия холостого хода 0,8 мм; диаметр переходного отверстия 1,4 мм) приведены на рис. 5.33. Испытания показали, что размеры дозирующих элементов системы холостого хода карбюратора К-62Ж удовлетворяют работе опытных двигателей. Винт качества смеси холостого хода имеет диапазон регулирования в два оборота. Оптимальное положение винта при отворачивании на один оборот примерно соответствует оптимальному положению винта для серийного двигателя.
Опытные двигатели с ОПК по сравнению с серийными обеспечивают меньшую (на 200 ... 500 мин-1) минимальную устойчивую частоту вращения коленчатого вала.
Для уточнения влияния элементов регулировки снималась регулировочная характеристика опытного двигателя при частоте п = 4500 мин-1 (рис. 5.34). Область между регулировочным пределом 1 и мощностной регулировкой 2 обеспечивает при соответствующем подборе пары игла дроссельной заслонки — распылитель работу двигателя без заклинивания на нормальной смеси.
Из регулировочной характеристики опытного двигателя при п = 5500 мин-1 и полностью открытой дроссельной заслонке карбюратора (рис. 5.35) следует, что опытный двигатель обеспечивает мощность N, = 23,7 кВт при удельном расходе
7* 195
Рис. 5.35. Регулировочная характеристика двигателя РМЗ-640 о усовершенствованной системой впуска при полностью открытой дроссельной заслонке и частоте п = = 5500 мни-1
Рис. 5.36. Нагрузочные характеристики двигателя РМЗ-640 с усовершенствованной системой впуска при п = 4500 мии-1:
1 — игла в первой канавке; 2 — нгла во второй канавке; 3 — нгла в третьей канавке;— регулировочный предел; —•—•— мощностная регулировка1 — игла в первой канавке; 2 — нгла во второй канавке; 3 — нгла в третьей канавке;— регулировочный предел; —•—•— мощностная регулировкатопливаge = 492 г/(хВт-ч) и обогащенной смеси. При нормальной смеси получены мощность Ne = 22,8 кВт и удельный расход топлива ge = 435 г/(кВт-ч). Диапазон удельных расходов между нормальной и обогащенной смесью определяет выбор главного топливного жиклера карбюратора.
1 — игла в первой канавке; 2 — нгла во второй канавке; 3 — нгла в третьей канавке;— регулировочный предел; —•—•— мощностная регулировка
1 — игла в первой канавке; 2 — нгла во второй канавке; 3 — нгла в третьей канавке;— регулировочный предел; —•—•— мощностная регулировка
Нагрузочные характеристики по расходу топлива опытного двигателя (диаметр распылителя 2,68 мм; размеры иглы дроссельной заслонки: диаметр цилиндрической части 2,5мм, наименьший диаметр конической части 1,82 мм, длина конической части 27 мм; пропускная способность главного топливного жиклера 400 см®/мин) для трех положений иглы дроссельной заслонки (на ннжней канавке, на второй канавке снизу и на средней канавке) представлены на рис. 5.36 при п = = 4500 мин-1.
Перед выбором размеров пары игла дроссельной заслонки — распылитель за номинальное положение иглы было принято ее положение на второй регулировочной канавке при начале отсчета от нижней канавки. При таком положении иглы обеспечивается устойчивая работа двигателя с температурой под свечами зажигания до 473 К на режимах частичного открытия дроссельной заслонки и до 493 К
Рнс. 5.37. Изменение крутящего момента AfKp двигателя РМЗ-640: 1 — дроссельная заслонка открыта на 75 %; 2 — дроссельная заслонка открыта полностью; ——— — серийный; — — с ОПК
Рис. 5.38. Изменение расхода 0т топлива двигателя РМЗ-640 (обо- зиачеиия см. рис. 5.37)
иа режимах по внешней скоростной характеристике без признаков перегрева (кривая 2). Перестановка иглы в верхнее положение обеспечивает снижение температуры двигателя до 493 К на режимах нагрузок и до 483 К иа режимах его внешней характеристики без видимых изменений расхода топлива. Работа двигателя при среднем положении иглы характеризуется его повышенным температурным состоянием, температура под свечой левого цилиндра превышает 493 К, поэтому точки характеристик снимались с охлаждением двигателя (после фиксирования времени выработки навески топлива двигатель переводился на иенагруженный режим работы).
Вакуум за дроссельной заслонкой карбюратора для опытного и серийного двигателей при их работе по нагрузочной характеристике при частоте п = 4500 мин-1 у опытного двигателя меньше, чем у серийного.
поднятияподнятияна 3 ... 4 кПа. По мерена 3 ... 4 кПа. По мередроссельной заслонки эта разность до 1 ...дроссельной заслонки эта разность до 1 ...постепенно уменьшается
поднятия
поднятия
на 3 ... 4 кПа. По мере
на 3 ... 4 кПа. По мере
дроссельной заслонки эта разность до 1 ...
дроссельной заслонки эта разность до 1 ...
1,2 кПа (при полностью открытой дроссельной заслонке).
Проведенные исследования карбюратора К-62К двигателя РМЗ-640 с усовершенствованным впуском показали необходимость изменения его дозирующих элементов: диаметр калиброванной части распылителя должен быть уменьшен до 2,68 мм (вместо 2,7 мм); пропускная способность топливного жиклера основной дозирующей системы должна быть увеличена до 400 см3/мин (вместо 320 см3/мнн).
При дальнейших исследованиях двигателя РМЗ-640 с усовершенствованным впуском проводился сравнительный анализ крутящего момента МКт>, мощности Ne, часового GT и удельного ge расходов топлива, содержания СО н СН в ОГ, коэффициента а избытка воздуха и химического недожога q топлива при работе опытных и серийных двигателей на частичных и полных нагрузках по скоростной харак-
теристике.
Измеиевие крутящего момента Мкр. Из зависимостей крутящего момента Мкр опытного двигателя с ОПК на впуске и серийного при различном открытии дроссельной заслонки (рис. 5.37) следует, что максимум крутящего момента при ОПК на впуске сместился в область меньших частот вращения, кривые стали более пологими, значительно расширился диапазон рабочих частот двигателя; при больших нагрузках (полном открытии дроссельной заслонки) максимальный крутящий момент у опытного двигателя незначительно меньше, чем у серийного. Таким образом, зависимости изменения Л4кр во всем диапазоне частот и нагрузок для опытного двигателя с ОПК более благоприятные.
Измеиеиие мощности Ne двигателей. Из зависимостей изменения мощности Ne опытных н серийных двигателей можно сделать следующие выводы: при малых нагрузках (25%) во всем диапазоне частот вращения мощность опытных двигателей больше в среднем на 3 ... 5 % ; при средних нагрузках (50 %) при л ^ 3500 мин-1 мощность опытного двигателя больше (иа 0 ... 12 %), а при л > > 3500 мин'1 меньше (на 0 ... 2,5 %); при нагрузке, соответствующей подъему
1000 2000 3000 5000 5000 п, мин-i1000 2000 3000 5000 5000 п, мин-iРис. 5.39. Измеиеиие удельного расхода ge топлива двигателя РМЗ-640 (обозначения см. рис. 5.37)
1000 2000 3000 5000 5000 п, мин-i
1000 2000 3000 5000 5000 п, мин-i
Проведенное сравнение показало, что мощность опытных двигателей во всем иыхПа3°Не ЧаСТОТ И иагРУ30к превосходит или лишь незначительно меньше серий-Проведенное сравнение показало, что мощность опытных двигателей во всем иыхПа3°Не ЧаСТОТ И иагРУ30к превосходит или лишь незначительно меньше серий-дроссельной заслонки карбюратора до 75 %, мощность опытного двигателя выше (на 0 ... 15 %) во всем диапазоне частот; при полной нагрузке при п < ^3750 мин-1 мощность опытного двигателя больше (на 0 ... 10%), а при л > > 3750 мии-1 меньше, чем серийного (иа 0 ... 7,5 %).
Проведенное сравнение показало, что мощность опытных двигателей во всем иыхПа3°Не ЧаСТОТ И иагРУ30к превосходит или лишь незначительно меньше серий-
Проведенное сравнение показало, что мощность опытных двигателей во всем иыхПа3°Не ЧаСТОТ И иагРУ30к превосходит или лишь незначительно меньше серий-
Изменение часового расхода GT топлива. Измеиеиие часовых расходов GT топлива сравниваемых двигателей РМЗ-640 при разных положениях дроссельной заслонки при работе по скоростным характеристикам (рис. 5.38) свидетельствует о том, что при всех положениях дроссельной заслонки часовой расход GT топлива опытного двигателя меньше, чем серийного.
Измеиеиие удельного расхода ge топлива. Удельный расход ge топлива опытного двигателя РМЗ-640 при работе по скоростной характеристике при различном подъеме дроссельной заслонки ниже удельного расхода топлива серийного двигателя (рис. 5.39).
Изменение содержания СО, СН, коэффициента а и недожога q топлива. Как уже отмечалось, улучшение экономических показателей двухтактных ДВС с ОПК на впуске, в том числе удельного расхода топлива, объясняется увеличением мощности вследствие лучшего воздухосиабжения, смесеобразования и сгорания, а также уменьшения часового расхода топлива при снижении прямого и устранения обратного выбросов топлива. Это подтверждают зависимости изменения содержания СО и СН в ОГ (рис. 5.40), коэффициентов а избытков воздуха и q недожога топлива (рис. 5.41) для сравниваемых опытных и серийных двигателей.
Таким образом, во всем диапазоне частот и нагрузок получено устойчивое и довольно значительное уменьшение выбросов несгоревшего топлива в среднем от 24,6 до 17,9% , что подтверждает улучшение мощностных, экономических и токсических показателей опытных двигателей РМЗ-640 с ОПК и усовершенствованной системой впуска.
Рис. 5.40. Измеиеиие содержания СО и СН в ОГ двигателя РМЗ-640: еернйного;опытногоРис. 5.40. Измеиеиие содержания СО и СН в ОГ двигателя РМЗ-640: еернйного;опытногоВ процессе исследований двигателей РМЗ-640 с ОПК иа впуске проверялись различные варианты усовершенствований: с расширенной фазой впуска; с расширенной фазой впуска и дополнительным продувочным каналом и т. д. (рис. 5.42). В результате был выбран вариант двигателя, показанный иа рис. 5.10. Стендовые
Рис. 5.40. Измеиеиие содержания СО и СН в ОГ двигателя РМЗ-640: еернйного;опытного
Рис. 5.40. Измеиеиие содержания СО и СН в ОГ двигателя РМЗ-640: еернйного;опытного
Рие. 5.41. Измеиеиие коэффициентов а избытка воздуха и q недожога топлива для двигателей РМЗ-640 при полностью открытой дроссельной заслонке (обозначения см. рис. 5.40)
де,г](кВтч)
Рнс. 5.42. Внешние скоростные характеристнии двигателей РМЗ-640:
/ — серийного; 2 — с ОПК на впуске; 3 — с ОПК и двумя отверстиями в поршне; 4 — с ОПК. двумя отверстиями в поршне н дополнительными продувочными каналами; 5 — с ОПК, четырьмя отверстиями в поршне н дополнительными продувочными каналами
испытания двигателя РМЗ-640 с усовершенствованной впускной системой показали следующие его преимущества:
более широкий диапазон устойчивой работы двигателя благодаря снижению иижией предельной частоты вращения;
увеличение крутящего момента иа низких и средних частотах;
повышение мощности двигателя во всем диапазоне частот вращения коленчатого вала;
снижение часового расхода топлива во всем диапазоне частот и нагрузок;
уменьшение среднего удельного расхода ge топлива во всем диапазоне частот и нагрузок;
снижение содержания продуктов неполного сгорания в ОГ;
улучшение воздухоснабжеиия двигателя и обеспечение работы иа более бедных смесях при увеличении коэффициента избытка воздуха а;
увеличение коэффициента полиоты сгорания топлива во всем диапазоне частот и нагрузок.
Результаты стендовых исследований двухтактных двигателей с ОПК и усовершенствованной системой впуска подтвердили рациональность и эффективность предлагаемых конструкций двигателей.
ЭКСПЛУАТАЦИОННЫЕ ИСПЫТАНИЯ
УСОВЕРШЕНСТВОВАННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
ИСПЫТАНИЯ мотоциклов «восход»
ИССЛЕДОВАНИЯ НА РОЛИКОВОМ СТЕНДЕ ПО ЕВРОПЕЙСКОМУ ЕЗДОВОМУ ЦИКЛУ
Прежде чем рассматривать топливную экономичность, скоростные качества и токсичность мотоциклов с усовершенствованными двухтактными ДВС, следует остановиться на условиях эксплуатации, маршрутах движения, а также скоростных и нагрузочных режимах.
Условия эксплуатации. Можно выделить дорожные, нагрузочные, климатические, эксплуатационно-технические условия и др. Мотоциклы могут эксплуатироваться на дорогах равнинного профиля с гладким бетонным покрытием или на грунтовых дорогах, или в условиях бездорожья. При движении по пересеченной местности с крутыми и затяжными подъемами, закрытыми поворотами с малыми радиусами кривизны сопротивление движению возрастает, что приводит к снижению средней скорости и повышению расхода топлива.
В зависимости от климатических или метеорологических условий существенно могут изменяться: состояние покрытия дороги; видимость; тепловой режим работы двигателя и агрегатов, что сказывается на скоростном режиме и экономичности работы мотоциклов.
Изменение полезной нагрузки также влияет на расход топлива и скорость движения. Эксплуатационно-технические условия определяются качеством применяемых топлив и масел, условиями хранения, качеством технического обслуживания, квалификацией водителя, соблюдением рекомендуемых нагрузочных и скоростных режимов работы и пр. Эти условия необходимо учитывать при оценке показателей скоростных свойств, топливной экономичности и токсичности.
Условия эксплуатации делят на пять категорий. Различают движение, например, в городе, в пригородной зоне, на равнинной, холмистой, горной и высокогорной местности. По интенсивности движение может быть с низкой, средней и высокой плотностью.
Скоростные и нагрузочные режимы. Эксплуатационно-технические и конструктивные факторы оказывают непосредственное влияние на скоростные и нагрузочные режимы работы, которые определяют скоростные, экономические и токсические показатели мотоциклов. Поэтому необходимо изучение режимов работы мото- гоп
Рис. 6.1. Плотности распределения р по скорости у движения автомобилей на магистральных дорогах:
I—3 — дороги соответственно Москва—Минск, Москва— Ярославль, Москва—Симферополь
циклов в эксплуатации и их типизация, что позволит с наибольшей вероятностью оценить скоростные свойства, экономичность и токсичность мотоциклов методом физического моделирования этих режимов при испытаниях на стендах и в дорожных условиях. На основе опыта, накопленного при испытании автомобилей, предлагается рассматривать три основных вида движения. Равномерное движение выделено в качестве самостоятельного ввиду его практической важности. Режимами неравномерного движения являются ускоренный (фаза разгона) и замедленный (фаза замедления и торможения). Циклические режимы движения можно разделить на два основных вида: без остановок и с остановками. Режим циклического движения характеризуется системным сочетанием составляющих
фаз движения. Полученные для автомобилей разных типов экспериментальные статистические характеристики позволили определить плотности р распределения скорости и движения по пути s (ps), времени т (рт) и расхода GT (Pg) и подобрать наиболее характерные режимы движения различных транспортных средств (рис. 6.1). Плотность распределения (наибольшая) 27,5; 24 и 29 % соответствует скорости 70,45 и 40 км/ч. Статистические характеристики позволяют с большой достоверностью подойти к выбору типовых скоростных и нагрузочных режимов, используемых при экспериментальных исследованиях.
Исследование токсичности и топливной экономичности. В настоящее время все большее распространение получают ездовые циклы, выполняемые при строго регламентированных режимах движения, имитирующих эксплуатационные.
Исследование токсичности ОГ мотоциклов проводится по методике, изложенной в ОСТ 37.001.262—83 «Мотоциклы и двигатели. Выбросы вредных веществ. Норма и методы определения». Согласно этой методике предусматриваются испытания по Европейскому ездовому циклу, так как режимы движения мотоциклов и автомобилей в черте города мало отличаются между собой. Европейский ездовой цикл реализуется при испытании мотоцикла на роликовом стенде с беговыми барабанами.
Рис. 6.2. Изменение содержания токсичных компонентов СО и СИ в ОГ мотоцикла «Восход-ЗМ* в ездовом цикле
Роликовый стенд снабжен нагрузочным (тормозным) устройством. Тормоз барабанов регулируется таким образом, чтобы при скорости движения мотоцикла 50 км/ч вакуум за карбюратором был таким же, как и при движении мотоцикла по дороге. Предварительно вакуум измеряется при проведении специального эксперимента в дорожных условиях. Для контроля программы движения на оси беговых барабанов установлен электрический дат
чик частоты вращения, т. е. скорости движения мотоцикла. Сигнал от датчика поступает на регистрирующий прибор, находящийся в поле зрения водителя, который проводит испытания. На стенде предусматривается четырехкратное проведение цикла. Продолжительность одного цикла составляет 195 с.
В течение всего времени испытания ОГ двигателя через гибкий металлический шланг поступают в пробоотборную установку. ОГ собираются в пластиковый мешок. После завершения всей программы испытаний определяют объем газов и содержание вредных веществ. Отбор пробы ОГ мотоциклов осуществляют методом CVS или методом непосредственного отбора газа из глушителей.
Анализ пробы газа по методу CVS проводят следующими анализаторами: объемная доля окиси углерода СО определяется анализатором фирмы БОШ (метод ND1R недисперсными инфракрасными лучами); массовая доля углеводородов — хроматографом ЛХМ-8МД4, оснащенным ионизационно-плазменным детектором (метод FID).
Анализ ОГ при непосредственном отборе проводится газоанализатором МЕХА-322 (метод NDIR) с регистрацией выходных данных самописцами на базе электронных потенциометров КСП-4. Перед испытаниями по указанной методике двигатели и мотоциклы регулируют согласно инструкции предприятия. Мотоциклы перед испытаниями термостатируют при температуре 293 ... 298 К 202
(в течение 3 ч). Тепловое состояние двигателей контролируют по температуре под свечой зажигания. Анализ пробы ОГ отбирают в эластичные емкости пробоотборной установки и разбавляющего воздуха не позднее чем через 20 мин после окончания испытания по ездовому циклу.
Определение топливной экономичности мотоциклов до последнего времени осуществлялось исключительно по расходу топлива на скорости, равной 3/4 максимальной. При этом считалось, что такая нагрузка обусловливает расход топлива, близкий к эксплуатационному при движении по шоссе. Однако при этом не учитывались режимы ускорения, замедления и холостого хода, которые характерны для движения по городу.
В соответствии с новыми правилами топливную экономичность мотоциклов оценивают расходами топлива, измеряемыми в режимах городского цикла на роликовом стенде и с постоянными скоростями движения в дорожных условиях или на роликовом стенде. Постоянные скорости выбирают в зависимости от максимальной скорости мотоцикла следующие.
100... 13075... 100Менее 7590, 75, 60 75, 60, 4560, 45100... 13075... 100Менее 7590, 75, 60 75, 60, 4560, 45Максимальная скорость мотоцикла v, км/ч Менее130
100... 13075... 100Менее 75
90, 75, 60 75, 60, 4560, 45
100... 13075... 100Менее 75
90, 75, 60 75, 60, 4560, 45
Скоростные режимы измере
ния расхода топлива, км/ч 120, 90, 75
Нормируемой величиной является расход топлива на 100 км
пути, л:пути, л:GT = 0,5 (Gr + Gm),GT = 0,5 (Gr + Gm),
пути, л:
пути, л:
GT = 0,5 (Gr + Gm),
GT = 0,5 (Gr + Gm),
где Gr — расход топлива при движении по городу; Gm — расход топлива при движении по шоссе со скоростью 75 км/ч.
Измерение расхода топлива можно проводить следующими методами: объемным, массовым, поточным, баланса углерода. Согласно объемному методу расход топлива на 100 км пути
GT = V [1 + а (То - Т) 1/L,
где V — измеренный объем израсходованного топлива, л; а — коэффициент объемного расширения топлива, а = 0,001; То — температура при нормальных условиях, То = 293 К; Т — температура топлива, К; L — путь, пройденный мотоциклом при измерении расхода топлива, км.
Согласно массовому методу расход топлива на 100 км пути
GT = -^-100,
Lp
где mT — масса израсходованного топлива, кг; р — плотность топлива при нормальных условиях, кг/дм3.
Токсические характеристики мотоциклов «Восход». Изменение содержания СО и СН в ОГ серийного мотоцикла «Восход-ЗМ» получено для единичного ездового цикла (рис. 6.2). Минимальная объемная доля СО в ОГ наблюдается на режиме холостого хода и составляет в среднем 0,2 ... 0,4 %. Разгон мотоцикла на первой и
203
Рис. 6.3. Влияние степени сжатия в, положения вннта качества карбюратора К-62В на токсичность мотоцикла «Восход-ЗМ» в ездовом цикле:
/ — 1,5 оборота вннта; 2 — 2,5 оборота винта; 3 — 2 оборота вннта
второй передачах характеризуется значительным повышением содержания СО. В моменты переключения передач, включения сцепления наблюдается резкое снижение объемной доли СО практически до значений, соответствующих содержанию СО на режиме холостого хода.
На установившихся режимах дви
жения мотоцикла содержание СО практически постоянно, но при этом достигает максимальных значений. Наибольшие колебания объемной доли СО в ОГ на этих режимах обусловлены изменением положения дроссельной заслонки при переходе с режима ускорения на установившийся режим движения.
Режим принудительного холостого хода с включенным сцеплением (мотоцикл движется по инерции с включенной передачей) характеризуется резким уменьшением доли СО в ОГ.
Содержание углеводородов СН в ОГ изменяется противоположно изменению концентрации СО. Наибольшее количество углеводородов СН в ОГ выделяется при работе двигателя на режиме холостого хода, массовая доля составляет 7000 млн-1, что объясняется перебоями в работе двигателя. По мере роста скорости содержание СН уменьшается. Характер этого изменения связан с тепловым состоянием головки цилиндра. Максимальным температурам головки соответствуют минимальные массовые доли СН в ОГ.
Влияние регулировок карбюратора на токсические характеристики мотоциклов «Восход» . Как было рассмотрено выше, регулировки карбюратора оказывают исключительно большое влияние на показатели ДВС, в той числе и на токсические.
При регулировке карбюратора К-62В (согласно инструкции предприятия-изготовителя) на 1,5 оборота полностью ввернутого винта объемная доля СО в ОГ составляет 4 %. Были проведены регулировки карбюратора до 2,5 оборотов винта и испытания по ездовому циклу. Выбросы СО снизились более чем в 3 раза, а СН — в 1,2. В дальнейших испытаниях мотоциклов «Восход-ЗМ» проводились измерения при трех фиксированных положениях винта качества: 0,5, 1,5 и 2,5 оборота от полностью завернутого положения.
Влияние степени сжатия е на токсичность ОГ мотоцикла «Восход-ЗМ» исследовалось при выполнении ездового цикла с различными регулировками винта качества карбюратора К-62В (рис. 6.3). Результаты испытаний показали, что при 1,5 оборотах 204
Рис. 6.4. Влияние пропускной способности главного жиклера карбюратора К-62В и положения винта качества на токсичность мотоциклов «Восход-ЗМ*: / — 1,5 оборота вянта; 2 — 2,5 оборота винтаРис. 6.4. Влияние пропускной способности главного жиклера карбюратора К-62В и положения винта качества на токсичность мотоциклов «Восход-ЗМ*: / — 1,5 оборота вянта; 2 — 2,5 оборота винтаРис. 6.5. Влияние содержания масла gM в топливе на токсичность ОГ мотоцикла «Восход-ЗМ* (обозначения 1 и 2 см. рис. 6.4)Рис. 6.5. Влияние содержания масла gM в топливе на токсичность ОГ мотоцикла «Восход-ЗМ* (обозначения 1 и 2 см. рис. 6.4)
Рис. 6.4. Влияние пропускной способности главного жиклера карбюратора К-62В и положения винта качества на токсичность мотоциклов «Восход-ЗМ*: / — 1,5 оборота вянта; 2 — 2,5 оборота винта
Рис. 6.4. Влияние пропускной способности главного жиклера карбюратора К-62В и положения винта качества на токсичность мотоциклов «Восход-ЗМ*: / — 1,5 оборота вянта; 2 — 2,5 оборота винта
Рис. 6.5. Влияние содержания масла gM в топливе на токсичность ОГ мотоцикла «Восход-ЗМ* (обозначения 1 и 2 см. рис. 6.4)
Рис. 6.5. Влияние содержания масла gM в топливе на токсичность ОГ мотоцикла «Восход-ЗМ* (обозначения 1 и 2 см. рис. 6.4)
винта качества минимальные выбросы как СО, так и СН наблюдаются при етепени сжатия е = 8, тогда как при 2,5 оборотах этого винта минимальные выбросы смещаются в область большего значения степени сжатия.
Влияние пропускной способности главного жиклера карбюратора К-62В на токсичность ОГ исследовалось при выполнения мотоциклом «Восход-ЗМ» ездового цикла по методике ОСТ 37.001.262—83. С увеличением пропускной способности главного жиклера (GT = 160 ... 242 см3/мин) выбросы СО и СН возрастают на 15 % (рис. 6.4). Как показали испытания двигателя на моторном стенде с полностью открытой дроссельной заслонкой при установившихся скоростных режимах, влияние пропускной способности жиклера еще более значительное. Так, при росте GT от 170 до 190 см3/мин объемная доля СО в ОГ увеличивается (при 3000 мин""1) от 1,4 до 3,7 %, а массовая доля СН —от 1340 до 7100 млн""1, т. е. более чем в 5 раз. Такое повышение содержания токсичных веществ в ОГ обусловлено существенным обогащением топливной смеси в результате увеличения пропускной способности жиклера, а следовательно, уменьшения максимальной температуры цикла и температуры ОГ в среднем на 20 ... 30 К.
Влияние содержания масла в топливе на токсичность ОГ оценивали при испытаниях мотоциклов «Восход-ЗМ» по ездовому циклу при работе его на топливной смеси с массовой долей gM масла 4,2 и 1 % (рис. 6.5).
Топливная экономичность современных мотоциклов. Сравнительная оценка расходов топлива современных отечественных и зарубежных мотоциклов при движении по городу (Сг) и по шоссе 205
Мотоциклтк, кгОг, лОцр л«Снмсон-С51»1602,82,3MMB3-3.1121783,95,3ММВЗ-З.112.111783,93,8«Ямаха-УВ-125»1813,53,5МЦ-150ТС1823,94,2«Восход-ЗМ»1204,64,3«Тулнца»2305,34,8МЦ-250ТС2154,63,5«ИЖ-Планета-Спорт»2156,54,0«ИЖ-Планета-Спорт-350»2355,54,8«ИЖ-Юпнтер-4»2406,05,2«Ява-634»2404,83,5«Ява-638»2404,33,2МЦ-250ТС *330—5,8«Ява-634» *3407,4«ИЖ-Планета-Спорт» *3407,66,3«ИЖ-Юпнтер-4К» *3467,78,0БМВ-75/7 **2956,24,8«Ямаха-750» **3207,04,4«Мотогуцци-1000» **3609,55,8«Хонда-1000» **3659,45,85Мотоциклтк, кгОг, лОцр л«Снмсон-С51»1602,82,3MMB3-3.1121783,95,3ММВЗ-З.112.111783,93,8«Ямаха-УВ-125»1813,53,5МЦ-150ТС1823,94,2«Восход-ЗМ»1204,64,3«Тулнца»2305,34,8МЦ-250ТС2154,63,5«ИЖ-Планета-Спорт»2156,54,0«ИЖ-Планета-Спорт-350»2355,54,8«ИЖ-Юпнтер-4»2406,05,2«Ява-634»2404,83,5«Ява-638»2404,33,2МЦ-250ТС *330—5,8«Ява-634» *3407,4«ИЖ-Планета-Спорт» *3407,66,3«ИЖ-Юпнтер-4К» *3467,78,0БМВ-75/7 **2956,24,8«Ямаха-750» **3207,04,4«Мотогуцци-1000» **3609,55,8«Хонда-1000» **3659,45,85* Имеется коляска.** Четырехтактные двигатели.* Имеется коляска.** Четырехтактные двигатели.МотоциклОгОшМотоциклогОшММВЗ-З.112.114,03,9«ИЖ-Юпнтер-4»5,85,0«Восход-ЗМ»4,54,3«ИЖ-Планета-Спорт»7,68,0«Тулнца»5,04,8«ИЖ-Юпнтер-4К»7,78,0«ИЖ-Планета-Спорт-350»5,54,8М67 н МТ 108,57,5МотоциклОгОшМотоциклогОшММВЗ-З.112.114,03,9«ИЖ-Юпнтер-4»5,85,0«Восход-ЗМ»4,54,3«ИЖ-Планета-Спорт»7,68,0«Тулнца»5,04,8«ИЖ-Юпнтер-4К»7,78,0«ИЖ-Планета-Спорт-350»5,54,8М67 н МТ 108,57,56.2. Нормы расхода топлива ка 100 км пути, л6.2. Нормы расхода топлива ка 100 км пути, лДвигательРегулировка карбюратора К-62o'o’оQ o'-о26 ОoSо" о2 МК ОS« л оСерийныйИЧ; Х0,5; ГТЖ-1908,0—2,3—7,2—15,6—>ИЧ; Х1.5;ГТЖ-1906,7—2,3—7,1—13,0—С ОПК типа IИ5; Х1,5; ГТЖ-2104,3—35,81,0—5,63,6—49,29,0—30,7То жеИ5; XI,5; ГТЖ-1904,2—37,30,6—743,2—54,97,2—44,6С ОПК типа IIИ5; Х1,5; ГТЖ-2105,3—20,81,1-5210,532,315,1—3,2То жеИо; XI,5; ГТЖ-1904,3—35,81,13,0—527,5355,311,6 17— 10,7ДвигательРегулировка карбюратора К-62o'o’оQ o'-о26 ОoSо" о2 МК ОS« л оСерийныйИЧ; Х0,5; ГТЖ-1908,0—2,3—7,2—15,6—>ИЧ; Х1.5;ГТЖ-1906,7—2,3—7,1—13,0—С ОПК типа IИ5; Х1,5; ГТЖ-2104,3—35,81,0—5,63,6—49,29,0—30,7То жеИ5; XI,5; ГТЖ-1904,2—37,30,6—743,2—54,97,2—44,6С ОПК типа IIИ5; Х1,5; ГТЖ-2105,3—20,81,1-5210,532,315,1—3,2То жеИо; XI,5; ГТЖ-1904,3—35,81,13,0—527,5355,311,6 17— 10,76.3. Результаты кспытаккй мотоциклов «Восход-ЗМ»6.3. Результаты кспытаккй мотоциклов «Восход-ЗМ»Примечание. ИЧ и И5— игла дроссельной заслонки соответственно в четвертой и пятой канавке (сверху); Х0.5 и XI,5— воздушный винт холостого хода отвернут на 0,5 и 1,5 оборота; ГТЖ-190 и ГТЖ-210 — главный топливный жиклер пропускной способностью соответственно 190 и 210 см3/мии.Примечание. ИЧ и И5— игла дроссельной заслонки соответственно в четвертой и пятой канавке (сверху); Х0.5 и XI,5— воздушный винт холостого хода отвернут на 0,5 и 1,5 оборота; ГТЖ-190 и ГТЖ-210 — главный топливный жиклер пропускной способностью соответственно 190 и 210 см3/мии.602,832,6602,832,6
Мотоцикл
тк, кг
Ог, л
Оцр л
«Снмсон-С51»
160
2,8
2,3
MMB3-3.112
178
3,9
5,3
ММВЗ-З.112.11
178
3,9
3,8
«Ямаха-УВ-125»
181
3,5
3,5
МЦ-150ТС
182
3,9
4,2
«Восход-ЗМ»
120
4,6
4,3
«Тулнца»
230
5,3
4,8
МЦ-250ТС
215
4,6
3,5
«ИЖ-Планета-Спорт»
215
6,5
4,0
«ИЖ-Планета-Спорт-350»
235
5,5
4,8
«ИЖ-Юпнтер-4»
240
6,0
5,2
«Ява-634»
240
4,8
3,5
«Ява-638»
240
4,3
3,2
МЦ-250ТС *
330
—
5,8
«Ява-634» *
340
7,4
«ИЖ-Планета-Спорт» *
340
7,6
6,3
«ИЖ-Юпнтер-4К» *
346
7,7
8,0
БМВ-75/7 **
295
6,2
4,8
«Ямаха-750» **
320
7,0
4,4
«Мотогуцци-1000» **
360
9,5
5,8
«Хонда-1000» **
365
9,4
5,85
Мотоцикл
тк, кг
Ог, л
Оцр л
«Снмсон-С51»
160
2,8
2,3
MMB3-3.112
178
3,9
5,3
ММВЗ-З.112.11
178
3,9
3,8
«Ямаха-УВ-125»
181
3,5
3,5
МЦ-150ТС
182
3,9
4,2
«Восход-ЗМ»
120
4,6
4,3
«Тулнца»
230
5,3
4,8
МЦ-250ТС
215
4,6
3,5
«ИЖ-Планета-Спорт»
215
6,5
4,0
«ИЖ-Планета-Спорт-350»
235
5,5
4,8
«ИЖ-Юпнтер-4»
240
6,0
5,2
«Ява-634»
240
4,8
3,5
«Ява-638»
240
4,3
3,2
МЦ-250ТС *
330
—
5,8
«Ява-634» *
340
7,4
«ИЖ-Планета-Спорт» *
340
7,6
6,3
«ИЖ-Юпнтер-4К» *
346
7,7
8,0
БМВ-75/7 **
295
6,2
4,8
«Ямаха-750» **
320
7,0
4,4
«Мотогуцци-1000» **
360
9,5
5,8
«Хонда-1000» **
365
9,4
5,85
* Имеется коляска.
** Четырехтактные двигатели.
* Имеется коляска.
** Четырехтактные двигатели.
Мотоцикл
Ог
Ош
Мотоцикл
ог
Ош
ММВЗ-З.112.11
4,0
3,9
«ИЖ-Юпнтер-4»
5,8
5,0
«Восход-ЗМ»
4,5
4,3
«ИЖ-Планета-Спорт»
7,6
8,0
«Тулнца»
5,0
4,8
«ИЖ-Юпнтер-4К»
7,7
8,0
«ИЖ-Планета-Спорт-350»
5,5
4,8
М67 н МТ 10
8,5
7,5
Мотоцикл
Ог
Ош
Мотоцикл
ог
Ош
ММВЗ-З.112.11
4,0
3,9
«ИЖ-Юпнтер-4»
5,8
5,0
«Восход-ЗМ»
4,5
4,3
«ИЖ-Планета-Спорт»
7,6
8,0
«Тулнца»
5,0
4,8
«ИЖ-Юпнтер-4К»
7,7
8,0
«ИЖ-Планета-Спорт-350»
5,5
4,8
М67 н МТ 10
8,5
7,5
6.2. Нормы расхода топлива ка 100 км пути, л
6.2. Нормы расхода топлива ка 100 км пути, л
Двигатель
Регулировка карбюратора К-62
o'
o’
о
Q o'-
о
2
6 О
oS
о" о
2 М
К О
S« л о
Серийный
ИЧ; Х0,5; ГТЖ-190
8,0
—
2,3
—
7,2
—
15,6
—
>
ИЧ; Х1.5;
ГТЖ-190
6,7
—
2,3
—
7,1
—
13,0
—
С ОПК типа I
И5; Х1,5; ГТЖ-210
4,3
—35,8
1,0
—5,6
3,6
—49,2
9,0
—30,7
То же
И5; XI,5; ГТЖ-190
4,2
—37,3
0,6
—74
3,2
—54,9
7,2
—44,6
С ОПК типа II
И5; Х1,5; ГТЖ-210
5,3
—20,8
1,1
-52
10,5
32,3
15,1
—3,2
То же
Ио; XI,5; ГТЖ-190
4,3
—35,8
1,1
3,0
—52
7,5
35
5,3
11,6 17
— 10,7
Двигатель
Регулировка карбюратора К-62
o'
o’
о
Q o'-
о
2
6 О
oS
о" о
2 М
К О
S« л о
Серийный
ИЧ; Х0,5; ГТЖ-190
8,0
—
2,3
—
7,2
—
15,6
—
>
ИЧ; Х1.5;
ГТЖ-190
6,7
—
2,3
—
7,1
—
13,0
—
С ОПК типа I
И5; Х1,5; ГТЖ-210
4,3
—35,8
1,0
—5,6
3,6
—49,2
9,0
—30,7
То же
И5; XI,5; ГТЖ-190
4,2
—37,3
0,6
—74
3,2
—54,9
7,2
—44,6
С ОПК типа II
И5; Х1,5; ГТЖ-210
5,3
—20,8
1,1
-52
10,5
32,3
15,1
—3,2
То же
Ио; XI,5; ГТЖ-190
4,3
—35,8
1,1
3,0
—52
7,5
35
5,3
11,6 17
— 10,7
6.3. Результаты кспытаккй мотоциклов «Восход-ЗМ»
6.3. Результаты кспытаккй мотоциклов «Восход-ЗМ»
Примечание. ИЧ и И5— игла дроссельной заслонки соответственно в четвертой и пятой канавке (сверху); Х0.5 и XI,5— воздушный винт холостого хода отвернут на 0,5 и 1,5 оборота; ГТЖ-190 и ГТЖ-210 — главный топливный жиклер пропускной способностью соответственно 190 и 210 см3/мии.
Примечание. ИЧ и И5— игла дроссельной заслонки соответственно в четвертой и пятой канавке (сверху); Х0.5 и XI,5— воздушный винт холостого хода отвернут на 0,5 и 1,5 оборота; ГТЖ-190 и ГТЖ-210 — главный топливный жиклер пропускной способностью соответственно 190 и 210 см3/мии.
60
2,83
2,6
60
2,83
2,6
Расходы топлива Gr к Ош ка 100 км пути различных мотоциклов
(Сш) в зависимости от контрольной массы тк мотоцикла представлена в табл. 6.1. В этой таблице для сравнения приводятся аналогичные показатели мотоциклов с четырехтактными ДВС.
Применение более современных карбюраторов и ОПК позволило уменьшить расходы топлива. ВНИИМотопром предлагает следующие нормы расхода топлива на 100 км пути (табл. 6.2). Эти нормы несколько жестче контрольного расхода топлива, задаваемого ТУ на мотоцикл.
Исследования мотоциклов «Восход-ЗМ» с усовершенствованными двигателями (с ОПК и расширенной фазой впуска в сочетании с дополнительным продувочным каналом). Целью испытаний во ВНИИМотопроме и ЦНИАП НАМИ было сопоставление мотоциклов с двигателями с ОПК во впускном тракте н серийных (без ОПК) по топливной экономичности и вредным выбросам. Измерялись следующие основные параметры: расход топлива на 100 км пути по ездовому циклу Gr, л, объемная доля СОХ. х окнси углерода на режиме холостого хода, %; масса выбрасываемых СО и СН по ездовому циклу, г/км.
Исследования проводили на роликовых стендах по методике ОСТ 37.001.262—83. Результаты испытаний представлены в табл. 6.3. Для проверки влияния эксплуатации мотоциклов на показатели топливной экономичности и токсичности двигателей с ОПК после проведения дорожных испытаний в пробеге до 1000 км были проведены повторные испытания трех мотоциклов (серийного и двух опытных с ОПК) на роликовом стенде по ездовому циклу (табл. 6.4). Испытания двух мотоциклов «Восход-ЗМ-Спорт» с ОПК на впуске по определению 206
6.4. Результаты испытаний мотоциклов «Восход-ЗМ» после проведения дорожных испытаний
Двигатель
Пробег, км
o’
o’
3?
к
О О
X О О
2
О О
as
о у
2
К О
as
S у
Серийный
9151
4,6
2,9
12,8
—
7,2
С ОПК
9872
3,6
—21,74
2,0
—31,03
10,5
— 17,96
6,3
— 12,5
>
8512
3,8
— 17,4
1,5
—48,27
9,0
—29,68
6,1
— 13,27
расхода топлива при движении со скоростью о = 40, 50 н 60 км/ч проводили на роликовом стенде автополигоиа НАМИ. Нагрузка стенда определялась согласно положению дроссельной заслонки карбюратора, полученному при движении мотоцикла в дорожных условиях. Результаты приведены ниже.
Скорость о, км/ч 4050
Расход топлива GT на 100 км пути, л, прн вннте, отвернутом: на 0,5 оборота 2,45 2,6
на 1 оборот 2,12,6
Проведенные исследования мотоциклов «Восход-ЗМ* с усовершенствованными двигателями (ОПК, расширенной фазой впуска и дополнительными продувочными каналами) показали следующее. Мотоциклы с усовершенствованными двигателями позволяют снизить расход топлива по ездовому циклу иа 20... 30 %. Они удовлет- ворнют существующим и перспективным требованиям по содержанию вредных выбросов и нормам расхода топлива.
ДОРОЖНЫЕ (ХОДОВЫЕ) ИСПЫТАНИЯ
Дорожные испытания мотоциклов «Восход-ЗМ-Спорт» с усовершеиствовав: иыми двигателями по ездовому циклу подтвердили их лучшие топливио-экоиомиче: ские и токсические характеристики по сравнению с серийными.
Для установления качественной и количественной связи с показателями скоростных свойств и топливной экономичности мотоциклов непосредственно дорожным испытаниям мотоциклов предшествовали специальные испытания усовершенствованных двигателей. Целью испытаний было определение расхода топлива при частоте вращения коленчатого вала двигателя и нагрузке, соответствующим движению мотоцикла со скоростью о = 40, 50, 60, 70 и 80 км/ч. Испытания проводились с двигателями с ОПК на впуске и в серийном исполнении.
Порядок и объем проведения испытаний предусматривали:
определение в дорожных условиях положения дроссельной заслонки карбюратора при движении мотоцикла со скоростью о = 40, 50, 60, 70 и 80 км/ч без пассажира;
пересчет частоты вращения коленчатого вала двигателя на соответствие скоростям движения мотоцикла р=40...80 км/ч;
контрольные стендовые испытания;
дорожные испытания мотоциклов «Восход-ЗМ-Спорт».
Результаты дорожных испытаний по п. 1 представлены ниже.
50
60
70
80
9
10
12
17
5,5
6,3
8,5
11,5
38,8
37
29,16
32,4
Скорость v, км/ч 40
Высота йдр, мм, для двигателя: серийного 6
с ОПК з
Относительная величина подъема иглы дроссельной заслонки, % 50
Проведенные дорожные испытания показали, что при движении с одинаковыми скоростями о = 40... 80 км/ч высота йдр подъема клапана дроссельной заслонки карбюратора для двигателя с ОПК меньше на 3 ... 5,5 мм, чем для серийного двигателя, что обусловливает меньший эксплуатационный расход топлива двигателями с ОПК на впуске.
Результаты расчета частот л по п. 2, соответствующих скорости движения мотоцикла у = 40... 80 км/ч, приведены ниже.
Скорость у, км/ч 40 50 60 70 80
Частота вращения л, мин-1 2266 2833 3400 3967 4533
Проведенные контрольные стендовые испытания двигателей по п. 3 показали значительные преимущества опытных двигателей с ОПК по сравнению с серийными (табл. 6.5). Наиболее высокую среднюю мощность во всем исследованном диапазоне скоростей развивает двигатель с новым ОПК (сразу после изготовления), расширенной фазой впуска и дополнительным продувочным каналом, ГТЖ-190.
Наиболее экономичным является двигатель, обеспечивающий средний часовой расход топлива (о = 40 ... 80 км/ч) GT ср= 1,54 кг/ч со старым ОПК (прошедшими 12 тыс. км пробега), серийным цилиндром, поршнем и фазой впуска, ГТЖ-190. Минимальные средние (по всему скоростному диапазону скоростей) удельные расходы топлива обеспечивают двигатели с новым ОПК, третьим каналом и расширенной фазой впуска, <рвп = 276°.
g
8 В. М. Кондрашов и др.
5
Я л
У 3
3 ®
II
Двигатель
Асфальте- и цементобетонное покрытие за пригородной зоной
Асфальтовое покрытие в городе
Серийный с опк типа I
3001
2867
220
180
с опк типа II
2997
230
Двигатель
с опк
типа I с опк типа И Серийный
6-6, РаспРеделение пробега L мотоциклов, км
6.7. Параметры двигателей мотоциклов «Восход-ЗМ», полученные в испытаниях
s
го «
2
2500
2500
2500
10,8
10,0
10,44
Sя
= I ^
58001
58001
56001
и та
6
ПуК
=3 S
19
18
5400
5100
18,1 5550
Испытания выявили небольшое (в пределах 20 °C) повышение температуры 1Г ср головки опытных двигателей. Это объясняется работой на топливных смесях, близких к стехиометрическим, и более полным сгоранием топлива, что подтверждается меньшим содержанием токсичных веществ СО и СН в ОГ опытных двигателей и коэффициентами недожога q топлива и большим коэффициентом а.
Дорожные испытания мотоциклов «Восход-ЗМ» с ОПК на впуске проводились для сравнительной оценки следующего: основных технических параметров мотоциклов; надежности двигателей с ОПК на впуске в период пробега мотоциклов до капитального ремонта (25 тыс. км); эксплуатационных качеств мотоциклов, удобства обслуживания и ремонтопригодности.
Двигатели опытных мотоциклов «Восход-ЗМ-Спорт» оснащены ОПК иа впуске в сочетании с расширенной фазой впуска и дополнительным продувочным каналом. Определение динамических качеств, испытания на топливную экономичность, пробеговые испытания на реализацию установленного ресурса (25 тыс. км) осуществлялись по стандартной методике на топливе, состоящем из смеси бензина АИ-93 или А-76 и масла в пропорции 20 : 1 в период обкатки и 25 : 1 для остального пробега (масло моторное М-б-В^, М-8-В1( М-10-Вг или авиационное МС-20, МК-22, МС-20С).
Подготовка мотоциклов к испытаниям, их обкатка и обслуживание в период испытаний проводились в соответствии с инструкцией по эксплуатации. Для фиксации результатов испытаний использовались электрозасечкн, мерный бачок, мензурка, секундомер, прибор «путь — время—скорость», рулетка, шумомер, угломер, газоанализатор «Хариба» для определения токсичности. Пробег мотоциклов по дорогам Владимирской области с различным покрытием и интенсивностью движения распределялся, как показано в табл. 6.6.
После обкатки (2500 км пробега) двигатели мотоциклов подвергали стендовым испытаниям. Отдельные параметры двигателей, полученные при этих испытаниях, приведены в табл. 6.7.
Двигатель
Передаточное число Z
1 "mfn-
1 км/ч
п» МИН~1
с опк | с опк Серийный
5,94
5,94
5,94
29,2
30,3
28,5
1644,0
1705,9
1627,1
И ЯИ Я6.9. Минимально устойчивая скорость движения мотоцикла «Восход-ЗМ» на четвертой передаче6.9. Минимально устойчивая скорость движения мотоцикла «Восход-ЗМ» на четвертой передачеСредние значения максимальной
И Я
И Я
6.9. Минимально устойчивая скорость движения мотоцикла «Восход-ЗМ» на четвертой передаче
6.9. Минимально устойчивая скорость движения мотоцикла «Восход-ЗМ» на четвертой передаче
ДвигательДвигательС опк С опк СерийныйС опк С опк Серийныйушахкм/ч1 %110,4 1 5,1105,2 0,21052ушахкм/ч1 %110,4 1 5,1105,2 0,21052мин-1мин-16215,65 945922,95,945911,65,946215,65 945922,95,945911,65,94скорости Дщах мотоцикла «Восход-ЗМ»
Двигатель
Двигатель
С опк С опк Серийный
С опк С опк Серийный
ушах
км/ч
1 %
110,4 1 5,1
105,2 0,2
1052
ушах
км/ч
1 %
110,4 1 5,1
105,2 0,2
1052
мин-1
мин-1
6215,65 94
5922,95,94
5911,65,94
6215,65 94
5922,95,94
5911,65,94
Рнс. 6.6. Графики времени разгона мотоциклов «Восход-ЗМ» с ОПК на впуске и в серийном исполнении:
— время разгона на первой -* четвертой передачах; —,—— — время разгона на четвертой передаче
Динамические качества мотоциклов. Максимальная скорость мотоциклов определялась иа высшей передаче при прохождении мерного прямолинейного участка дороги длиной 100 м. Точность измерения проводимых в двух направлениях 0,001 с. Средние
значения максимальной скорости приведены в табл. 6.8. Минимально устойчивая скорость движения на высшей передаче определялась в тех же дорожных условиях, что и максимальная. Результаты движения на четвертой передаче приведены в табл. 6.9.
Изменение скорости о автомобиля в зависимости от времени / разгона с места
с последовательным переключением передач, а также от времени разгона на четвертой передаче, полученное с помощью прибора «путь — время — скорость», показано на рис. 6.6.
Средние значения времени t и скорости рср прохождения мотоциклами мерного участка пути длиной L = 400 н 100 м с места с последовательным переключением передач приведены в табл. 6.10.
Топливно-экономические качества мотоциклов. Определился контрольный расход От топлива на дистанции 10 км при движении по асфальтированному шоссе со средней скоростью о = 60 и 78 км/ч. Измерении проводились при движении с пассажиром и без него. Значении расхода, полученные на 100 км пути, после пробега 2500 км, приведены в табл. 6.11. Относительные значения 6СТ (в %) найдены сравнением с расходом топлива серийного мотоцикла.
Проведенные автополигоном НАМИ оценочные испытания мотоцикла «Вос- ход-ЗМ-Спорт» с усовершенствованным двигателем по проверке топливной экономичности на динамометрической дороге по стандартной методике дали следующие результаты по расходу топлива на 100 км пути:
о, км/ч Gt, Л. ..........о, км/ч Gt, Л. ..........40506070405060701,852,312,362,901,852,312,362,90
о, км/ч
Gt, Л. ..........
о, км/ч
Gt, Л. ..........
40506070
40506070
1,852,312,362,90
1,852,312,362,90
Сравнительная оценка топливной экономичности мотоциклов «Восход-ЗМ» с усовершенствованными двигателями (с ОПК на впуске) и серийного исполнения по расходам топлива [Ст. г в режиме городского цикла; Ст. ш ПРИ движении по шоссе со скоростью 78 км/ч; нормируемой величине G^ = 0,5 (Qr + <2m)j пред, ставлена в табл. 6,12,
Средние значения времени t и скорости vcp иа мерном участке
Двигатель
400 мм
100 мм
Рср
/
уср
с
%
км/ч
%
с
%
км/ч
%
С ОПК
20,4
—6,0
70,6
4,2
7,71
—12,7
46,7
14,46
С ОПК
21,4
67,3
1,35
8,24
—6,7
43,7
7,1
Серийный
21,7
—
66,4
—
8,83
—
40,8
—
8е
211
6.11. Значения расхода топлива на 100 км путк
Двигатель
иср> км/ч
Gt’ л
Мт, %
Двигатель
иср» км/ч
л
60т. %
Серийный I
78
2,9
—31,0
С ОПК I
60
2,3
—23,33
4,4
—18,52
—
—
С ОПК I
60
2,2
—26,6
С ОПК п
78
4,2
5,4
—
с ОПК и
78
3,4
4,6
— 19,04 — 14,8
Серийный II
60
3,0
Примечание. В числителе дана значения при движении без пассажира, в знаменателе— с ним.
6.12. Расходы топлива сравниваемых мотоциклов на 100 км пути
Двигатель
GT. г* л
6GT. г, %
^т. ш» л
^Т. ш* %
Gj, Л
6От- %
С ОПК I
3,6
—21,74
2,9
—31,0
3,28
—26,13
С ОПК и
3,8
—17,4
3,4
— 19,04
3,6
—18,18
Серийный
4,6
4,2
—
4,4
—
Эксплуатационные испытания двигателей с ОПК иа впуске проводились для оценки их надежности согласно ГОСТ 16495—70*: с гарантийной наработкой в пробеге; в пробеге на реализацию установленного ресурса до капитального ремонта.
После 50 % пробега оценивали микрометраж деталей цилиндропоршневой группы и ОПК впуска, определяли мощностные, динамические и топливно-экономические показатели двигателей на стенде и токсичность ОГ. В период дорожных испытаний мотоциклов с ОПК через каждые 5000 км проводили визуальный осмотр и фотографирование технического состояния ОПК с выявлением степени изношенности.
Проверка ресурса работы ОПК с лепестками из стеклотекстолита СТЭФ-1 и стали 70С2ХА (на семи мотоциклах) в условиях длительных дорожных испытаний показала, что за время пробега (15 ... 26 тыс. км) поломок ОПК не наблюдалось. Проведенные сравнительные дорожные испытания мотоциклов «Восход-ЗМ» с. усовершенствованными двигателями и серийными подтвердили преимущества первых: максимальная скорость выше максимальной скорости серийного мотоцикла; динамические показатели лучше; контрольный расход топлива при установившемся движении меньше; топливная экономичность опытных мотоциклов лучше.
ХОДОВЫЕ ИСПЫТАНИЯ СНЕГОХОДА «БУРАН»
Ходовые испытания снегохода «Буран» с усовершенствованными двигателями проводились с целью: сравнения экономических и динамических показателей с опытными и серийными двигателями РМЗ-640; подбора регулировочных элементов карбюратора опытных двигателей; сравнения теплонапряжениости опытных и серийных двигателей в различных условиях эксплуатации'по температуре головки левого (более зсплонапрхженшч о) цилиндра: проверки работоспособное':и опытных двигателей в различных условиях эксплуатации пробеговыми испытаниями свыше 1000 км.
Снегоход «Буран» комплектовался опытным двигателем, имеющим следующие усовершенствования: ОПК; третий продувочный канал; расширенную (до 260°
6.13. Результаты испытаний снегохода ж
Буран»,
, Показатель
Серийный
Опытный
Регулировочные эле^
Положение иглы
енты карбюратора
2,70I
27
М t
2,67 27
: t
Пропускная спо^бно^ь главного топ-
■Наличие^граничителя подъема дроссельной заслонки (11 мм)
Динамически
Максимальная скорость Движения снегохода при плотности снега 0,31 г/см , Время разгона с места прн плотности снега 0,36 г/см , с.
340
+
е показатели
64,3
*
4,9
Развернут сверлом диаметром 1,61 мм
64,3
_54
до 45 км/ч
| 9-5.
9,2
на участке 100 м
1
Топливная экономичность
28
16,5
Контоольный расход
пути при плотности снега 0,36 г/см , л Эксплуатационный расход топлива иа 100 км пути, л
Теплонапряжен
Температура головки левого цилиндра, °C:
при скорости движения 40 км/ч
по снежному бездорожью
при скорости движения аО км/ч температура окружавшего воздуха, °C кодеине ие дповодилось ввид) Г9УПп‘В”»»е, В аиаме^еле питаний. когорьге
иость
i
24,5
36.5_ ”28,3
двигателя
130
170'“
150
'80190
±JA )- З/г
£9.0
130
190
150
£1.4
| +3.0
7 ВЫСОКОЙ T^n-pnTyW цилиндропорв^евой даты вначеиня. полученные на второе втапе штатив первого этапа- „ ,—
I
поворота коленчатого вала) фазу впуска; карбюратор К-62Ж с регулировкой, согласованной для работы двигателя РМЗ-640 с ОПК на впуске.
При испытаниях применяли следующие средства измерения: весовой снегомер ВС-43; механический секундомер; рулетку РЗ-20, прибор для измерения расхода топлива; мерную линейку; указатель температуры ТЦТ-13 с термопарами, Испытания проводили на базе ходовых испытаний ОГК-снегоходов АПОМ в марте при температуре воздуха от —12 до +7 °C. Экономические и динамические показатели снегоходов определяли в соответствии с программой и методикой испытаний АПОМ. Эксплуатационный расход топлива получали по данным пробеговых испытаний в различных условиях движения: заснеженная дорога; след снегохода; снежное бездорожье; пересеченная местность. Заезды осуществляли на участке длиной около 40 км. Эксплуатационный расход топлива на 100 км пути рассчитывали по формуле
Gt = (f2 — У1У(з^ ~■ $1) ЮО,
где Vj и v2 — объем топлива соответственно перед испытаниями и после них; $л и s3 — показания спидометра соответственно перед испытаниями и после них.
Порядок испытаний. Проведен подбор регулировочных элементов карбюратора К-62)К (диаметра распылителя и положения иглы) таким образом, чтобы температуры головок левого цилиндра опытного двигателя при скорости движения 40 и 60 км/ч были равны аналогичным температурам серийного двигателя снегохода. В процессе испытаний измерялись: контрольный расход топлива; максимальная скорость движения; время разгона с места до скорости 45 км/ч на участке 100 м; эксплуатационный расход топлива; температура головок левого цилиндра опытного и серийного снегоходов. Результаты измерений приведены в табл. 6.13. Измерение температуры левой головки опытного двигателя проводилось на участке длиной около 300 м. На втором этапе испытаний выполнена подрегулировка карбюратора серийного двигателя (игла распылителя была опущена на одну канавку). Подрегулировка опытного двигателя не проводилась. Проведена проверка работоспособности опытных двигателей пробеговыми испытаниями в объеме до 3000 км.
Результаты испытаний. При равной температуре головок левых цилиндров опытного и серийного двигателей (при температуре окружающего воздуха + 1,5 °C) для опытного снегохода получено снижение контрольного расхода топлива, времени прохождения с места участка длиной 100 м, эксплуатационного расхода топлива. На втором этапе испытаний (при температуре окружающего воздуха +3 °C) опытный снегоход по сравнению с серийным имел меньшие контрольный и эксплуатационный расход топлива, температуру головки левого цилиндра.
Максимальные скорости снегоходов с опытными и серийными двигателями, измененные на первом и втором этапах испытаний, были равны. Пробеговые испытания опытных двигателей (2687 км) не выявили недостатков в их работе. Про веденные ходовые испытания снегоходов «Буран» с усовершенствованными двигателями, оснащенными ОПК на впуске в сочетании с дополнительным продувочным каналом и расширенной фазой впуска, показали существенные их преимущества по сравнению с серийными.
Улучшились экономические и динамические показатели снегохода: контрольный расход топлива снизился на 32,6 ... 41,1 %, эксплуатационный — на 37,8 ... 47,9 %, приемистость (время прохождения с места участка длиной 100 м) — на 3,2 %.
Максимальные скорости снегоходов «буран» с опытными и серийными двша телями равны. Экономические и динамические показатели получены при следующей, отличной от серийной, регулировке карбюратора К-62Ж опытного двигателя, диаметр распылителя 2,67 мм; игла распылителя с конической частью длиной 27 мм; положение иглы распылителя -- на верхней канавке; главный топливный жиклер развернут сверлом диаметром 1,61 мм.
Снижение температуры головки левого цилиндра опытного двигателя по сравнению с той же температурой серийного составило 30 ...40 “С при движении со скоростью 40 ... 50 км/ч. Температура головки левого цилиндра серийного двигателя при движении по снежному Сездоог.жъю и с полностью открытой дроссельной заслонкой превышала предельно допустимую (220 °C), а опытного двигателя — не превышала 190 °C (при температуре окружающего воздуха 1 ,.,3°С). 214
7. ШУМОВЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ И МЕТОДЫ ИХ РАСЧЕТА
Как известно [3, 251, в качестве шумовой характеристики источника шума могут быть приняты различные параметры (ГОСТ 23941—79). Прежде всего это уровни звуковой мощности источника, измеренные или рассчитанные для стандартных частотных полос, скорректированные уровни звуковой мощности, уровни звукового давления на различных частотах или уровень звука в характерной фиксированной точке. Перечень параметров, используемых для этой цели, особенно в исследовательских работах, может быть продолжен, однако следует отметить, что наиболее объективной и в то же время наиболее полной характеристикой источника шума на данной частоте или в полосе частот является его звуковая мощность. В технической акустике принято использовать логарифмические величины — уровни звуковой мощности LP, дБ, связанные с абсолютными значениями звуковой мощности Р, Вт, излучаемой в пространство;
LP = 10 lg P/POi(7.1)
где Ро = 10-12 Вт — постоянное пороговое значение.
частотечастотеЗная уровни звуковой мощности источника шума и направленность излучения, можно определить любой шумовой параметр [15]. Так, для транспортных средств (с точки зрения их воздействия на окружающую среду) важными спектральными параметрами являются уровни звукового давления на различных частотах и интегральный параметр — уровень звука в расчетной точке. Искомый уровень звукового давления (дБ) на данной ногате
частоте
частоте
(7.2)(7.2)£ = £Р-151§г + 101§Ф-~-^--101§^
(7.2)
(7.2)
где LP~ уровень звуковой мощности источника шума, дБ, на этой частоте (например, выпуска, впуска, двигателя в целом); г — расстояние от источника шума до расчетной точки, м; Ф — фактор направленности источника шума; ра — затухание звука в атмосфере, дБ/км; Q — пространственный угол излучения звука (для источников шума, расположенных на поверхности, принимают Q = л). Ниже приведены значения ра в функции от среднегеометрической частоты fopv октавных полос;
ь®*»Ра,ь®*»Ра,63 О63 Ол2т2,5?500*°°°200040008000
ь®*»
Ра,
ь®*»
Ра,
63 О
63 О
0,71,536122448
т^oGai = ioigS ю°’ит^oGai = ioigS ю°’и(7.3)(7.3)где Ь5 — уровни звукового давления, создаваемые в пасчетной чке каждым источником. Уровень звука в децибелах по шкале Агде Ь5 — уровни звукового давления, создаваемые в пасчетной чке каждым источником. Уровень звука в децибелах по шкале А^ = 101gi 10°-44+aav),^ = 101gi 10°-44+aav),(7.4)(7.4)где Lv—уровни звукового давления, определяемые для каждой v-й октавной полосы частот по формуле (7.2); AAv — поправки, соответствующие частотной характеристике по шкале Амрпя nR Пллп-т>.,„ Агде Lv—уровни звукового давления, определяемые для каждой v-й октавной полосы частот по формуле (7.2); AAv — поправки, соответствующие частотной характеристике по шкале Амрпя nR Пллп-т>.,„ Амера, дБ. Поправки Амера, дБ. Поправки А■av приведены ниже.■av приведены ниже.шумошумоfcp у • . .^Av • . .fcp у • . .^Av • . .' ®631252505001000. —39,4 —26,2 —16,1 —8,6 —3,20' ®631252505001000. —39,4 —26,2 —16,1 —8,6 —3,202000 40002000 40001,21,21,01,08000-1,18000-1,1Уровни звуковой мощности источника очень удобны также для объективной оценки и расчета средств защиты от шума. Поэтому при обобщении результатов исследования шума двигателей они были приняты в качестве основной шумовой характеристики.7.1. ИСТОЧНИКИ ШУМА ДВИГАТЕЛЕЙ И ИХ ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКАУровни звуковой мощности источника очень удобны также для объективной оценки и расчета средств защиты от шума. Поэтому при обобщении результатов исследования шума двигателей они были приняты в качестве основной шумовой характеристики.7.1. ИСТОЧНИКИ ШУМА ДВИГАТЕЛЕЙ И ИХ ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКАЕсли расстояние г < 50 м, то затухание в атмосфере не учитывают. Уровни звукового давления на данной частоте от нескольких т. источников
т
^oGai = ioigS ю°’и
т
^oGai = ioigS ю°’и
(7.3)
(7.3)
где Ь5 — уровни звукового давления, создаваемые в пасчетной чке каждым источником. Уровень звука в децибелах по шкале А
где Ь5 — уровни звукового давления, создаваемые в пасчетной чке каждым источником. Уровень звука в децибелах по шкале А
^ = 101gi 10°-44+aav),
^ = 101gi 10°-44+aav),
(7.4)
(7.4)
где Lv—уровни звукового давления, определяемые для каждой v-й октавной полосы частот по формуле (7.2); AAv — поправки, соответствующие частотной характеристике по шкале А
мрпя nR Пллп-т>.,„ А
где Lv—уровни звукового давления, определяемые для каждой v-й октавной полосы частот по формуле (7.2); AAv — поправки, соответствующие частотной характеристике по шкале А
мрпя nR Пллп-т>.,„ А
мера, дБ. Поправки А
мера, дБ. Поправки А
■av приведены ниже.
■av приведены ниже.
шумо
шумо
fcp у • . .
^Av • . .
fcp у • . .
^Av • . .
' ®631252505001000
. —39,4 —26,2 —16,1 —8,6 —3,20
' ®631252505001000
. —39,4 —26,2 —16,1 —8,6 —3,20
2000 4000
2000 4000
1,2
1,2
1,0
1,0
8000
-1,1
8000
-1,1
Уровни звуковой мощности источника очень удобны также для объективной оценки и расчета средств защиты от шума. Поэтому при обобщении результатов исследования шума двигателей они были приняты в качестве основной шумовой характеристики.
7.1. ИСТОЧНИКИ ШУМА ДВИГАТЕЛЕЙ И ИХ ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА
Уровни звуковой мощности источника очень удобны также для объективной оценки и расчета средств защиты от шума. Поэтому при обобщении результатов исследования шума двигателей они были приняты в качестве основной шумовой характеристики.
7.1. ИСТОЧНИКИ ШУМА ДВИГАТЕЛЕЙ И ИХ ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА
мощным незаглушенным процесс выпуска. Уровень звуковоймощным незаглушенным процесс выпуска. Уровень звуковойОр, 06Ор, 06но10090но10090зс163 12$ 250 $00 1000 2000 0000 / $зс163 12$ 250 $00 1000 2000 0000 / $216216
мощным незаглушенным процесс выпуска. Уровень звуковой
мощным незаглушенным процесс выпуска. Уровень звуковой
Ор, 06
Ор, 06
но
100
90
но
100
90
зс1
63 12$ 250 $00 1000 2000 0000 / $
зс1
63 12$ 250 $00 1000 2000 0000 / $
216
216
Основными источниками шума в двигателе являются, процессы впуска свежего заряда (шум впуска), горения, выпуска отработавших газов (шум выпуска); механическое перемещение деталей, сопровождающееся ударами и трением в сочленениях и стыках. Последние вместе с процессом горения являются источниками корпусного шума.
Типичные октавные спектры звуковой мощности этих источников, измеренные без специальных средств глушения (глушителей шума), приведены на рис. 7.1. Наиболее источником шума является
Рис. 7.1. Октавные спектры уровней звуковой мощности LP источников шума при п = = 3000 мин-1:
/ — выпуска; 2 — впуска; 3 — корпусного; 4 — корпусного при прокрутке двигателя без зажигания
Рис. 7.2. Узкополосный участок спек- Рис. 7.3. Зависимость уровня звуковой тра шума выпуска двигателя (п = мощности Lp суммарного шума впуска = 3020 мин-1)от рабочего объема V^ цилиндра дви
гателя
мощности этого источника выше, чем остальных источников, на 10 ... 18 дБ во всем диапазоне частот /. Менее значительный шум впуска также имеет ярко выраженные составляющие в низко- и среднечастотной областях. Корпусной шум двигателя характеризуется максимальными составляющими на средних и высоких частотах f.
Приведенные спектры являются достаточно характерными для двигателя. При изменении режима работы двигателя изменяются составляющие, но соотношение между ними в основном сохраняется, что позволяет предположить в ряде случаев одинаковую природу физических явлений, формирующих излучение шума отдельными источниками. Это подтверждают и другие общие признаки, имеющие место в спектрах различных источников. В частности, для каждого из узкополосных спектров данных источников характерны отдельные дискретные гармонические составляющие с частотой fis кратные частоте /0 зажигания и обусловленные регулярной периодичностью работы двигателя:
ft - LA(7-5)
где i = 1, 2, 3... — номер соответствующей гармонической составляющей.
Узкополосный участок спектра шума выпуска, на котором хорошо видны дискретные составляющие, характерные для двигателя, показан на рис. 7.2. На высоких частотах / дискретные составляющие выражены менее ярко, поскольку более значительный вес в формировании шума источника приобретают нерегулярные процессы случайного происхождения. В частности, для шума выпуска может оказаться существенной вихревая составляющая; достаточно характерной в этом диапазоне f является случайная составляющая и для корпусного шума.
Особенно очевидны общие признаки при рассмотрении низко- и среднечастотных участков октавных спектров шума впуска и 217
выпуска (кривые 1 и 2, см. рис. 7.1). Одинакова и конфигурация источников шума: в обоих случаях это открытый конец трубы, через который производится периодический впуск (выпуск) газов. При этом происходит местное периодическое вытеснение или исчезновение определенного объема газов у среза трубы, что создает начальное возмущение, которое воспринимается как звук. Общие признаки в механизме образования шума отдельными источниками очень важны при обобщении экспериментальных данных с целью получения общих по характеру формул и методик расчета.
ПРИБЛИЖЕННОЕ ПРОГНОЗИРОВАНИЕ ЗВУКОВОЙ мощности основных источников ШУМА
Рассмотрим сначала полуэмпирические приближенные методы определения шумовых характеристик, основанные на обработке имеющихся экспериментальных данных. Эти методы отличаются простотой, позволяют быстро оценить уровень ожидаемого шума, однако уступают в точности и детальности расчетов теоретическим методам, учитывающим более полно конструктивные особенности конкретного двигателя и физические процессы, обусловливающие возникновение шума.
Как известно, шумовые характеристики двухтактных двигателей являются функцией нескольких переменных (прежде всего, скоростного режима, режима нагрузки, рабочего объема). Ниже при обосновании расчетных формул рассмотрены экспериментальные зависимости параметров шума каждого источника для одного выбранного переменного фактора при постоянных остальных.
Прежде всего остановимся на зависимости (интегральной) уровня звуковой мощности суммарного шума источников от перечисленных выше факторов. Уровень звуковой мощности LP суммарного шума впуска в значительной мере зависит от рабочего объема цилиндра (рис. 7.3). Прямая на рис. 7.3 описывается следующим аналитическим выражением:
^Рвитах — 201g (™К) + Lpi,(7 6)
где LP впшах — уровень звуковой мощности суммарного шума впуска для режима максимальной нагрузки, дБ; Уй0 = 1 см3; LP1 = 72 дБ (постоянные приняты на основании экспериментальных данных).
Усредненная зависимость уровня звуковой мощности впуска LPBttNe от нагрузки (рис. 7.4) может быть описана формулой
Lp вп Ne " Lp BrI max+ 25(2Ve/TVвшах)2 Lp^y (7.7) где LP2 =25 дБ.
Некоторый разброс экспериментальных данных можно объяснить зависимостью шума впуска от рабочего объема цилиндра и 218
Рис. 7.4. Зависимость уровня звуковой мощности Lp суммарного шума впуска от относительной нагрузки (NeINe max) двигателяРис. 7.4. Зависимость уровня звуковой мощности Lp суммарного шума впуска от относительной нагрузки (NeINe max) двигателяРис. 7.5. Зависимости уровня звуковой мощности Lp корпусного шума от частоты вращения коленчатого вала различных двигателейРис. 7.5. Зависимости уровня звуковой мощности Lp корпусного шума от частоты вращения коленчатого вала различных двигателей
Рис. 7.4. Зависимость уровня звуковой мощности Lp суммарного шума впуска от относительной нагрузки (NeINe max) двигателя
Рис. 7.4. Зависимость уровня звуковой мощности Lp суммарного шума впуска от относительной нагрузки (NeINe max) двигателя
Рис. 7.5. Зависимости уровня звуковой мощности Lp корпусного шума от частоты вращения коленчатого вала различных двигателей
Рис. 7.5. Зависимости уровня звуковой мощности Lp корпусного шума от частоты вращения коленчатого вала различных двигателей
скоростного режима, причем этот разброс уменьшается с увеличением нагрузки. Естественно, что максимальный шум соответствует максимальной нагрузке.
Более сложной оказывается зависимость уровня шума впуска от скоростного режима работы двигателя. В области низких частот вращения п коленчатого вала двигателя звуковая мощность суммарного шума практически пропорциональна частоте вращения в четвертой степени. Однако при увеличении п эта зависимость становится менее существенной. На скоростных режимах, близких к номинальному (п = 3500 ... 5000 мин-1), уровень шума впуска мало зависит от режима работы двигателя, поэтому для расчетов величины LP BnNe в этом диапазоне частот можно предложить следующую общую формулу;
Lp вп ^ - 201g (Ук'Уй + 25 (NJNе max)2 "1"" Lpg> (7.8) где LPg = 47 дБ.
Процесс генерации шума выпуска во многом аналогичен процессу на впуске. Отличие вносит более сильно выраженная на высоких частотах вихревая составляющая, обусловленная большими скоростями истечения газов. Однако для незаглушенного выпуска высокие частоты практически не влияют на суммарные уровни, что позволяет использовать для оценки уровня звуковой мощности LP Выпшах шума выпуска на режиме максимальной нагрузки и LpBKtnW для любого режима нагрузки формулы (7.6)— (7.8). приняв LPX = 84 дБ, LP2 = 10 дБ, LP3 = 74 дБ.
Экспериментальные исследования корпусного шума мотоциклетных двигателей показали, что уровень звуковой мощности возрастает на 8,5 ... 9,5 дБ при удвоении частоты вращения коленчатого вала, что соответствует зависимости LP ~ 30 1g п (жирная линия, рис. 7.5). Существенное влияние на корпусной шум оказывает также степень сжатия е, причем с увеличением s уровень звуковой мощности возрастает пропорционально величине 20 lg s.
Рис, 7.6. Обобщенные зависимости суммарной звуковой Lp — 20 lg Vh мощности от частоты вращения вала:
I — впуска и выпуска; 2 — корпусного шума; экспериментальная;—■ — теоретическая
Зависимость уровня звуковой мощности корпусного шума от относительной нагрузки может быть описана следующей формулой;
(7.9)(7.9)Lp»Ne ~ ^ Ришах 4" 7(jVg/Nетах? — 7,
(7.9)
(7.9)
где LP KNe — уровень звуковой мощности корпусного шума на произвольном нагрузочном режиме Ne; Lp ктах, дБ—-уровень звуковой мощности корпусного шума мотоциклетного двигателя на режиме максимальной мощности Ngmax.
Общая зависимость уровня звуковой мощности корпусного шума от степени сжатия в, скоростного и нагрузочного режимов имеет вид
LPK - 30 lg (n/1000) 4- 20 lg в + 7 VUNe maxf + 62. (7.10) Таким образом, задаваясь определенными п и Ne и зная степень сжатия в, по формуле (7.10) можно рассчитать ожидаемый уровень звуковой мощности суммарного корпусного шума.
На практике наиболее часто приходится оценивать шум источников при максимальной нагрузке двигателя. В этом случае основными влияющими факторами для шума впуска и выпуска остаются частота вращения вала и рабочий объем, а для корпусного шума — частота вращения вала и степень сжатия двигателя. Это позволило для экспресс-оценки уровней звуковой мощности рассматриваемых источников получить номограмму, показанную на рис. 7.6.
По оси абсцисс отложена частота вращения п коленчатого вала, по оси ординат — суммарные обобщенные уровни звуковой мощности LP — 20 1g У^ источников. Каждому из источников соответствует своя шкала по оси ординат. По кривой / можно определить суммарный уровень звуковой мощности процесса впуска или выпуска двигателя при любой частоте вращения п вала двигателя. Ордината точки на кривой 1 LP —20 1g Уд представляет собой обобщенное значение уровня звуковой мощности иезаглу- шенных выпуска или впуска в зависимости от того, по левой или средней шкале считываются значения. Так как рабочий объем Ук цилиндра двигателя обычно известен, найти истинное значение суммарного уровня звуковой мощности Lp источника по полученному обобщенному значению LP — 20 1g V^ можно без затруднений.
Выбор величины LP — 20 1g Уд в качестве обобщенной одновременно для оценки шума выпуска и впуска не является случай- 220
ным. Основным источником шума служат периодические, объемные пульсации газа у среза выпускной или впускной трубы. Звуковая мощность Р такого источника зависит в первую очередь от объема V перетекающих газов (объема единичного импульса), времени перетекания и частоты повторения возмущающих импульсов [13].
При установившемся скоростном режиме работы двигателя частота повторения импульсов постоянна. Время перетекания изменяется незначительно. Поэтому на звуковую мощность оказывает существенное влияние лишь объем V перетекающих газов. Так как звуковая мощность пропорциональна V\ предположив в первом приближении V ^ Уд, для обоих источников будет справедливо Р ~ Уд, что подтверждают расчеты по формулам (7.6)— (7.8). Целесообразно исключить влияние Уд, вычитая в соответствии с условием Р ~ Уд из уровня звуковой мощности LP величину 20 lg V\. В этом случае экспериментальные данные, обработанные в виде LP — 20 1g Уд = f (п), располагаются вдоль практически эквидистантных кривых, соответствующих процессам выпуска и впуска. Эти кривые можно объединить в одну, построив две шкалы отсчета по оси ординат (рис. 7.6). Причем значения, отложенные на шкале, соответствующей шуму выпуска, на 12 дБ выше значений, соответствующих шкале шума впуска.
Действительно, генерируемая звуковая мощность для обоих источников пропорциональна объему перетекающих газов во второй степени. Объем газов на выпуске в 3—4 раза больше объема газов на впуске. Исходя из этого составляющие шума выпуска должны быть больше составляющих шума впуска на величину АЛ - 10 1g (W = 20 1g (3 ... 4) = 10 ... 12 дБ, что было учтено при построении шкал номограммы. Экспериментальные данные, располагаются вблизи кривой 1 (черные точки соответствуют шуму впуска, светлые — шуму выпуска). Рядом с кривой 1 показана прямая, представляющая приближенную теоретическую зависимость генерируемой звуковой мощности от частоты вращения п вала двигателя в виде LP ~ 40 1g п. На низких частотах п теоретическая зависимость хорошо согласуется с экспериментальной /, что можно использовать при практических расчетах, когда возникает необходимость в пересчете данных одного режима работы двигателя на другой.
Суммарную звуковую мощность корпусного шума определяют по кривой 2. В качестве обобщенной характеристики в соответствии с (7.10) принято выражение LP—20 1g в. Экспериментальная зависимость 2 построена в виде LP — 20 lg в = / (п), рядом с ней проведена теоретическая прямая, выражающая закон пропорциональности генерируемой звуковой мощности третьей степени частоты вращения коленчатого вала двигателя (~30 1g п). Наклон обеих линий примерно одинаков.
Для оценки октавных спектральных составляющих рассматриваемых источников могут служить обобщенные спектры, также 221
Рис, 7.7. Обобщенный относительный спектр:Рис, 7.7. Обобщенный относительный спектр:а — процессов выпуска и впуска; б — корпусного шум»- *„выпускакорпусного шума, • — шум впуска; О — шума — процессов выпуска и впуска; б — корпусного шум»- *„выпускакорпусного шума, • — шум впуска; О — шум
Рис, 7.7. Обобщенный относительный спектр:
Рис, 7.7. Обобщенный относительный спектр:
а — процессов выпуска и впуска; б — корпусного шум»- *„
выпускакорпусного шума, • — шум впуска; О — шум
а — процессов выпуска и впуска; б — корпусного шум»- *„
выпускакорпусного шума, • — шум впуска; О — шум
полученные на основе обработки экспериментальных данных (рис. 7.7). Для оценки уровня шума впуска и выпуска служит экспериментальная кривая (рис. 7.7, а). Однако расчет шума впуска с помощью этой кривой можно проводить лишь до частоты / = 1000 Гц. На более высоких частотах результаты расчета будут получаться несколько завышенными по сравнению с экспериментальными. Это объясняется тем, что характер процессов шумо- образования на впуске и выпуске на высоких частотах отличается более существенно, чем на низких. В итоге совместить полностью кривые спектров шума впуска и выпуска не удается.
На высоких частотах для шума впуска появляется дополнительная ветвь (ниже кривой, показанной на рис. 7.7, а). Для практических расчетов эта ветвь имеет небольшое значение, что позволяет использовать общий обобщенный спектр до частоты 1000 Гц.
Определение спектральных составляющих £Pv незаглушенных источников впуска и выпуска по рис. 7.7, а осуществляют следующим образом. Предварительно по номограмме рис. 7.6 находят величины LP. Затем для любой среднегеометрической частоты fcpv и частоты вращения вала п по рис. 7.7, а получают значение LPv — LP, откуда находят LPv, поскольку величина LP уже определена. Повторяя расчет для каждой октавной полосы частот, получают исходные спектры звуковой мощности шума выпуска и впуска двигателя. Аналогичным образом определяют спектральные составляющие корпусного шума по рис. 7.7, б. 222
Пример. Требуется рассчитать максимальную суммарную звуковую мощ кость незаглушенного выпуска, впуска и корпусного шума и соответствующие октавные спектры звуковой мощности этих источников для двигателя, имеющего рабочий объем цилиндра Уд = 0,2 л, е = 7,6 при частоте вращения коленчатого вала п = 5000 мин-1. По кривой 1 (см. рис. 7.6) находим обобщенные суммарные уровни звуковой мощности Lp— 20 1g Уд = 147 и 135 дБ соответствеиио для выпуска и впуска. По кривой 2 получим обобщенный суммарный уровень звуковой мощности корпусного шума Lp — 20 1g е = 93 дБ. Суммарные уровни звуковой мощности источников следующие:
длядляДЛЯДЛЯдлядлявыпуска
для
для
ДЛЯ
ДЛЯ
для
для
LP = (LP — 20 lg Уд) + 20 1g Уд = 147 + 20 1g 0,2 = 133 дБ;
впуска
LP = (LP — 20 lg Уд) + 20 lg Уд = 135 + 20 lg 0,2 = 121 дБ; корпусного шума
LP = (LP — 20У lg e) = 93 + 20 lg 7,6 = 110,6 дБ.
Рассчитаем безразмерные частоты ^Ср^п1 соответствующие средним геометрическим частотам fcpv октавных полос, и по рис. 7.7 определим искомые величины Lp4 для всех трех источников. Результаты расчетов приведены ниже (в числителе даны расчетные значения, а в знаменателе — экспериментальные).
f ср V • • ; • • •
) = f ср у/л • • •
Lpv— Lp . . .
. 125
. . 0,025
. —20 113
250 0,05
1 —12 121
500 0,1 Зыпуск —4 129
1000 0,2
—5 127
2000
0,4
—10 123
4000 0,8
-12 121
8000
1.6
— 15,5 118,5
Lpv
• 1 113
120
127
126
120
118
116
Впуск
Lpv ■
— Lp . . ■
. —20
101
—12
109
—4
117
—5 114
Lpv
• 1 • 105
107,5
117,5
108,5
—
—
'—■
Lpv
— Lp . .
. —11
99,6
Корпусной шум —10—9—7,5
100.6101,6103,1
—6,5 104,1
—7,5 103,1
— 11,5
99,1
Lpv
• 1 1 95^5
96
96,5
99,7
101,5
100,5
95,5
Принимая во вниманиеПринимая во вниманиеПринимая во внимание простоту расчета и удовлетворительное совпадение его результатов с экспериментальными данными, рассмотренную методику можно рекомендовать для предварительной оценки ожидаемого уровня шума, создаваемого двигателем мотоцикла.
Принимая во внимание
Принимая во внимание
ФИЗИКО-МАТЕМАТИЧЕСКИЕ МОДЕЛИ ГЕНЕРАЦИИ ШУМА НЕЗАГЛУШЕННЫМИ ИСТОЧНИКАМИ
Остановимся кратко на существующих моделях расчета уровня шума впуска и выпуска двухтактного карбюраторного ДВС. Теоретический расчет при отсутствии глушителей сводится к расчету шума, создаваемого пульсирующей составляющей источников [45]. Звук генерируется при резком вытеснении некоторого объема газа в окружающую среду или при всасывании соответствующего объема воздуха из окружающей среды (у среза выпускного или впускного патрубка). Для спектров шума впуска 223
и выпуска характерна (см. рис. 7.1) ярко выраженная низко- и среднечастотная часть. На высоких частотах спектральные составляющие быстро убывают. Поскольку размеры источников невелики, то для существенной части спектра оказывается справедливым неравенство
A»d, (7.11)
где d — характерный размер источника; X — длина волны излучаемого звука.
В этом случае конкретная конфигурация излучателя не имеет значения и реальный излучатель может быть заменен моделью пульсирующей сферы. Для более высоких частот применяют модель пульсирующего поршня. Однако обе эти модели не учитывают вихревой составляющей, порождаемой срывом вихрей при обтекании потоком фасонных элементов газовых трактов. Теория расчета вихревых составляющих для двигателя в настоящее время до конца не разработана, поэтому для их определения используют полуэмпирические методы, подобные методам, изложенным в предыдущем подразделе.
В области низких и средних частот вихревая составляющая невелика, поэтому идеализация реального источника пульсирующей сферой как наиболее простая в математическом отношении наглядно поясняет процесс образования основных составляющих, дает результаты, близкие к данным эксперимента. В связи с этим рассмотрим подробнее процесс образования шума этим типовым идеализированным источником. Примем, что пульсирующий шар. малого радиуса R находится в неограниченной среде и излучает сферическую синусоидальную волну. Тогда волновое уравнение для сферической волны можно выразить через потенциал ф звукового поля в следующем виде:
д2ф/дг2 + (2/r) дф/дг — (1/а2) д2ф/д/2 = 0, (7.12) где г — расстояние, отсчитываемое от центра сферы в направлении ее радиуса; а — скорость распространения звуковых волн в среде; / — текущее время.
Решение уравнения (7.12) для синусоидальных колебаний имеет вид
ф== (713)
где Л и В — постоянные, определяемые из граничных условий задачи; to — круговая частота; / — мнимая единица; к — м/а = = 2л/Х — волновое число.
Первый член выражения (7.13) представляет волну, расходящуюся от центра, второй — волну, движущуюся в направлении к центру. Для звуковых волн ограничимся в дальнейшем лишь первым членом выражения (7.13):
ф = А е/ ^-^. (7.14)
Кан известно; рость о связаныКан известно; рость о связанызвуковое давление р в среде и радиальная ско-с потенциалом скоростей следующими зависи-звуковое давление р в среде и радиальная ско-с потенциалом скоростей следующими зависи-мостями!мостями!Р = р d^ldi = I® рф; У = -№г =Р = р d^ldi = I® рф; У = -№г =(7.15)(7.15)
Кан известно; рость о связаны
Кан известно; рость о связаны
звуковое давление р в среде и радиальная ско-с потенциалом скоростей следующими зависи-
звуковое давление р в среде и радиальная ско-с потенциалом скоростей следующими зависи-
мостями!
мостями!
Р = р d^ldi = I® рф; У = -№г =
Р = р d^ldi = I® рф; У = -№г =
(7.15)
(7.15)
= ^— 4" /^ф»
скоростьскоростьО |г=д = Ун — Уте ’О |г=д = Ун — Уте ’(7.16)(7.16)
скорость
скорость
О |г=д = Ун — Уте ’
О |г=д = Ун — Уте ’
(7.16)
(7.16)
получим из (7.14) и (7.15) для постоянной
(7.17)
А — ут^ 1 -|- jfeR
„ выражение для потенциала через заданную скорость поверх- ности шара
R» 1 -ikv-m(7.18)
Ф = ук-—нм
Объемная скорость источника
Qv = 4л£2ия = vRS = QVm^wi>t7,1 )
где QVm = vmS — амплитуда объемной скорости источника; S = — 4л/?2 — поверхность источника.
Выразим через нее потенциал звукового поля
(7.20)(7.20)_ qv
(7.20)
(7.20)
Ф 4лг 1 Ч~ i^R
Из выражения (7.20) для шара, малого по сравнению с длиной волны (6/? <^ 1 или 2л7? < X, так как 6 = 2л/А), получим f-р-21>
Величина R в этом выражении отсутствует, следовательно, действие источника характеризуется исключительно его объемной скоростью или производительностью.
Найдем звуковую мощность, излучаемую источником,
(7.22)
Вт/м2; S — площадь м2.Вт/м2; S — площадь м2.S
Вт/м2; S — площадь м2.
Вт/м2; S — площадь м2.
где J — интенсивность излучаемого звука, поверхности сферы, окружающей источник,
Qv.m’/cQv.m’/ct, сt, сРис. 7.8. Пульсации объемной скорости Qy, создаваемые источником звука:
Qv.m’/c
Qv.m’/c
t, с
t, с
— реальным; 2 — идеализированным
тJ = "Т^е^ Re^dt,отJ = "Т^е^ Re^dt,о(7.23)(7.23)Интенсивность звука в какой-либо точке звукового поля, в свою очередь, зависит от звукового давления в этой точке и колебательной скорости частит
т
J = "Т^е^ Re^dt,о
т
J = "Т^е^ Re^dt,о
(7.23)
(7.23)
где Re (р) и Re (у) — действительные части выражений (7.15) соответственно для звукового давления и скорости; Т — период колебания.
Подставляя потенциал скорости (7.21) в формулы (7.15), а полученные выражения последовательно в формулы (7.23) и (7.22), найдем для звуковой мощности простую зависимость от амплитуды объемной скорости (от производительности источника):
8ла8ла(7-24)
8ла
8ла
Был рассмотрен процесс излучения сферой простой синусоидальной волны. В действительности волна может оказаться несинусоидальной. Однако любое сложное колебание может быть представлено в виде суммы синусоидальных колебаний, каждому из которых будут соответствовать определенная амплитуда объемной скорости QVml и определенная звуковая мощность Pt. Для этого случая формула (7.24) примет вид
(7.25)(7.25)P^Qymi8 ла
(7.25)
(7.25)
где индекс t соответствует конкретному синусоидальному процессу определенной i-й частоты.
Подставляя (7.25) в (7.1) для уровня звуковой мощности, излучаемой на данной частоте ^, и учитывая, что со( = 2л/ь для нормальных атмосферных условий (р = 1,2 кг/м3, а = 341 м/с) получим
LPi = 98 + 20 lg f^. (7.26)
Из формулы (7.26) следует, что излучаемая звуковая мощность целиком зависит от амплитуды объемной скорости, имеющей место на данной частоте. Последнюю обычно определяют, используя зависимость объемной скорости QV) которой обладает реальный источник, от времени / (рис. 7.8). Для этого функцию Qv (/) раскладывают в ряд Фурье и находят предварительно коэффици- 226
енты ряда Фурье по известным формулам гармонического анализа: г» г.
at = ~ ( Qv (/) cos (icooO dt; bt = ~ ( Qy (Л sin (ioV) dt, (7.27) / o J 1 0 J
где To = l//0 — период повторения пульсаций реального источника; f0 — основная частота пульсаций; соо = 2л/0 — угловая частота.
Искомая амплитуда объемной скорости, соответствующая каждому элементарному гармоническому движению,
Qk£ = a£ + &<- (7-28)
Подставляя значение Qy mi в формулу (7.26), определим уровень звуковой мощности, излучаемой на данной частоте. Несмотря на кажущуюся простоту схемы расчета, определение звуковой мощности гармонических составляющих оказывается весьма трудоемким, что связано с нахождением функции Qv (/) и разложением ее в ряд Фурье. Поскольку обычно реальная функция Qv (/) не имеет конечного математического выражения, все операции приходится осуществлять численными методами с использованием ЭВМ, например методом характеристик. Тем самым затрудняется проведение замкнутого расчета и существенно усложняется анализ конкретного процесса генерации шума.
Для облегчения расчетов можно попытаться заменить реальную зависимость изменения объемной скорости перетекающих газов во времени приближенной идеализированной зависимостью, имеющей конечное математическое выражение. Для этой цели удобно использовать следующую функцию, справедливую для значений 0 t <, т:
Qv (ф = Ке"а< sin р/, (7.29) где К — амплитуда; а — коэффициент, характеризующий затухание; р — л/т; т — длительность процесса.
Эта функция представляет собой затухающую синусоиду, типичную для колебательного процесса. Ей присущи также общие признаки, характерные для реальных процессов. Например, из анализа зависимостей, полученных для разных источников, следует, что реальные процессы, несмотря на быстротечность, являются плавными, непрерывными. Кроме того, все полученные кривые не являются симметричными: сначала имеют крутой подъем (более резкое увеличение объемной скорости), затем скругленную вершину и, наконец, менее крутой спуск. Кривая, построенная по уравнению (7.29), также получается плавной и имеет характерный несимметричный вид.
Следует отметить, что можно было бы использовать и другие модели реальных процессов, например, в виде импульсов прямоугольной, треугольной, трапецеидальной формы, колокольный импульс. Однако эти идеализированные функции не обладают
227
теми или иными особенностями, отмеченными выше, и, как показал сравнительный анализ, дают худшее совпадение с экспериментом [12].
Рассмотрим основные условия идеализации. Примем, что общий реальный объем V, участвующий в генерации шума в реальном случае, известен и равен соответствующему объему в идеализированном варианте. Длительность т реального и идеализированного вариантов также одинаковая. Эти два условия можно выразить в виде
V = Jqv(O^- (7.30) о
Подставив Qy (/) в (7.30) из уравнения (7.29) и взяв интеграл в правой части равенства, для постоянного К получим следующее выражение:
У(а2 + ₽3)
(7'31)
Принимая во внимание реальное затухание различных колебательных процессов, создающих аэродинамический шум пульсационного характера, можно рекомендовать а = л/т. Расчетные формулы получаются простыми, а результаты расчета удовлетворительно совпадают с данными эксперимента. Подставляя а = л/т в (7.31) и пренебрегая величиной е-” по сравнению с единицей, найдем
7(^2лЖ(7.32)
С учетом этого значения К после преобразований и упрощений [45] в соответствии со схемой, изложенной выше, находим простое, но достаточно точное для практических расчетов выражение, для искомых амплитуд объемной скорости потока Qvmb генерирующего звук на i-й частоте:
^Vmi = ^K/T6f р2 (7.33)
Для определения звуковой мощности, излучаемой на i-й частоте, достаточно по формуле (7.33) вычислить амплитуду объемной скорости и подставить полученное значение в выражение (7.26). Однако для высоких частот, для которых ю£ ^> р V2, вместо двух формул (7.33) и (7.26) можно использовать одну, более простую:
LPi = 98 + 20lg V - 40lgT + 20lgОб- (7-34)
Как показали практические расчеты, эта формула дает удовлетворительные результаты, начиная примерно с шестой гармоники спектра шума. Для определения октавных составляющих уровней звуковой мощности LPv следует просуммировать полу- 228
Рис, 7.9. Спектр звуковой мощности Lp процесса выпуска (п ~ 4000 мин"1):
.? - ‘ экспериментальный; 3 - -• рас четный
200040008000140028005 6002800560011 20»200040008000140028005 6002800560011 20»ченные гармонические составляющие, попавшие в каждую октав нут полосу частот по формуле, аналогичной (7.3). Частотные ipa нипы fXv и fav октавных полос, Гц, приведены ниже.
200040008000
140028005 600
2800560011 20»
200040008000
140028005 600
2800560011 20»
fcp V - 71V • - 71V • •fcp V - 71V • - 71V • •631252503001000
fcp V - 71V • - 71V • •
fcp V - 71V • - 71V • •
4590180355710
901803557101400
Для высоких частот, для которых ®г > ^ р 2, для нормальных атмосферных условий можно воспользоваться интегральной формулой
LPs = 96 + 201g V - 40IgT 101g(fcp Jh,). (7.35)
Обычно формула (7.35) дает удовлетворительные результаты, начиная со среднегеометрической частоты /ср — 500 Гц. 'Гоч- ность расчетов по формулам (7.34) и (7.35) зависит от точности определения исходных величин, определяющих шум: обьема Г перетекающих газов и времени т перетекания газов 145].
На рис. 7.9 приведены результаты расчета незаглушенно)о шума выпуска, которые удовлетворительно совпадают с экспериментальными данными. Несколько меньшие расчетные значения на высоких частотах объясняются отсутствием учета вихревой со ставляющей.
примет видпримет видВ ряде случаев (например, при расчете шума впуска) удобно перейти от амплитуды объемной скорости Q/,,^ тазов в формуле (7.25) к амплитуде Qml массового расхода. Тогда формула (7 25)
примет вид
примет вид
(7.36)(7.36)p ®tQmi
(7.36)
(7.36)
1 1 ' ~8n,»p ’1
Соответственно уровень звуковой мощности i й составл«юн’ей LPt = 201g Qml + 201g 04 -ф 80.(7.37)
Считая изменение состояния газа в кривошипной камере ядра батичным, можно получить для впускною окна
QvW - Ы0/*М ^\^,(7.38)
гДе Р1 М Р (0 "I" Ро^ср? ^о ^ср^ср» ^чр Т" ' i I ч
9'119'11>(У (Г) dt‘
9'11
9'11
у п) и р it) соответственно объем и избыточное давление средн в кривошипной камере в текущий момент времени t; р0 — плотность среды в невозмущенном состоянии: аср —- средняя скорость жука в кривошипной камере; /31В и tR-B —время соответст- венно начала и конца фазы впуска.
лексными коэффициентами Qtl Vit pt юрмуле Эйлера. Тогда выражениелексными коэффициентами Qtl Vit pt юрмуле Эйлера. Тогда выражениепримет иидпримет иидТак как при установившемся режиме работы двигателя Qv (t)> р (0- Е (О и dPx (ty^t — периодические функции, удовлетворяющие условиям Дирихле, они могут быть представлены рядами Фурье с основной частотой ы0 = (где v — число цилиндров; г тактность) с комплексными коэффициентами О. V. п, и pt t, (7.38)
лексными коэффициентами Qtl Vit pt юрмуле Эйлера. Тогда выражение
лексными коэффициентами Qtl Vit pt юрмуле Эйлера. Тогда выражение
примет иид
примет иид
2 СуС 2 жмСт(7.39)
Z- -^I со \'Ц-"—ОО/'
жж ы„ 2лД, ,fG - • частота повторения тактов впуска.
При (лраничешш числа членов ряда в уравнении (7.39), в за- гзчсимэсти от требуемой точности, амплитудно-частотный спектр массового расхода через воздухозаборное отверстие впускного канала может быть описан следующим выражением»
рщ -2|Qmi7Oa|,рщ -2|Qmi7Oa|,(7.40)(7.40)
рщ -2|Qmi7Oa|,
рщ -2|Qmi7Oa|,
(7.40)
(7.40)
де. А (то) — дискретные значения коэффициента, передачи впуск- ого канала, образованного впускным патрубком и карбюрато- Юм при чтение 0.)^ zco0.
Впускной канал можно считать в первом приближении от- ежом трубопровода с постоянной площадью S проходного се- йши (диаметром I), длиной /), нагруженного на входное со- .ржи тос-ше ; му жителя Z„x или, как в нашем случае, нагруженно- о на -ы,:)опн;.я<'ние воздухозаборного отверстия. Если пренебречь озером ( на -ж ние и теплопроводностью и принять во внимание алы-и, шнищ,. иных размеров канала ио сравнению с наименьшей ллсь; рассмагриваемого диапазона, то
А' (тР chy нф/сЬ чм1,(7.41)
- V, i У,,;ДГСЩ i ZBX (to,)
■-у ipru-ть звуча во впускном канале,
ечии) очередь, активную и реактивную составляющие вены Z„.v можно Haiirn nn формулам:
2м2мJmZIlx Xвх,JmZIlx Xвх,(7.42)(7.42)
2м
2м
JmZIlx Xвх,
JmZIlx Xвх,
(7.42)
(7.42)
5'де 7,.,, эксперимента лютый впугкиом канале; /. ж <0,331 j-точтото: X . ■ =\з9.„у,х5'де 7,.,, эксперимента лютый впугкиом канале; /. ж <0,331 j-точтото: X . ■ =\з9.„у,хкоэффициент затухания волн во У 0,32D) S' для незаглушенногокоэффициент затухания волн во У 0,32D) S' для незаглушенного
5'де 7,.,, эксперимента лютый впугкиом канале; /. ж <0,331 j-точтото: X . ■ =\з9.„у,х
5'де 7,.,, эксперимента лютый впугкиом канале; /. ж <0,331 j-точтото: X . ■ =\з9.„у,х
коэффициент затухания волн во У 0,32D) S' для незаглушенного
коэффициент затухания волн во У 0,32D) S' для незаглушенного
Рис. 7.10. Спектр звуковой мощности Lp процесса впуска (п = 3000 мин-1): 1 — расчетный; 2 — экспериментальный
Таким образом, задаваясь геометрическими размерами впускного тракта, режимом работы двигателя, изменением давления в кривошипной камере в течение фазы впуска и во впускном
30z/n30z/nL =201gL =201gканале, используя формулы (7.39)—(7.42), можно получить спектр массового расхода Qmi через воздухозаборное отверстие впускного канала, а затем по формуле (7.37) — уровень звуковой мощности впуска на каждой гармонической частоте мг. Просуммировав, как и выше, гармонические составляющие в пределах каждой октавной полосы, найдем октавный спектр незаглушенного шума впуска. Некоторое расхождение результатов расчета с данными эксперимента в октавной полосе с fcp= 1000 Гц (рис, 7.10) объясняется погрешностью регистрации давления в кривошипной камере, отчего может снизиться точность определения высших гармонических составляющих процесса. В целом точность методики удовлетворительна. Расчетная модель определения спектральных составляющих шума, излучаемого корпусом двигателя или его деталями, сводится обычно к предварительному расчету спектральной плотности [271 газовых сил 8Р (со) и комплексной частотой характеристики К (со) корпуса (его деталей) по скорости или по ускорению. Частотная характеристика реальных деталей определяется числом форм колебаний, возбуждаемых воздействием от газовых сил, в рассчитываемом диапазоне частот. Поскольку излучающие элементы корпуса двигателя имеют, как правило, сложную конфигурацию, аналитический расчет ряда собственных частот оказывается трудно осуществимым, поэтому частотные характеристики корпуса получают обычно экспериментально. Для расчета уровня звукового давления шума корпуса двигателя или его деталей предлагается следующая формула [27 h
30z/n
30z/n
L =201g
L =201g
1 f S (со)р е?ш< dco| dZ/p0, (7.43) 2л J p I
где S (to)p = S'p (го) К (to)yZ (м) — спектральная плотность звукового давления; S'p (со) — спектральная плотность газовых сил, воздействующая на излучатель при рабочем цикле; К (м)у— комплексная частотная характеристика излучателя по скорости; Z (со) — акустический импеданс излучателя; со — текущее значение угловой частоты; t — время; р0 — пороговое значение звукового давления. Эту формулу можно использовать для расчета как при отсутствии специальных средств глушения (незаглушен- ный источник), так и при их наличии.
СНИЖЕНИЕ УРОВНЯ ШУМА ДВИГАТЕЛЯ
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ТРЕБУЕМОГО СНИЖЕНИЯ УРОВНЯ ШУМА ДВИГАТЕЛЯ И ЕГО ОСНОВНЫХ
источников
Акустическому совершенствованию двигателя должно предшествовать определение допустимых значений, до которых следует снижать уровни его шумовых показателей.
Допустимые уровни шума двухтактных двигателей можно получить с помощью нормативных требований ОСТ 37.004.022—86, поскольку шум мототранспортного средства в значительной степени определяется шумом двигателя. Исследованиями, проведенными в МГТУ им. Н. Э. Баумана и МАДИ, установлено, что 85 ... 94 % звуковой энергии мотоцикла излучает двигатель. С некоторым запасом по уровню шума проектируемых мототранспортных средств можно принять, что 80 % звуковой энергии мотоцикла генерирует двигатель. Тогда допустимый корректированный уровень звуковой мощности ДВС на режиме испытаний транспортного средства
- 7, „. + 201g (^) - 101g ^ + 101g ^ + ^
(8.1) где £Дд0Ц — допустимый уровень звука мототранспортного средства, ОСТ 37.004.022—86; г — расстояние от акустического центра мототранспортного средства до измерительного микрофона в момент регистрации показаний шумомера (г to 7,5 м); г0 - 1 м; Ф — фактор направленности излучения шума в направлении микрофона, Ф to 2; рв и ав, рв0 и аво — плотность воздуха и скорость звука соответственно в момент измерения и при нормальных атмосферных условиях (при изменении температуры воздуха от —5 до -|-3G °C I lOlg--5^2! <С 0,2 дБ) ; ра —- коэффициент за- тухания звука в атмосфере, дБ/км, значения которого приведены выше (в данном случае раг/1000 < 0,3 дБ).
В формуле (8.1) не учитывается поглощение звука асфальтовым или бетонным покрытием измерительного участка дороги, что приводит к некоторому снижению значения LPKдоп, но не более чем на 0,5 дБА. Эту погрешность можно допустить, так как она обусловливает небольшой запас по уровню шума проектируемого мототран^портного средства. Если отбросить 232
четвертый и пятый члены правой части уравнения (8.1) ввиду их малости и подставить значения г и Ф, указанные в скобках, то получим
Брддоп ~ ^А дои + 24,8.(8.2)
Строгое определение предельно допустимых уровней звуковой мощности для каждого источника шума двигателя является сложной задачей, требующей знания средней стоимости средств его заглушения на 1 дБА. Экономические расчеты [31 ], выполненные применительно к автомобильным ДВС, показали, что уровень шума источников целесообразно снизить до одинаковых значений, если удельная себестоимость средств заглушения не отличается более чем в 3 раза. Если затраты, связанные с уменьшением шума одного из источников, в 5 раз выше, чем любого другого, то уровень его шума следует снизить вдвое по сравнению с уровнем других источников. Для расчета корректированного допустимого уровня каждого источника шума двухтактного ДВС можно рекомендовать следующую зависимость [49 ]1
Др д и доп ~ Бр д допЮ1§ЛИ-}-Ди>(8-3)
где пи — число принимаемых в расчет источников шума; Ди — поправка, устанавливаемая для каждого источника шума с учетом технической сложности и удельной себестоимости его заглушения. Поскольку в настоящее время отсутствуют точные сведения о средней стоимости заглушения на 1 дБА основных источников шума двухтактных ДВС, а технические трудности заглушения зависят от ряда причин, которые в общем случае трудно оценить количественно, точное определение поправки Аи не представляется возможным. Следует отметить, что поправка должна быть такой, чтобы после энергетического суммирования уровней всех источников, рассчитанных по формуле (8.3), полученный результат был равен значению LPA доп. Для основных источников шума двухтактных ДВС (выпуска, впуска, корпуса) можно ориентировочно принять следующие значения поправки: Аи = —3; 0; +2.
Если шум двигателя или его отдельного источника задан в виде частотного спектра уровней звуковой мощности, то для его нормирования удобно использовать допустимый спектр, значения которого в каждой v-й стандартной полосе частот (например, октавной или 1/3-октавной) можно определить по соответствующей формуле:
для двигателя
L*P доп В ~ Lp ^ доп 101g tnn -j- Ди -j- AAv,(8-4)
для отдельного источника
Lp и доп v = Бр а доп101g (/71ПМИ) -|- Ди -|- A av, (8.5)
где v = I, 2, 3, ... тц; тп — число частотных полос, в которых уровень звуковой мощности превышает допустимый, рассчитан- 233
ный по формулам (8.4) и (8.5); AAv — частотная коррекция на форму характеристики А шумомера, значения которой для октавных полос приведены выше.
Сравнение фактического корректированного уровня звуковой мощности двигателя с допустимым позволяет решить вопрос о необходимости применения средств глушения. Если допустимый уровень оказывается превышенным, то следует нормировать каждый источник шума двигателя с помощью соответствующих допустимых спектров, чтобы определить, в каких полосах частот н насколько необходимо снизить уровень шума того или иного источника, т. е. найти требуемое снижение уровня звуковой мощности в v-й полосе!
ALTp v = Lp и v Lp и доп v> (®-6) где Lpm — уровень звуковой мощности в v-й полосе частот источника шума двигателя.
Величина LPav может быть рассчитана, как это показано выше. Таким образом, на ранних стадиях проектирования можно осуществить нормирование шума двигателя теоретическим методом, определить значение и частотный диапазон требуемого снижения шума и вести разработку средств глушения шума одновременно с созданием двигателя.
ОСНОВНЫЕ МЕТОДЫ И СРЕДСТВА СНИЖЕНИЯ УРОВНЯ ШУМА
Необходимое снижение уровня шума двигателя обычно удается получить путем одновременного заглушения всех источников, уровни звука которых превышают допустимые, начиная с доминирующего. В этом случае, как правило, достигается максимальный эффект снижения шума двигателя при меньших затратах. Такой подход выбора объекта первоочередного заглушения обычно применим на любом из этапов акустического совершенствования двигателя.
Снижение уровня шума можно осуществлять по трем направлениям: 1) в источнике его возникновения; 2) по пути распространения колебательной энергии от источника до излучателя; 3) в излучателе, посредством уменьшения излучения шума в окружающую среду.
Первое направление основано на ограничении величины и частотного диапазона сил, приводящих к образованию шума или звуковой вибрации. В двухтактных ДВС действует целый спектр различных силовых факторов, имеющих импульсный характер изменения во времени, которые приводят к интенсивной генерации шума: возникающие при сгорании топлива, при осуществлении процессов впуска и выпуска; ударного происхождения в цилиндропоршневой паре, при пересопряжении зубьев зубчатых пар, в коробке передач и трансмиссии. Заметное влияние на процесс шумо- 234
образования оказывают переменные вс времени силы, например неуравновешенные инерционные силы вращающихся и возвратно-поступательно движущихся деталей цвигагеля. силы нсодис-- родного механического трения.
Для импульсных процессов характерно го. что с увеличением длительности М импульсного возмущающего воздействия уменьшается ширина его частотного спектра ЛД так как ЛА/ const. Для ограничения спектра в его высокочастотной чаепц особенно неприятной для человека, следует стремиться к ум^зыненою величины МЛ^ путем подбора оптимальной (например колоколо- образной) формы силового импульса и к увеличению его длительности Выбор средств осуществления этих рекомендаций зависит от природы источника шума и возможности их реалпзгщпп без ухудшения рабочих характеристик двигателя.
Шум процесса горения зависит в змачителшюн мере от характера индикаторной диаграммы, т. е. ее частичною спектра. Практические методы акустической оптимизации ппошюса горения включают выбор рациональной формы камеры сгорания, се паз- деление на части, соединенные переходным каналом, усоисршенсг- вование способа смесеобразования и ряд других мере пр к яти й. Факторы, влияющие на акустические качества процесса горения двухтактных ДВС, изучены еще недостаточно. Рассмотрим лишь некоторые из них.
Уровень шума возрастает при увеличении скорости выделения теплоты Q в процессе горения топлива I26J:
dQ_ — dL j _AL УУ.
"dip "у—1 dtp Ly--i dip ’ '
где p и V — текущие, значения соответственно давленая и объема над поршнем в цилиндре; у — показатель адиабаты; у - угол поворота коленчатого вала.
Из уравнения (8.7) следует необходимость ограничения чина мичности рабочего процесса: уменьшения скорости нараго а пня давления dpld<$ и его максимального значения р, Параметры рабочего процесса удобно изменять путем варьщг вакии згго-вшш:.ш угла опережения зажигания 03 и степени сжатия с. В таил. ь.; и 8.2 приведены результаты исследования. полученные К; Г. рыжовым на двухтактных ДВС воздушного лхлаждеагы обтымем Vh = 350 см3.
С уменьшением 03 и s наблюдается снижение максимальной скорости нарастания давления (РпАчУил-^ нгошчисы р.., и гое,ю- вательно, корректированного уровня звуковой монгоггои 2. двигателя. Однако при этом ухудшаются его мощного ж,ш и окоао- мические показатели. Последнее сущетюпт огьаничмвш; возможности воздействия на параметры рабочею процесса Аналогичные результаты были получены авторами для мВ', [шбочим объемом 175 и 250 см®.
8 i. Наройегрь рабочего процесса в ааьисимостй 01 щиенения угла 03 опережения зажигания
'--~ .- =к- .,-.
Мв, кВ»
г/(кВт- м)
х ^ф 'шах*
МПаЛ
Рц, МПа
Lp^, дЬА
27
20,5
18
13,6
12,5
11,5
496
530
557
1,14
0,73
0,40
2,80
2,55
2,40
116
114
113
-“—-—,.~„_-
8.2. Параметры рабочего процесса в зависимости от вменения степени сжатия е
вА'с, кВ»г/(к8вфч) ( -Лр )тах’ р ,1Ша
МПа/?
Я19,24762 6ч
!’И2-73
ьП.З5440,572,19
LPk- ДВА
119
116
113
для снижения уровня механического шума в источниках его возникновения используют конструктивные и технологические мероприятия и средства. Главным источником механического шума двухактных ДВС является импульсное возбуждение конструкции при ударах поршня о цилиндр двигателя [5].
для снижения энергии соударения применяют следующие кон- стру^тивные меры: уменьшают в допустимых пределах массу шатунно-поршневой группы; увеличивают жесткость гильзы ци- линд),а; обеспечивают минимальный рабочий зазор в цилиндро- порщневой паре путем повышения класса точности изготовления порщня и цилиндра; снижают температуру и обеспечивают более равномерный прогрев специально профилированного поршня по высоА и в поперечных сечениях. Выбор соотношений размеров порщм, положения его центра тяжести относительно оси поршневого пальца является сложной задачей, решение которой связано с предварительным теоретическим экспериментированием и по- следуМЦей проверкой полученных результатов на опытных об- разшА
Применение дезакеиальниго кривипшщю шатунного механизма не вс'й’Да однозначно приводит к снижению уровня шума. Мате- магич^'кое моделирование удара показывает, что введение дезак- сажа уменьшает ударные силы в отдельных точках рабочего цикла и увенчивает в других, Поэтому величину дезаксажа следует выбирать из условия обеспечения минимума суммарной энергии, переданной цилиндру при всех ударах поршня, происшедших 236
за время оборота коленчатого вала. Немаловажное значение имеет правильный выбор смазочного материала и способа смазывания цилиндропоршневой группы.
Уровень шума трансмиссии, включая коробку передач, как правило, ниже (в среднем на 3 ... 4 дБ А) уровня шума от ударов поршня. Методы и средства снижения виброакустической активности зубчатых передач достаточно полно изложены в специальной литературе [4] и подробно не рассматриваются.
Для снижения инерционных сил уменьшают массу вращающихся и возвратно-поступательно движущихся деталей, применяют противовесы и кинематически уравновешенные системы. Выбором сорта масла и способа смазывания, улучшением обработки трущихся поверхностей уменьшают изменяющиеся силы трения, которые также приводят к возникновению шума.
К технологическим мероприятиям по снижению механического шума можно отнести: соблюдение обоснованных допусков на точность изготовления и требуемых параметров шероховатости сопрягающихся поверхностей деталей; входной виброакустический контроль комплектующих узлов; динамическую балансировку деталей и механизмов; специальные правила сборки и монтажа и пр.
Если не удается в достаточной степени снизить уровень шума процесса горения и механический шум в источниках возникновения, то принимают меры к ослаблению виброакустической энергии при ее распространении до излучателей и уменьшают излучение ими звуковой мощности в окружающую среду. Излучение шума в данном случае осуществляется наружной поверхностью корпуса двигателя, поэтому его называют корпусным.
Анализ отдельных излучателей корпусного шума двухтактных ДВС показывает, что приоритетное значение имеют элементы системы воздушного охлаждения: ребра охлаждения головки и цилиндра. Приблизительно 85 % звуковой энергии корпусного шума излучают оребренные детали. Шум образуется преимущественно на собственных частотах изгибных колебаний ребер. Снизить шум, излучаемый ребрами, можно несколькими методами: отстройкой их собственных частот от частот наиболее мощных составляющих в спектре вынуждающих сил; ужесточением конструкции ребер; вибродемпфированием с помощью специальных элементов, выполненных из материала с высоким внутренним трением; уменьшением активной площади излучателей и созданием акустического «короткого замыкания».
Для реализации этих мероприятий необходимо знать собственные частоты и формы изгибных колебаний ребер [28, 52]. Для относительно коротких ребер головки цилиндра реализуется меньшее число форм колебаний в диапазоне частот, в котором наблюдается наибольшее возбуждение конструкции. Кроме того, излучение звуковой энергии снижается с уменьшением размеров ребра относительно длины звуковой волны. Эффект акустического «короткого замыкания» проявляется в большей мере, если размеры
Рис. 8.1. Схема разделения ребра головки цилиндра двигателя иа части:1 — основание головки; 2 — утолщения ребер в местах их разделенияРис. 8.1. Схема разделения ребра головки цилиндра двигателя иа части:1 — основание головки; 2 — утолщения ребер в местах их разделенияРис. 8.2. Ребра цилиндра двигателя с вибродемпфирующим элементом (резиновой трубкой)Рис. 8.2. Ребра цилиндра двигателя с вибродемпфирующим элементом (резиновой трубкой)
Рис. 8.1. Схема разделения ребра головки цилиндра двигателя иа части:
1 — основание головки; 2 — утолщения ребер в местах их разделения
Рис. 8.1. Схема разделения ребра головки цилиндра двигателя иа части:
1 — основание головки; 2 — утолщения ребер в местах их разделения
Рис. 8.2. Ребра цилиндра двигателя с вибродемпфирующим элементом (резиновой трубкой)
Рис. 8.2. Ребра цилиндра двигателя с вибродемпфирующим элементом (резиновой трубкой)
ребра соизмеримы (особенно если они меньше) длинам волны, излучаемых в окружающее пространство. Поэтому при разработке двигателя рекомендуется в допустимых пределах уменьшать высоту ребер, а также разделять их по длине на отдельные части таким образом, чтобы щели между этими частями составляли по ширине не менее 5 мм, а по длине — примерно 2/3 высоты ребра (рис. 8.1). Длину каждой части следует выбирать приблизительно равной высоте ребра. Однако необходимо сохранить достаточными теплоотдачу и прочность конструкции головки цилиндра.
Для снижения уровней вибрации и шума в ряде случаев целесообразно увеличивать жесткость оребренных деталей. Для этого свободные края ребер соединяют с помощью сварки перемычками из алюминиевого сплава [1, 5]. Снижение уровня звука, излучаемого оребренными деталями двухтактных ДВС, составляет при этом в среднем 2 ... 3 дБА.
Вибродемпфирование ребер головки и цилиндра осуществляют с помощью специальных элементов, изготовленных из эластичных материалов на основе резины. Вибропоглощающие элементы могут быть выполнены цилиндрической формы диаметром 15 ... 17 мм с плоскими или выпуклыми торцами. Устанавливают их с определенной степенью предварительной деформации между ребрами в зонах максимальных поперечных виброперемещений и колебательных скоростей. Число применяемых элементов зависит от состава и вида форм подлежащих демпфированию колебаний, а также требуемого шумоглушения. Например, установка 42 элементов, изготовленных из резины марки 278-4, между ребрами головки и цилиндра двигателя рабочим объемом 175 см3 позволила снизить уровень корпусного шума на 2 ... 4 дБА [52]. Аналогичный результат получен для двигателей рабочим объемом 350 см3 [1].
Конструктивно вибродемпфирующие элементы могут быть объединены в специальную «гребенку», устанавливаемую на ребра охлаждения, в результате чего упрощается и ускоряется процесс сборки двигателя. Иногда применяют вибродемпфирующие эле- 238
Рис. 8.3. Зависимости уровней звука и внешние скоростные характеристики двигателя рабочим объемом 175 см3 с выпускными окнами различной формы:
/ — овальной; 2 .— треугольной; 3 ^ М-образной
менты в виде трубок 1, пропущенных сквозь ребра 2 через высверленные отверстия (рис. 8.2). Выбирая диаметр отверстий несколько меньшим наружного диа-
Трубчатые вибродемпфи-Трубчатые вибродемпфи-метра трубки, обеспечивают требуемую величину ее деформации (обжатия) в зоне контакта с ребрами, рующие элементы установлены, например, на двигателе мотоцикла MMB3-3.115. При использовании вибропоглощающих эле
Трубчатые вибродемпфи-
Трубчатые вибродемпфи-
ментов, как правило, ухудшается тепловой режим двигателя, так как затрудняется прохождение охлаждающего воздуха между ребрами, что приводит к повышению температуры головки и ребер цилиндра в среднем на 10 ... 15 °C. Если элементы нагреваются более чем на 120 °C, то возникает их пластическая деформация, что приводит к резкому снижению вибропоглощающих свойств. Больший эффект шумоглушения может быть достигнут в результате применения вибропоглощающих экранов. Конструктивно экраны представляют собой пластины из алюминиевого сплава, которые через резиновые прокладки плотно прижаты к ребрам цилиндра по обеим сторонам и к ребрам головки с помощью специальных стягивающих устройств [1 ]. Эффект от установки экранов на двигателях рабочим объемом 175 и 350 см3 составил 3 ... 5 дБА. Возможно также частичное капотирование двигателя, при котором горловина воздухозаборного патрубка впускной системы соединена с вибропоглощающим экраном [1].
Снижение уровня шума процессов впуска и выпуска также осуществляют по трем направлениям. Практической реализацией первого из них (шумоглушение в источнике) является специальное профилирование впускного и выпускного окон ДВС. Например, применение выпускного окна треугольной или М-образной формы Ill ] позволяет уменьшить уровень шума выпуска в широком диапазоне частот вращения п (рис. 8.3). При использовании М-об- разного окна эффективные показатели двигателя практически не ухудшаются.
Энергия от источников шума впуска и выпуска до излучателей передается главным образом по газовой среде и частично по деталям впускной и выпускной систем. Передача звука по второму пути обычно незначительна вследствие большого различия волнового сопротивления газовой среды и материала конструкции. При необходимости ее можно уменьшить с помощью виброакустиче- ской развязки корпусных деталей.
На элементах газовоздушного тракта двигателя возможна вторичная генерация шума, излучение которого можно свести к минимуму путем уменьшения скорости газовой среды и специальным профилированием элементов, обтекаемых потоком.
Таким образом, первоочередной задачей является снижение звуковых колебаний, распространяющихся в газовой среде впускной и выпускной систем. Этой цели служат глушители шума, которые содержат элементы', размещенные последовательно или параллельно потоку. По принципу действия (преобладанию физического процесса) их разделяют на диссипативные (абсорбционные) и реактивные. В первых акустическая энергия превращается в тепловую, во вторых отражается к источнику. Более строго, диссипативные элементы частично также отражают волны, а в реактивных энергия колебаний после переотражений переходит в тепловую.
Диссипативные элементы, в которых параллельно потоку размещен звукопоглощающий материал (ЗПМ), например, асбест, минеральная вата, стеклянное волокно, используют сравнительно редко в глушителях двухтактных ДВС по следующим причинам. На выпуске активная поверхность ЗПМ покрывается конденсатом, закоксовывается, в результате чего ухудшаются его звукопоглощающие свойства. Поэтому диссипативные элементы используют в глушителях выпуска, рассчитанных на малый ресурс работы (например, для спортивных мотоциклов). Иногда в одной из камер реактивного глушителя (чаще в последней) применяют ЗПМ для поглощения прошедшей звуковой энергии. На впуске необходимая толщина ЗПМ для снижения шума оказывается неприемлемо большой, так как наиболее интенсивные составляющие звуковых колебаний находятся в низко- и среднечастотных областях спектра. К диссипативным элементам, размещенным последовательно потоку, можно отнести воздушный фильтр, который частично поглощает звуковую энергию, преимущественно на средних и высоких частотах.
Перспективным является использование диссипативных элементов в виде перфорированных перегородок или сеток, расположенных в пучностях колебательной скорости собственных мод глушителей.
Реактивные шумоглушащие элементы разделяют на резонаторные и камерные. Резонаторные элементы содержат камеру 1, сообщающуюся с трубопроводом 2, по которому передается звуковая энергия, или через отверстия 3 в его стенке или через трубку 4 (рис. 8.4). Они настроены на сравнительно узкую частотную полосу заглушения, поэтому применяются обычно для подавления шума, вызванного собственными колебаниями среды в газовоздушном тракте или в двигателях, работающих на постоянном скоростном режиме.
Камерные элементы представляют собой проточную камеру 2. в которую газ подается и отводится через трубки 3 или отверстия ) (рис. 8.5). Эти элементы, имеющие более широкую полосу заглу 240
Рис. 8.4. Резонаторные шумоглушащие элементы:а — с концентрической камерой; б — с ответвленной камерой; / — камера; 2 — трубопровод; 3 — отверстия; 4 — горло резонатора в виде трубкиРис. 8.4. Резонаторные шумоглушащие элементы:а — с концентрической камерой; б — с ответвленной камерой; / — камера; 2 — трубопровод; 3 — отверстия; 4 — горло резонатора в виде трубкиРис. 8.5. Схема камерного шумоглуша щего элемента:1 — входное отверстие; 2 — камера; 3 —• выходной трубопроводРис. 8.5. Схема камерного шумоглуша щего элемента:1 — входное отверстие; 2 — камера; 3 —• выходной трубопровод
Рис. 8.4. Резонаторные шумоглушащие элементы:
а — с концентрической камерой; б — с ответвленной камерой; / — камера; 2 — трубопровод; 3 — отверстия; 4 — горло резонатора в виде трубки
Рис. 8.4. Резонаторные шумоглушащие элементы:
а — с концентрической камерой; б — с ответвленной камерой; / — камера; 2 — трубопровод; 3 — отверстия; 4 — горло резонатора в виде трубки
Рис. 8.5. Схема камерного шумоглуша щего элемента:
1 — входное отверстие; 2 — камера; 3 —• выходной трубопровод
Рис. 8.5. Схема камерного шумоглуша щего элемента:
1 — входное отверстие; 2 — камера; 3 —• выходной трубопровод
шения, нашли преимущественное распространение в глушителях двухтактных ДВС, в том числе транспортных, эксплуатируемых на переменных скоростных режимах. Кроме того, как показывает опыт, камерные глушители при одинаковых с резонаторными размерах обладают большей эффективностью шумоглушения. При рассмотрении вопросов, связанных с расчетом и проектированием глушителей, основное внимание уделяется камерным элементам.
Глушители влияют на газодинамические процессы в смежных с цилиндром системах, а следовательно, на эффективные характеристики двигателя. Например, присоединение к выпускной трубе правильно сконструированного глушителя приводит к увеличению мощности и снижению удельного расхода топлива двигателя на 25 ... 30 % на номинальном скоростном режиме. Поэтому при оценке совершенства конструкции глушителя следует принимать во внимание не только качество глушения шума, но и его влияние на эффективные показатели двигателя. Кроме того, глушители должны иметь небольшие размеры, массу и материалоемкость, обладать высокими технологичностью и коррозионной стойкостью. Таким жестким противоречивым требованиям очень трудно удовлетворить, конструируя глушитель на основе традиционных методов эмпирического проектирования. Поэтому все большее распространение получают теоретические методы проектирования глушителей.
РАСЧЕТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ ГЛУШИТЕЛЕЙ
ГЛУШИТЕЛИ ВПУСКА
Процесс проектирования глушителя впуска начинают с постановки требований к его характеристикам. Влияние глушителя на эффективные показатели ДВС определяется воздействием его входного сопротивления ZBX на процесс наполнения кривошипной камеры топливовоздушной смесью. Определим требуемое значение ZBX, исходя из заданной внешней скоростной характеристики проектируемого двигателя. В. П. Иванов предложил скоростные
9 В. М. Кондрашов и др. 241
8.3. Диапазоны изменения параметров четырех типов скоростных характеристик двигателей
Тип скоростной характеристики
кд
Дп
N
I 2 3 4
0,15
0,20
0,30
0,40
... 0,20 ... 0,30 ... 0,40 ... 0,65
0,2 ... 0,3
0,3 ... 0,4
0,4 ... 0,45
0,45 ... 0,55
0,04 ...
0,07 ...
0,08 ...
0,30 ...
0,06 0,09
0,10 0,40
характеристики двухтактных двигателей в зависимости от их формы разделить на четыре типа: от пиковых (первый тип), характерных для спортивных мотоциклов, до пологих (четвертый тип), присущих дорожным моделям.
Критерием оценки формы характеристики является коэффициент динамичности
^ (nN ^О.Тб^/Мдг#^ (nN ^О.Тб^/Мдг#(8.8)(8.8)
^ (nN ^О.Тб^/Мдг#
^ (nN ^О.Тб^/Мдг#
(8.8)
(8.8)
где Пы и no,75w — скоростные режимы, соответствующие максимальной мощности двигателя Nemax и 0,75jVemax.
Каждому типу характеристики соответствуют определенные диапазоны изменения параметров Дп = Дп/Пф и knMS = = Апмн/Пф (табл. 8.3), где Дп = пм — пф; Дп^ = nN — пм} пм и пф — скоростные режимы, при которых имеют максимум характеристики крутящего момента ЛГир и коэффициента избытка продувочного воздуха ф0.
Задавшись необходимой формой скоростной характеристики, по известной величине nN определяем скоростной режим п^, при котором достигается максимальное наполнение кривошипной камеры:
Пф — Идг/(1 + Дм + Дп^дг).(8.9)
Исследованиями Ф. Нагао установлено, что наполнение кривошипной камеры будет максимальным при условии, что время открытия впускного окна
твп«0,75Тк, (8.10) где Тк — период собственных колебаний среды в системе кривошипная камера — впускной канал, нагруженный на входное сопротивление глушителя (ZBX).
Таким образом, задавшись формой скоростной характеристики одноцилиндрового двухтактного двигателя и используя зависимости (8.9) и (8.10), по известным значениям фазы Фвп впуска и среднего объема Ук. ср кривошипной камеры, выбранным предварительно длине 1Х и диаметру dt впускного канала находим 242
а)фильтр; 9 — выходное отверстие; 10 -. выходнойа)фильтр; 9 — выходное отверстие; 10 -. выходнойРис» 8.6. Схемы устройства глушителей впуска двигателя
а)
фильтр; 9 — выходное отверстие; 10 -. выходной
а)
фильтр; 9 — выходное отверстие; 10 -. выходной
мотоцикла;
а — «Восход-ЗМ* (F^ = 175 см3, показан с карбюратором; б —- <Ямаха-СУ50> ^V^ = 50 см3); / _ впускной патрубок; 2 карбюратор; 3 — соединительная муфта; 4 — входное отверстие глушителя (по направлению движения воли); 5 — первая камера; 6 — соединительный трубопровод (отверстие); 7 — вторая камера; 8 =• воздушный трубопровод
требуемое значение реактивной части входного сопротивления глушителя на частоте ®к = 2л/Тн [501:
1ш (ZBI, тр) да Pop [0,035а2Фвп/(Ук. ср^ф)28 (/j + 0,425<УПф/(Г 1ФВп)1>
(8.11)
где Рср — средняя плотность среды в системе кривошипная камера — впускной канал; Ft — площадь проходного сечения впускного канала.
Что касается активной части входного сопротивления, то в целях повышения ф0 в процессе проектирования глушителя следует получать минимально возможные значения Re (ZBX). Важным этапом проектирования глушителя является разработка его структурной схемы, исходя из соответствующих условий: величины и частотного диапазона необходимого заглушения, размеров, массы, специфики размещения глушителя. Успешное решение в значительной степени зависит от опыта и интуиции проектировщика. Рассмотрим лишь рекомендации общего характера.
Глушитель должен оказывать минимальное сопротивление постоянной и максимальное переменным составляющим пульсирующего воздушного потока, поэтому его строят по схеме фильтра низких частот. При этом акустические инерционные элементы включают последовательно, а акустические податливости — параллельно газовому потоку, что конструктивно соответствует системе последовательно расположенных камер, соединенных трубками. Для обеспечения достаточной эффективности глушители выполняют двух- и трехкамерными общим объемом, равным 15—20 рабочим объемам Уд двигателя. В зависимости от габаритных ограничений и условий размещения на изделии возможны различные варианты компоновки глушителя.
На рис. 8.6, а показана схема, состоящая из двух отдельных камер, соединенных между собой двумя внешними трубопроводами. Объем первой камеры 5 составляет около 7Vh, а второй 7 — 2Vh. Общий объем глушителя, не превышающий 11 Уд, уже нельзя считать достаточным, в связи с ужесточением норм по шуму. Глушитель, схема которого представлена на рис. 8.6, б, также
9* 243
двухкамерный g выходным трубопроводом 10, выполненный в едином корпусе. Объем глушителя составляет 24УЬ. Гидравлическое сопротивление сравнительно высокое. Для уменьшения входного сопротивления глушителей впуска целесообразно объем первой камеры увеличить до 10Vn, воздушный фильтр 8 расположить в последней камере, переходы от труб к камерам выполнить плавными. В случае интенсивного шумообразования на частоте 1/4-волнового резонанса впускного канала при закрытом впускном окне целесообразно в схему глушителя ввести резонаторный элемент, настроенный на эту частоту.
Методика расчетного проектирования включает математическое моделирование глушителя с последующей оптимизацией его параметров в целях удовлетворения поставленным требованиям к его входному сопротивлению и эффективности шумоглу- шения.
Принимая во внимание, что наиболее интенсивные составляющие шума впуска расположены в низко- и среднечастотном диапазонах, волновое движение в элементах глушителя можно считать одномерным. Для камер сравнительно большого диаметра d следует уточнять частотный звуковой диапазон существования плоских волн:
/< 0,586аЯ (8.12)
Длина элементов глушителя может быть соизмерима с длиной звуковой волны.
Исследование распространения волн давления конечной амплитуды (до 200 кПа) в элементах глушителя показало, что при разработке его математической модели можно пренебречь конвективным ускорением и нелинейностью уравнения состояния. Если пренебречь потерями давления в местных сопротивлениях, например в местах изменения сечения трубопровода, соединения его с камерами и т. п., а также считать, что воздушный поток отсутствует, то расчет глушителя может быть выполнен акустическим методом. Для оценки точности расчетов эффективности шумо- глушения и входного сопротивления глушителя, выполненных на основе линейной акустики, характеристики были вычислены для нескольких вариантов впускной системы двигателей [50]. По совокупности сопоставленных результатов, полученных теоретическим и экспериментальным способами, сделан вывод о применимости акустических методов для инженерных расчетов глушителей впуска двухтактных карбюраторных ДВС.
В связи с тем, что процесс впуска является периодическим, спектр шума, излучаемого выходным отверстием глушителя в окружающую среду, будет гармоническим с дискретными составляющими на частотах, кратных частоте /0 повторения тактов всасывания, значение которой соответствует значению, полученному на скоростном режиме двигателя в момент измерения уровня шума при его нормировании. Поэтому расчет спектра шума впуска, 244
так же как и спектров прочих связанных о ним величин, заключается в определении их дискретных значений на частотах
ш( = 2ш/0,
где i — 1, 2, 3 ... т — порядковый номер рассматриваемой гармонической составляющей.
Количество т вычисляемых спектральных составляющих зависит от интересующего частотного диапазона уровня шума впуска и ограничений, накладываемых условием (8.12). Значение f-й гармонической составляющей спектра уровней звуковой мощности на выходе из глушителя находим с помощью зависимости
LP Ы = 201g (| Qv вых (<»Ж1 + 101g {Re [Z„ (toi)]/Z0) 4-117,
(8.13)
где QyBux(wi)— значение i-й гармонической составляющей спектра объемной колебательной скорости в выходном отверстии глушителя, м3/с; Qyo = 1 м3/с; Re [Z„ (юг) I — значение действительной части импеданса излучения выходного отверстия на частоте <ог, кг/(м4.с); Zo = 1 кг/(м4.с).
Импеданс излучения круглого выходного отверстия без
фланцафланца2И (со) = рою2/8лао 4“ /юО.ЗбЭро/^Ко,2И (со) = рою2/8лао 4“ /юО.ЗбЭро/^Ко,(8.14)(8.14)
фланца
фланца
2И (со) = рою2/8лао 4“ /юО.ЗбЭро/^Ко,
2И (со) = рою2/8лао 4“ /юО.ЗбЭро/^Ко,
(8.14)
(8.14)
(8.15)(8.15)и круглого отверстия с фланцем, если размеры фланца достаточно велики по сравнению с длиной волны звука,
(8.15)
(8.15)
Z„ (со) = рои2/4лао + /to0,478po/KFo,
где р0 и ао — соответственно плотность среды и скорость звука в отверстии; Fo — площадь отверстия; j = V—1
Приведенные выражения для 7И (со) тем точнее описывают импеданс излучения выходного отверстия глушителя, чем меньше по сравнению с единицей отношение диаметра d0 отверстия к длине звуковой волны %. Обычно удовлетворительная для практических расчетов точность наблюдается до частоты /гр. и = ajtn.dc'). Например, если диаметр отверстия do = 0,05 м, то /гр.и — 2184 Гц (при ао = 343 м/с), т. е. приведенные формулы применимы для расчетов практически во всем частотном диапазоне существова-
ния шума впуска.
Амплитудно-частотный спектр объемной скорости на выходе глушителя | Qf вых (®г) I, используемый в уравнении (8.13), связан с аналогичным спектром на его входе 1 Qy вх (©;) | зависимостью
|9Увых(иа!=1^вх(б>М((оО,|9Увых(иа!=1^вх(б>М((оО,(8.16)
|9Увых(иа!=1^вх(б>М((оО,
|9Увых(иа!=1^вх(б>М((оО,
где К (ю,) — амплитудные значения характеристики передачи глушителя по объемной скорости на угловой частоте <ог.
Гармонические составляющие QvbxV®^ получаем g помощью прямого преобразования Фурье периодической функции, описывающей зависимость объемной скорости на входе глушителя от времени QyBX (О- Последняя величина может быть получена газодинамическим расчетом впускного тракта, нагруженного на входное сопротивление проектируемого глушителя, ZBX. Из анализа полученных зависимостей следует, что уровень звуковой мощности на выходе глушителя зависит от таких его параметров, как коэффициент передачи по объемной скорости и входное сопротивление, а также от импеданса излучения выходного отверстия.
зависимостизависимости^pv = ioigS ю^м^),^pv = ioigS ю^м^),(8.17)(8.17)Дискретные составляющие спектра уровней звуковой мощности, описанные выражением (8.13), могут быть пересчитаны в стандартные, например октавные, полосы частот с помощью
зависимости
зависимости
^pv = ioigS ю^м^),
^pv = ioigS ю^м^),
(8.17)
(8.17)
гармонических составляющих LP (юг), располо- стандартной полосе.гармонических составляющих LP (юг), располо- стандартной полосе._ г^.„.к, может быть опи- коэффициентами А, В, С, D, связываю- и объемной скорости на его_ г^.„.к, может быть опи- коэффициентами А, В, С, D, связываю- и объемной скорости на егодавлениядавлениявходе и выходе:входе и выходе:
гармонических составляющих LP (юг), располо- стандартной полосе.
гармонических составляющих LP (юг), располо- стандартной полосе.
_ г^.„.к, может быть опи- коэффициентами А, В, С, D, связываю- и объемной скорости на его
_ г^.„.к, может быть опи- коэффициентами А, В, С, D, связываю- и объемной скорости на его
давления
давления
входе и выходе:
входе и выходе:
где % — число женных в v-й
Полученные значения в каждой полосе частот не должны превышать допустимых. В процессе проектирования, исходя из допустимого спектра звуковой мощности шума впуска, с помощью приведенных зависимостей можно определить требования к амплитудно-частотной характеристике передачи глушителя К (юг) и его входному сопротивлению ZBX, от которого зависит величина Qy вх (®г). Кроме того, выше указаны требования к мнимой и действительной частям ZBX с точки зрения достижения более высоких эффективных характеристик двигателя.
Обе величины К (®г) и ZBX определяются конструкцией глушителя. Математическое моделирование позволяет установить аналитические связи этих величин со структурной схемой глушителя и его геометрическими размерами и проводить оптимизацию разрабатываемой конструкции, исходя из величины и частотного диапазона необходимого снижения шума впуска и заданной формы скоростной характеристики двигателя.
РвхQv вхРвхQv вхА ВС DА ВС DРвыхРвыхQvвых IQvвых IОбобщенная матрица передачи глушителя последовательно соединенных элементов,Обобщенная матрица передачи глушителя последовательно соединенных элементов,, состоящего, состоящего(8.18) из N(8.18) из NЛ вС DЛ вС DЯ1 ВгCi DtЯ1 ВгCi DtА^ В^С» D2А^ В^С» D2^$Г ^N^N BN^$Г ^N^N BNГлушитель, как линейный четырехполюсник сан матрицей передачи с щей значение звукового
Рвх
Qv вх
Рвх
Qv вх
А В
С D
А В
С D
Рвых
Рвых
Qvвых I
Qvвых I
Обобщенная матрица передачи глушителя последовательно соединенных элементов,
Обобщенная матрица передачи глушителя последовательно соединенных элементов,
, состоящего
, состоящего
(8.18) из N
(8.18) из N
Л в
С D
Л в
С D
Я1 Вг
Ci Dt
Я1 Вг
Ci Dt
А^ В^
С» D2
А^ В^
С» D2
^$Г ^N
^N BN
^$Г ^N
^N BN
Рассмотрим матрицы передачи основных типов шумоглушащих элементов, используемых в глушителях. Предварительно отметим, что в зависимости от структурной схемы часть конструкции глушителя, а иногда и всю ее можно условно разделить на отдельные, однородные по сечению цилиндрические секции. Это позволяет упростить и формализовать процесс расчета сложных структур.
Параметры звуковой волны на входе (индекс 1) и выходе (индекс 2) цилиндрической секции длиной I связаны матрицей
передачи:
PiQyiPiQyi(8.20)(8.20)ch П Zoshnр»
PiQyi
PiQyi
(8.20)
(8.20)
где Г = У (Ro + JtoLo) (Go + /®С0) — постоянная распространения; Zo = К (Ro + i®Lo) (Go 4- jtoCoY1 — характеристическое сопротивление секции; Lo, Со, Ro и Go — параметры, отнесенные к единице длины секции (акустическая масса, податливость, сопротивление, связанное с вязкостью среды, и проводимость, обусловленная теплопроводностью); Lo = р/Гс; Со = Гс/(раа);Ro - WS ]/^iV2; Go = [П (у - l)/(pcna)] ]АтЮ/(2Срр), где Рс — площадь проходного сечения секции; П — ее периметр; рс — плотность среды в секции; ртр —вязкость; X,—теплопроводность; ср — удельная теплоемкость при постоянном давлении;= 2 л/.Матрица передачи, входящая в выражение (8.20), применима однородным участкам трубопроводов произвольной длины, проточным цилиндрическим камерам постоянного сечения. Если в каком-либо месте трубопровода или камеры присоедигде Г = У (Ro + JtoLo) (Go + /®С0) — постоянная распространения; Zo = К (Ro + i®Lo) (Go 4- jtoCoY1 — характеристическое сопротивление секции; Lo, Со, Ro и Go — параметры, отнесенные к единице длины секции (акустическая масса, податливость, сопротивление, связанное с вязкостью среды, и проводимость, обусловленная теплопроводностью); Lo = р/Гс; Со = Гс/(раа);Ro - WS ]/^iV2; Go = [П (у - l)/(pcna)] ]АтЮ/(2Срр), где Рс — площадь проходного сечения секции; П — ее периметр; рс — плотность среды в секции; ртр —вязкость; X,—теплопроводность; ср — удельная теплоемкость при постоянном давлении;= 2 л/.Матрица передачи, входящая в выражение (8.20), применима однородным участкам трубопроводов произвольной длины, проточным цилиндрическим камерам постоянного сечения. Если в каком-либо месте трубопровода или камеры присоеди(О(ОК кК кнены ответвленные элементы (камеры, закрытые участки трубопроводов, торцовые непроточные полости камер, включенные в акустической модели глушителя параллельно звуковому потоку), то в этом месте вводят дополнительный четырехполюсник, матрица передачи которого связывает звуковое давление и объемную скорость до разветвления (рг и Qyi) и после него (ра и Qya):нены ответвленные элементы (камеры, закрытые участки трубопроводов, торцовые непроточные полости камер, включенные в акустической модели глушителя параллельно звуковому потоку), то в этом месте вводят дополнительный четырехполюсник, матрица передачи которого связывает звуковое давление и объемную скорость до разветвления (рг и Qyi) и после него (ра и Qya):Р1QyiР1Qyi1 о^ 11 о^ 1№Оу»№Оу»(8.21)(8.21)z —входное сопротивление ответвленного элемента.Д Для ответвления в₽виде резонатора Гельмгольца имеемz —входное сопротивление ответвленного элемента.Д Для ответвления в₽виде резонатора Гельмгольца имеемZOTZOTСоР^г. эквСоР^г. экв(3(3ра'ра'Fr шУрFr шУр(8.22)(8.22)Z^shVl ch Г/QVa ’
где Г = У (Ro + JtoLo) (Go + /®С0) — постоянная распространения; Zo = К (Ro + i®Lo) (Go 4- jtoCoY1 — характеристическое сопротивление секции; Lo, Со, Ro и Go — параметры, отнесенные к единице длины секции (акустическая масса, податливость, сопротивление, связанное с вязкостью среды, и проводимость, обусловленная теплопроводностью); Lo = р/Гс; Со = Гс/(раа);
Ro - WS ]/^iV2; Go = [П (у - l)/(pcna)] ]АтЮ/(2Срр), где Рс — площадь проходного сечения секции; П — ее периметр; рс — плотность среды в секции; ртр —вязкость; X,—теплопроводность; ср — удельная теплоемкость при постоянном давлении;
= 2 л/.
Матрица передачи, входящая в выражение (8.20), применима однородным участкам трубопроводов произвольной длины, проточным цилиндрическим камерам постоянного сечения. Если в каком-либо месте трубопровода или камеры присоеди
где Г = У (Ro + JtoLo) (Go + /®С0) — постоянная распространения; Zo = К (Ro + i®Lo) (Go 4- jtoCoY1 — характеристическое сопротивление секции; Lo, Со, Ro и Go — параметры, отнесенные к единице длины секции (акустическая масса, податливость, сопротивление, связанное с вязкостью среды, и проводимость, обусловленная теплопроводностью); Lo = р/Гс; Со = Гс/(раа);
Ro - WS ]/^iV2; Go = [П (у - l)/(pcna)] ]АтЮ/(2Срр), где Рс — площадь проходного сечения секции; П — ее периметр; рс — плотность среды в секции; ртр —вязкость; X,—теплопроводность; ср — удельная теплоемкость при постоянном давлении;
= 2 л/.
Матрица передачи, входящая в выражение (8.20), применима однородным участкам трубопроводов произвольной длины, проточным цилиндрическим камерам постоянного сечения. Если в каком-либо месте трубопровода или камеры присоеди
(О
(О
К к
К к
нены ответвленные элементы (камеры, закрытые участки трубопроводов, торцовые непроточные полости камер, включенные в акустической модели глушителя параллельно звуковому потоку), то в этом месте вводят дополнительный четырехполюсник, матрица передачи которого связывает звуковое давление и объемную скорость до разветвления (рг и Qyi) и после него (ра и Qya):
нены ответвленные элементы (камеры, закрытые участки трубопроводов, торцовые непроточные полости камер, включенные в акустической модели глушителя параллельно звуковому потоку), то в этом месте вводят дополнительный четырехполюсник, матрица передачи которого связывает звуковое давление и объемную скорость до разветвления (рг и Qyi) и после него (ра и Qya):
Р1
Qyi
Р1
Qyi
1 о
^ 1
1 о
^ 1
№Оу»
№Оу»
(8.21)
(8.21)
z —входное сопротивление ответвленного элемента.
Д Для ответвления в₽виде резонатора Гельмгольца имеем
z —входное сопротивление ответвленного элемента.
Д Для ответвления в₽виде резонатора Гельмгольца имеем
ZOT
ZOT
СоР^г. экв
СоР^г. экв
(3
(3
ра'
ра'
Fr шУр
Fr шУр
(8.22)
(8.22)
где RT = (Пр/г/Р?)!7 (вррТр/2 — активное сопротивление горла резонатора; Пг, Fr и 1Т — периметр, площадь проходного сечения и длина горла; Ур —объем резонатора; /г. э«в — эквивалентная длина горла с учетом концевых поправок на присоединенную
247247массу.
247
247
^(^Л^гДЕр/г.экв).^(^Л^гДЕр/г.экв).Резонансная частота
^(^Л^гДЕр/г.экв).
^(^Л^гДЕр/г.экв).
/р — ущт.) у ГгД/р^г. экв)" (8.23)
Pi = 1 ZcQn 0 1Pi = 1 ZcQn 0 1(8.24)(8.24)РзQ.V1РзQ.V1Горловина низкочастотного резонатора представляет собой, как правило, отрезок трубопровода малого диаметра. У средне- и высокочастотного резонаторов полость сообщается с трубопроводом через отверстия, выполненные в его стенке. Сосредоточенные элементы, размещенные последовательно звуковому потоку, например воздушный фильтр, моделируют четырехполюсником, матрица передачи которого связывает волновые параметры по обеим сторонам элемента:
Pi = 1 Zc
Qn 0 1
Pi = 1 Zc
Qn 0 1
(8.24)
(8.24)
Рз
Q.V1
Рз
Q.V1
где Zc — сопротивление сосредоточенного элемента.
Сложные конструкции глушителей представляют в виде цепочки последовательно соединенных элементарных четырехполюсников с известными матрицами передачи [см. формулы (8.20)— (8.24)1. Затем с помощью выражения (8.19) получают аналитические зависимости коэффициентов А, В, С, D обобщенной матрицы передачи от структурной схемы и размеров глушителя.
Амплитудно-частотная характеристика передачи глушителя и его входное сопротивление определяются выражениями:
К(®) = \D + CZa (со)Г1; (8.25) ZBX (т) = (AZa (to) + BMVCZ» (to) + D\. (^)
Вычисляя для дискретных значений юг модуль коэффициента передачи с помощью уравнения (8.25) и используя зависимости (8.13)—(8.17), определяют уровни звуковой мощности шума впуска в стандартных полосах частот и сравнивают с допустимыми. Рассчитывают мнимую часть выражения (8.26) при со = = 2л/Тк, и сравнивают с требуемой [см. формулы (8.10) и (8.11)1.
Если рассчитанные значения соответствуют требуемым и невелико значение Re (ZBX), то расчетную часть проектирования глушителя можно считать законченной и перейти к конструкторской проработке опытного образца и его последующей экспериментальной доводке на двигателе.
При невыполнении поставленных требований по уровням звуковой мощности, по входному сопротивлению или по обоим показателям необходимо внести соответствующую коррекцию в конструкцию глушителя. Иногда целесообразно предусмотреть дополнительный шумоглушащий элемент, характеристику заглушения которого подбирают, исходя из частотного диапазона и величины необходимого дополнительного снижения уровня шума впуска. Коррекцию реактивной части ZBX часто удается осуществить путем изменения длины муфты (патрубка), соединяющей глушитель с карбюратором, или объема первой камеры впуск- 248
ной системы. Оптимизацию глушителя по указанным параметрам выполняют с помощью ЭВМ.
Для обеспечения достаточной звукоизоляции стенок корпуса глушителя необходимо стремиться избегать при конструировании корпуса плоских форм стенок, вводить ребра жесткости. Например, ребра жесткости стенок глушителя можно выполнить в виде сот со стороной ячейки 10 ... 14 мм и глубиной 5 ... 7 мм. В качестве конструкционного материала следует использовать пластмассы типа АБС с сравнительно хорошими звукоизолирующими свойствами. Толщину наружной стенки корпуса необходимо выбирать, исходя из ее геометрической формы, а также в зависимости от уровня звукового давления в камере глушителя, которую она ограничивает. Обычно толщина стенки первой по ходу волн камеры должна составлять 4 ... 6 мм, второй — 3 ... 5 мм и последней — не менее 2 мм.
Соединение глушителя с карбюратором следует осуществлять через эластичную муфту, имеющую достаточную толщину стенки и небольшую площадь поверхности, через которую также происходит излучение звука. Муфта должна обеспечивать герметичность соединений и высокую звукоизоляцию. Желательна мягкая установка глушителя на изделии с использованием виброизоляторов .
ГЛУШИТЕЛИ ВЫПУСКА
Типичная выпускная система двухтактных карбюраторных ДВС и ее эквивалентная схема представлены на рис. 8.7. Глушитель / соединен с выпускным патрубком 2 цилиндра через выпускную трубу 3. Систему выпуска условно можно разделить на две части: мощностную (от сечения 1—1 до сечения 2—2) и шумоглушащую (от сечения 2—2 до сечения 3—3). Первая содержит выпускной трубопровод, соединенный с входной камерой глушителя, ограниченной диффузором, цилиндрической частью корпуса и первым конструктивным элементом шумоглушащей части.
Такая структурная схема мощностной части позволяет повысить качество продувки и наполнения цилиндра топливовоздушной смесью и тем самым улучшить эффективные показатели двигателя. Мощностная часть участвует в передаче звуковой энергии, поэтому ее акустические качества должны учитываться при оценке снижения шума выпускной системой. Шумоглушащая часть предназначена непосредственно для снижения шума выпуска. Она представляет собой систему шумоглушащих элементов, включенных последовательно и параллельно звуковому потоку. В то же время, участвуя в формировании отраженных волн через входное сопротивление, она воздействует на эффективные показатели двигателя. Отсюда понятна условность введенного разделения выпускной системы на мощностную и шумоглушащую части, которое 249
! ^м.8х! ^м.8хI чщ.6ыхI чщ.6ыхм.8хм.8хисточникисточникМощностАр„^5^"хМощностАр„^5^"х'ноя часть'ноя частьi?i?I Ш^мот^шсь щая часть 'I Ш^мот^шсь щая часть '^м6ых\ Ошвх^м6ых\ Ошвх^ш-8х^ш-8хи-"™~Т^^^^«^№«№„та„; $
! ^м.8х
! ^м.8х
I чщ.6ых
I чщ.6ых
м.8х
м.8х
источник
источник
МощностАр„^5^"х
МощностАр„^5^"х
'ноя часть
'ноя часть
i?
i?
I Ш^мот^шсь щая часть '
I Ш^мот^шсь щая часть '
^м6ых\ Ошвх
^м6ых\ Ошвх
^ш-8х
^ш-8х
,с"‘ .,„„„„„ „„„ глиж?;,£г^^ -«. «- .»„„
лишь показывает, на какие характеристики двигателя каждая из частей оказывает преимущественное влияние. Решая задачу снижения шума выпуска, особое внимание уделяют разработке конструкции шумоглушащей части. Поэтому ниже более подробно рассмотрены вопросы, связанные с устройством, расчетом и проектированием этой части выпускной системы.
Для эффективного снижения шума выпуска большинства ДВС объем глушителя следует выбирать равным (25—30) Vh двигателя, причем около 50 % этого объема необходимо отводить под шумоглушащую часть. Устройство и принцип действия этой части рассмотрим на примере выпускной системы двигателя рабочим объемом 175 см3. В корпусе глушителя установлена трубка с радиальными отверстиями и внутренними заглушками, а также пять последовательно чередующихся глухих перегородок и перегородок с отверстиями, образующих расширительные камеры. Увеличение диаметра трубки напротив перегородок позволяет извлекать ее для профилактической чистки от нагара в процессе эксплуатации. Отработавшие газы поступают через входное отверстие 4 в трубку, дросселируют через отверстия в трубке и перегородках, перетекают из камеры в камеру, а затем через отверстие 5 выходят в окружающую среду.
Отдельная ячейка и шумоглушащая часть в целом построены по схеме фильтра низких частот, при которой акустическая податливость среды в камерах включена параллельно, а инерционность среды в секциях трубки и в. отверстиях — последовательно звуковому потоку. Потенциальные заглушающие свойства ячеек 250
трудно реализовать в полной мере, так как энергия пропускается на их собственных модах. Введение в конструкцию элементов с отверстиями способствует диссипации энергии акустических колебаний, в том числе на собственных частотах, в результате чего сглаживаются провалы в характеристике заглушения. Конкретные рекомендации по выбору схемы построения камерных ячеек, полученные в результате теоретического исследования их конструктивных вариантов, приведены ниже.
Расчет выпускной системы двигателя без упрощающих допущений представляет в настоящее время неразрешимую задачу. Газодинамические методы расчета позволяют учесть наличие больших амплитуд давления и движущейся среды в системе на основе решения одномерных нелинейных уравнений газодинамики. Они обеспечивают достаточную точность описания волн давления при умеренном объеме вычислений для сравнительно несложных конструкций (трубопроводы, диффузоры, конфузоры и т. п.). Для расчета сложных структур, к которым можно отнести шумоглушащую часть выпускной системы, применение газодинамических методов нерационально вследствие трудности воспроизведения граничных условий и высших мод колебаний, большого объема и стоимости вычислений.
Методы линейной акустики могут давать хорошие результаты при моделировании шумоглушащей части выпускных систем двигателей, если при распространении волн в элементах глушителя учитывается установившееся осредненное течение и применяется коэффициент отражения волн от выходного отверстия глушителя, полученный с учетом осредненного газового потока. Для расширяющихся участков тракта используется уравнение адиабатного, а не изоэнтропийного расширения [36]. Это же справедливо и для реактивных глушителей, состоящих из последовательно расположенных камер, соединенных трубками. Элементы, в которых процессы нелинейны, могут быть рассчитаны с помощью итерационных методов на основе линейных уравнений. При сравнительно умеренном объеме вычислений акустические методы позволяют моделировать сложные шумоглушащие конструкции.
Применительно к выпускным системам двухтактных карбюраторных ДВС можно рекомендовать комплексный способ расчета, при котором мощностную часть рассчитывают газодинамическими методами, а шумоглушащую — методами линейной акустики с учетом осредненного газового потока. Рациональность такого подхода обусловлена следующими обстоятельствами. Типовая структурная схема мощностной части сравнительно проста. Граничные условия определимы (способ вычисления сопротивления нагрузки приведен ниже). Высокие уровни пульсаций давления и газового потока затрудняют применение акустических методов. В шумоглушащей части (уже в первой камере) пульсации давления по амплитуде примерно в 5—8 раз меньше, чем в мощностной, газовый поток более сглажен. С учетом этого и сложности
конструкций шумоглушащей части для ее расчета можно реко- I мендовать акустический метод с учетом конвекции.
Эквивалентная расчетная схема выпускного тракта включает источник (выпускное окно), выпускную систему, состоящую из | двух частей: мощностной и шумоглушащей, и излучатель (вы- | ходное отверстие). Источник создает на входе мощностной части I объемную скорость Qv м. вх и давление рм. вх. Объемная скорость | Qv м. вых и давление рм. вых равны объемной скорости Qv ш. вх и I давлению рш. вх на входе шумоглушащей части. Сопротивление нагрузки мощностной части ZM.H равно входному сопротивлению шумоглушащей части:
^Ш. ВХ = рш. bJQv Ш. ВХ'(8.27)
Объемная скорость и звуковое давление на выходе шумоглушащей части связаны через импеданс излучения выходного от- ё верстия выпускной системы:
^и = Рш. вых/Qv Ш. ВЫХ'(8.28)
Представляя шумоглушащую часть эквивалентным линейным четырехполюсником с коэффициентами А, В, С, D, параметры 1 волны на его входе можно выразить через параметры на выходе с помощью матрицы передачи. Каждый элемент шумоглушащей части может быть описан соответствующей матрицей передачи. Ответвленные элементы, расположенные параллельно потоку, могут быть представлены эквивалентным четырехполюсником, включенным последовательно с другими. Тогда матрица передачи шумоглушащей части, состоящей из N последовательно соединенных четырехполюсников, определяется согласно (8.19) произведением их матриц передачи.
Как уже отмечалось, используя квантование глушителя на отдельные цилиндрические секции, можно существенно упростить и унифицировать процесс его расчета. Коэффициенты матрицы передачи для цилиндрической секции длиной I при наличии осредненного потока газов находим с помощью выражений [361:
А = F cos [^Z/(l - Af2)]; В = F UpafF^ sin [fei/(l - М2)[; j
С = F UFJpd) sin [^//(1 - Af2)]; D = F cos [^Z/(l - M2)], J (8-29) где F = cos IMklftt — M^ ] — / sin \Mkl]^\ — M^ ]; к = co/a; Af = «ср/«; «ср» « и p — средняя скорость потока, скорость звука и плотность газов в трубе.
Для коротких труб, которые обычно используются в конструкции шумоглушащей части, достаточно задать среднюю температуру при вычислении коэффициента матриц передачи. В случае скачкообразного сужения трубопровода (рис. 8.8, а), например соединения камеры с трубой, Р. Альфредсон предложил считать условия перехода изоэнтропийными. Если пренебречь изменением температуры, то с учетом влияния осредненного те- 252
Рис. 8.8. Схема скачкообразного изменения проходного сечения трубопровода: а — сужение; б ^ расширениеРис. 8.8. Схема скачкообразного изменения проходного сечения трубопровода: а — сужение; б ^ расширение«1 Р1рГ^2 ^nPl I"*2
Рис. 8.8. Схема скачкообразного изменения проходного сечения трубопровода: а — сужение; б ^ расширение
Рис. 8.8. Схема скачкообразного изменения проходного сечения трубопровода: а — сужение; б ^ расширение
^ n Qv2—9x1-1 Qv2
a)
ченияимеютченияимеют(8.30)(8.31)(8.30)(8.31)линеаризованные уравнения сохранения энергии и массы следующий вид [36]:
чения
имеют
чения
имеют
(8.30)
(8.31)
(8.30)
(8.31)
pi Н- pcMiQviJFi = Ра -У puAl^Qvz/Fg;
Е1М1Р1 Н~ pnQyi — F2M2P2 -f- pdQyi-
Для скачкообразного расширения (рис. 8.8, б), например соединения трубы с камерой, было предложено считать условия адиабатными, для которых справедливы уравнения сохранения энергии, массы и количества движения [36]:
pi + (РДА/Кх) Qvi = Ра Н~ (p<zM2/F2) Qva — 6/(7 — 0;(8.32)
МлЕлОл -4- paQvx = MaF2ра Н- paQva 4“ Kf2K26j (8.33)
(8.34)(8.34)где 6 — необратимые потери давления.Коэффициенты матрицы передачи для скачкообразного сужения и расширения можно найти путем преобразования уравнений в матричную форму. Коэффициенты матрицы сужениягде 6 — необратимые потери давления.Коэффициенты матрицы передачи для скачкообразного сужения и расширения можно найти путем преобразования уравнений в матричную форму. Коэффициенты матрицы суженияАс =Ас =1 — M^M^f7 2/^1 .1 — M^M^f7 2/^1 .1 — Af$1 — Af$в,в,ра (М^Рг — MjFi) .. о = ■ 1 —Mlра (М^Рг — MjFi) .. о = ■ 1 —Ml„ МгЕг-М1Г1 .Сс ~ pa (1 — М?) ’„ МгЕг-М1Г1 .Сс ~ pa (1 — М?) ’X-MiMAlF»Dc = -1 — АДX-MiMAlF»Dc = -1 — АД(8.35)(8.35)(К2 + Й41К1) pi -j- 2paAQvi —= (Kj -|~ М^Е^ р^, -j- ^раМ.^г ~|~ М^Е^б
(8.34)
(8.34)
где 6 — необратимые потери давления.
Коэффициенты матрицы передачи для скачкообразного сужения и расширения можно найти путем преобразования уравнений в матричную форму. Коэффициенты матрицы сужения
где 6 — необратимые потери давления.
Коэффициенты матрицы передачи для скачкообразного сужения и расширения можно найти путем преобразования уравнений в матричную форму. Коэффициенты матрицы сужения
Ас =
Ас =
1 — M^M^f7 2/^1 .
1 — M^M^f7 2/^1 .
1 — Af$
1 — Af$
в,
в,
ра (М^Рг — MjFi) .. о = ■ 1 —Ml
ра (М^Рг — MjFi) .. о = ■ 1 —Ml
„ МгЕг-М1Г1 .
Сс ~ pa (1 — М?) ’
„ МгЕг-М1Г1 .
Сс ~ pa (1 — М?) ’
X-MiMAlF»
Dc = -1 — АД
X-MiMAlF»
Dc = -1 — АД
(8.35)
(8.35)
Коэффициент матрицы расширения
Ар = (К>К2 + RA)IK; Вр = (К2К2 - R№ )
Ср = (КА + ВДУК; Dp - (КА - К3)/К, )'
где К = К2Кз - КА; Ki = 1 + (Л + М^2)/Км;
К2 - 1 - 2 А/А; Кз = 1 + (С2 + W.,
Ri = -раА (2/Км + 1/Е^, R» = раА ^Ем + 1/К2);
Ci = -Е^раМ,); G2 = [(К2 + МлЕЖа - /чАМра);
км = (7 -1) м^Ей.
Используя матрицы передачи элементов конструкции шумоглушащей части, можно рассчитать с помощью выражения (8.19) ее обобщенную матрицу передачи. Получив коэффициенты А, 253
шумоглушащей части и ее [см. формулы (8.25) и (8.26)1шумоглушащей части и ее [см. формулы (8.25) и (8.26)1Рис. 8.9. Модуль R я фаза ф коэффициента отражения выходного отверстии диаметром do концевой трубы [36]:
шумоглушащей части и ее [см. формулы (8.25) и (8.26)1
шумоглушащей части и ее [см. формулы (8.25) и (8.26)1
/ — теоретическая зависимость при Л1 » 0; i, А и g — экспериментальные значения соответственно при М = 0,078; 0,11 и 0,17
В, С и D обобщенной матрицы, можно найти частотную характеристику передачи по объемной
колебательной скорости Кш (®) входное сопротивление 7Ш. вх (ю) . Входящий в эти формулы импеданс излучения выходного отверстия выпускной системы при наличии осредненного потока
ZH (to, М) = ^ыхОвых J + R (®, М) е>ч> С®- я>
"вых 1— /? (®, Л1) е/ф <“• ^) ’ (o.d/j
где Рвых и авмх — соответственно плотность среды и скорость звука в выходной трубе; Рвых — площадь ее проходного сечения; R (ю, М) и <р (ю, М) — соответственно модуль и фаза коэффициента отражения выходного отверстия при наличии осреднен- ного потока.
Сопоставление экспериментально полученных Р. Альфредсоном значений R (ю, М) и ф (ю, М) для выходного отверстия при наличии потока отработавших газов (при М ^ 0,17) с рассчитанными значениями R (ю) и ф (to) без потока показывает (рис. 8.9), что модули R коэффициентов отражения отличаются не более чем на 10 %, а фазы ф практически совпадают. Поэтому можно принять с определенной погрешностью, что R (а, М) « R (ю) и ф (ю, Л4) « ф (ю). Отсюда в соответствии с выражением (8.37) следует, что импеданс излучения выходного отверстия при наличии осредненного газового потока 2И (со, Л4), по крайней мере, до числа М = 0,17 приблизительно равен импедансу этого отверстия без потока ZH (to), значения которого могут быть вычислены с помощью выражения (8.14) и использованы в формулах (8.25), (8.26).
Газодинамическим расчетом мощностной части, нагруженной на 2Ш. вх, определяем объемную скорость Qy ш.вх- Последняя величина на постоянном скоростном режиме представляет собой периодическую функцию, удовлетворяющую на периоде условиям Дирихле, поэтому она с помощью прямого преобразования Фурье может быть представлена гармоническим спектром с дискретными составляющими Qy ш.вх (®г) на частотах юь кратных частоте повторения тактов выпуска, соответствующей скоростному режиму двигателя в момент измерения шума в процессе его нормирования.
Амплитудно-частотный спектр объемной скорости отработавших газов в выходном отверстии выпускной системы
I Qf ш. вых (®i)l = I Qf ш. вх (®i)| ^<ш (®<).(8.38)
Гармонические составляющие спектра уровней звуковой мощности, излучаемой выходным отверстием, могут быть рассчитаны по формуле
Lp(a>i) = 20lg [| Qy ш. вых (®()I/Qvo] Н~ Ю lg {Re [ZH (юг)]/70} -{- + 10 lg {[(1 + М)2 - (1 - М)2 ^2(йЛ/[1 - R2 (toi)n + 117. (8.39) Функция R (сог) может быть определена для дискретных значений о>1 как модуль выражения:
р /,х\ а^Ф (°) ^и (®) Рвых^вых/^вых/о дп\
е - га (®) + Рвых^ых/^вых>
или найдена с помощью рис. 8.9.
Полученные дискретные составляющие спектра LP (<вг) могут быть пересчитаны в стандартные полосы частот в соответствии с выражением (8.17). После сравнения в каждой полосе рассчитанных значений с допустимыми можно сделать вывод о достаточности снижения шума выпускной системы двигателя.
Рассмотрим вопросы, связанные с проектированием шумоглушащей части выпускной системы. Вначале определим величину и частотный диапазон требуемого снижения шума проектируемой шумоглушащей частью выпускной системы, т. е. необходимый эффект ее установки. Так как конструкция шумоглушащей части еще неизвестна, примем, что вместо нее в корпусе глушителя установлена поперечная перегородка с короткой трубкой, проходное сечение которой лимитировано допустимыми гидравлическими потерями.
Акустическое сопротивление этой перегородки, являющееся нагрузкой для мощностной части,
ZM.H= №(«>) +Sj/[CZH(to) + P], (8.41)
где Л, В, С, D — см. выражение (8.29); ZH (со) — импеданс излучения выходного отверстия трубки, который может быть рассчитан по формуле (8.14).
Используя полученную величину ZM. н, газодинамическим расчетом определяем геометрические размеры элементов мощностной части, а также объемную скорость на входе в трубку. С помощью зависимости (8.25) находим характеристику передачи трубки К (ю), а затем рассмотренным выше способом гармонический спектр уровней звуковой мощности, излучаемой выходным отверстием мощностной части 1см. (8.38) и (8.39)1. Пересчитав дискретные составляющие спектра в стандартные полосы частот, определяем исходные значения требуемой величины эффекта установки шумоглушащей части [см. (8.17), (8.5) и (8.6)1, которые в процессе проектирования будут уточнены.
Рис. 8.10. Зависимость величины Lpt в формуле (8.42) от относительной частоты вращения n[nN коленчатого валаРис. 8.10. Зависимость величины Lpt в формуле (8.42) от относительной частоты вращения n[nN коленчатого валаРис. 8.11. Зависимость параметра 6Lj,M в формуле (8.42) от относительных величин Рм^Ь и ^о/^к (Л>—площадь выходного отверстия мощностной части, FK — площадь проходного сечения цилиндрической части корпуса глушителя)Рис. 8.11. Зависимость параметра 6Lj,M в формуле (8.42) от относительных величин Рм^Ь и ^о/^к (Л>—площадь выходного отверстия мощностной части, FK — площадь проходного сечения цилиндрической части корпуса глушителя)Для ориентировочной оценки требуемого эффекта установки шумоглушащей части октавный спектр уровней звуковой мощности, излучаемой мощностнойДля ориентировочной оценки требуемого эффекта установки шумоглушащей части октавный спектр уровней звуковой мощности, излучаемой мощностнойчастью выпускной системы мотоциклетного двигателя, может быть найден с помощью эмпирических зависимостей [14]. Расчет проводим в таком порядке. Для заданного скоростного режима (п) двигателя, зная режим (пя) максимальной мощности, с помощью рис. 8.10 определяем величину LP1. Затем, исходя из накопленного практического опыта создания таких систем, задавшись отношением объема мощностной части к рабочему объему цилиндра (Км/Кд) и степенью дросселирования первой перегородки (Ро/^к), находим с помощью рис. 8.11 параметр SLPM. Уровень звуковой мощности в каждой v-й октавной полосе частот
Рис. 8.10. Зависимость величины Lpt в формуле (8.42) от относительной частоты вращения n[nN коленчатого вала
Рис. 8.10. Зависимость величины Lpt в формуле (8.42) от относительной частоты вращения n[nN коленчатого вала
Рис. 8.11. Зависимость параметра 6Lj,M в формуле (8.42) от относительных величин Рм^Ь и ^о/^к (Л>—площадь выходного отверстия мощностной части, FK — площадь проходного сечения цилиндрической части корпуса глушителя)
Рис. 8.11. Зависимость параметра 6Lj,M в формуле (8.42) от относительных величин Рм^Ь и ^о/^к (Л>—площадь выходного отверстия мощностной части, FK — площадь проходного сечения цилиндрической части корпуса глушителя)
Для ориентировочной оценки требуемого эффекта установки шумоглушащей части октавный спектр уровней звуковой мощности, излучаемой мощностной
Для ориентировочной оценки требуемого эффекта установки шумоглушащей части октавный спектр уровней звуковой мощности, излучаемой мощностной
Ьр№» — Lpx -ф- 201g Vh!Vо — 6LpM — 6LPv, (8.42) где 6LPv — обобщенный частотный фактор, значения которого определяют с помощью рис. 8.12 в зависимости от отношения средней частоты v-й октавы fcpv к заданной частоте п вращения вала двигателя.
Кроме рассмотренных методов, октавный спектр уровней звуковой мощности на выходе из мощностной части выпускной системы может быть получен непосредственными измерениями на работающем двигателе в стендовых условиях звукоизмерительных камер.
Разработка структурной схемы устройства включает определение типа и числа шумоглушащих ячеек. Учитывая жесткие ограничения по размеру и массе глушителей двухтактных ДВС, а также большой динамический и частотный диапазоны требуемого снижения шума, необходимо использовать ячейки, обладающие высокими акустическими качествами, т. е. высокой эффективностью непрерывного заглушения в широкой области частот.
Предварительные исследования показали, что камерные ячейки принциниально должны отвечать этим требованиям. Однако зна- 256
Рис. 8.12. Обобщенный частотный фактор &LPS в формуле (8.42) чительная часть звуковой энергии передается камерными ячейками на собственных модах колебаний, вследствие чего возникают проРис. 8.12. Обобщенный частотный фактор &LPS в формуле (8.42) чительная часть звуковой энергии передается камерными ячейками на собственных модах колебаний, вследствие чего возникают провалы в частотной характеристике заглушения [42, 431. Поэтому появилась необходимость в предварительном исследовании акустических качеств типовых шумоглушащих ячеек. Оптимизация их конструкции должна проводиться таким образом, чтобы устранялись собственные моды колебаний (или уменьшилось их число) на частотах, находящихся в области интенсивных составляющих шума выпуска.
Рис. 8.12. Обобщенный частотный фактор &LPS в формуле (8.42) чительная часть звуковой энергии передается камерными ячейками на собственных модах колебаний, вследствие чего возникают про
Рис. 8.12. Обобщенный частотный фактор &LPS в формуле (8.42) чительная часть звуковой энергии передается камерными ячейками на собственных модах колебаний, вследствие чего возникают про
Связать закономерности формирования собственных мод со структурой и конструкцией ячеек можно путем математического моделирования происходящих в них волновых процессов. Разработку математической модели ячейки выполним на основе линейной акустической теории без учета осредненного потока, поскольку в первом приближении его влиянием на собственные моды колебаний можно пренебречь.
Многообразие схем и конструкций элементов шумоглушения потребовало разработки двух вариантов универсальной ячейки (рис. 8.13), которые позволяют получать ту или иную конструктивную схему ячейки путем их модификации. Для количественной оценки ослабления звуковых волн удобно воспользоваться отношением звуковой мощности в падающей волне на входе в ячейку к звуковой мощности в прошедшей прямой волне на выходе (до выходного отверстия): Рпад (<в)/РПр (©)• Тогда характеристика передачи звуковой мощности ячейкой
ЬЬр(й) = 101g[PnaH(®)/Pnp(®)].(8.43)
Рис. 8.13. Схемы универсальной камерной ячейкиРис. 8.13. Схемы универсальной камерной ячейкиЧ. , . ьгЧ. , . ьгРасчет упрощается при следующих допущениях: 1) температура газов в ячейке постоянна и равна среднему ее значению; 2) волновое движение одномерно; 3) площади проходных сечений входного и выходного трубопроводов равны; 4) коэффициент отражения волн от выходного отверстия R = —1. Проведенный анализ указанных допущений показал возможность их приме-
Рис. 8.13. Схемы универсальной камерной ячейки
Рис. 8.13. Схемы универсальной камерной ячейки
Ч. , . ьг
Ч. , . ьг
нения в практических расчетах шумоглушащих ячеек, используе' мых в выпускных системах двухтактных карбюраторных ДВС. Отличие действительной температуры от ее среднего значения в пределах ячейки не превышает 15 %. Второе условие для трубопроводов выполняется практически во всем интересующем нао диапазоне частот, а для камер — в ограниченном диапазоне [см. (8.12)1. Если площади сечений входного и выходного трубопроводов в реальных конструкциях несколько отличаются, то в расчетной модели берем их среднее значение. Что касается последнего допущения, то в диапазоне частот до 8 кГц отличие модуля Д от единицы не превышает 14 % . Погрешность величины изменения фазы волны при отражении можно компенсировать путем удлинения выходного трубопровода на величину
Д/ = 0,36/Го,
где Fo — площадь выходного отверстия.
С учетом изложенного потери передачи звуковой мощности для обоих вариантов универсальной ячейки определяем выражением
ДЕР(ю) = 101g | sin4 ^ZTcos2^Z3 {[E (1 — p ctg^ZT tg &ZX) +
+ G^ ctg Щ» + [E (p tg kh + ctg кЦ - G^]2}}, (8.44) где к = ю/а; E = H tg kl3 + 1; G = H — tg kl3; H = = цГ1 ctg &/T — (p/p-i) tg kU\ у = (FK — FJ/F*; Pi = Ц + 1 — для варианта «а», px = p — 1 — для варианта «6»; FK и FT — площадь проходного сечения соответственно камеры и трубопровода (толщиной стенки трубопровода пренебрегаем).
Теоретическое экспериментирование на основе математической модели позволило изучить шумоглушащие качества камерных ячеек различной конструкции. Характеристики передачи шума ячейками получены с помощью уравнения (8.44) при температуре газов 673 К (рис. 8.14). Они имеют циклическую форму зависимости ДЕР (го), при которой наряду с областями заглушения наблюдаются полосы частот, в которых характеристика передачи шума расположена в области отрицательных значений, т. е. возникает усиление звуковой мощности на собственных модах колебаний среды в ячейке. Собственные частоты /0 колебаний среды в ячейках 1 и 2 могут быть определены в результате решения уравнения
tg Wo) tg Ш = о, (8.45)
где b = 2л/т. э/п; е = 2л/к/а; ZT. 3 — эквивалентная длина выходного трубопровода с учетом концевых поправок на присоединенную массу; с = FT)FK.
Согласно зависимости (8.45) первые три собственные частоты колебаний ячейки 1 составили 487, 1849 и 3443 Гц. Присоединение внешнего трубопровода улучшает акустические качества ячейки: возрастает эффективность, с более низких частот начи- 258
-20
ценной массы его отверстия позволяет избежать полувилнипи! и резонанса среды в камере на частоте 1681 Гц. Объясняется это следующим. Эквивалентная длина выходного трубопровода выбрана равной 1/4 длины волны на частоте 1681 Гц. При этом его входное сопротивление без учета потерь равно бесконечности, так как сопротивление нагрузки на выходе принято равным нулю. Это эквивалентно отсутствию отверстия в правой торцовой стенке камеры.
В соответствии с граничными условиями узлы звукового давления первой и более высоких нечетных мод располагаются в плоскости, проходящей через середину камеры. В узле звуковое давление равно нулю, а колебательная скорость максимальна,
259
I.I.NN1212(8.46)(8.46)N2ALP(®) = 101g 1 + 5 ЦгЛД®) ,где р{ = (Ft — F^)FT; Ft — площадь поперечного сечения i-йкамеры, считая со стороны выхода отработавших газов.Если площади проходных сечений трубопроводов несколькоразличаются, то принимают их среднее значение. Величинаl _ {1 — ехр [—/2<в (i2f_j + Z2Z)/qKZ]} v'[1 -f-exp (—Z2<nZ„.- ал-лл xN2ALP(®) = 101g 1 + 5 ЦгЛД®) ,где р{ = (Ft — F^)FT; Ft — площадь поперечного сечения i-йкамеры, считая со стороны выхода отработавших газов.Если площади проходных сечений трубопроводов несколькоразличаются, то принимают их среднее значение. Величинаl _ {1 — ехр [—/2<в (i2f_j + Z2Z)/qKZ]} v'[1 -f-exp (—Z2<nZ„.- ал-лл x
I.
I.
N
N
12
12
(8.46)
(8.46)
N2
ALP(®) = 101g 1 + 5 ЦгЛД®) ,где р{ = (Ft — F^)FT; Ft — площадь поперечного сечения i-йкамеры, считая со стороны выхода отработавших газов.
Если площади проходных сечений трубопроводов несколькоразличаются, то принимают их среднее значение. Величинаl _ {1 — ехр [—/2<в (i2f_j + Z2Z)/qKZ]} v'[1 -f-exp (—Z2<nZ„.- ал-лл x
N2
ALP(®) = 101g 1 + 5 ЦгЛД®) ,где р{ = (Ft — F^)FT; Ft — площадь поперечного сечения i-йкамеры, считая со стороны выхода отработавших газов.
Если площади проходных сечений трубопроводов несколькоразличаются, то принимают их среднее значение. Величинаl _ {1 — ехр [—/2<в (i2f_j + Z2Z)/qKZ]} v'[1 -f-exp (—Z2<nZ„.- ал-лл x
Рис. 8.15. Схема шумоглушащей части, состоящей из двух однотипных камерных ячеек
поэтому сопротивление нагрузки на входной трубопровод со стороны камеры равно нулю. Возникает эффект полного отражения W = —1) и непрохождение звуковой энергии в камеру на частотах нечетных мод (явление акустического «запирания»). Описанное явление -«запирания» входного трубопровода сохраняется, если продлить выходной трубопровод внутрь камеры (ячейка 4). При этом повышается эффективность и расширяется частотный диапазон заглушения. Зависимости 5иб получены для ячеек, у которых устранены области отрицательных значений ALP на собственных частотах 3160 и 3550 Гц.
Соединяя последовательно ячейки 4 и 6, можно получить непрерывную характеристику заглушения в широком диапазоне частот. Почастотное суммирование характеристик передачи ячеек при их последовательном соединении неправомочно, так как граничные условия при этом отличаются от принятых в расчетной модели. В первом приближении такой способ вычисления характеристики передачи может быть принят для компоновки исходного варианта шумоглушащей части выпускной системы.
Для компоновки шумоглушащей части на N одинаковых ячеек, конструктивная схема которых соответствует варианту 4, получена аналитическая зависимость для вычисления суммарной характеристики передачи такой системы с учетом взаимного влияния ячеек. Пример схемы соединения ячеек при N = 2 показан на рис. 8.15. Эта зависимость имеет вид
‘[1 + ехр (—/2(oZ2i_i/aKi)]
Z-I Г/£-1 I
2 НкЛк 1 — exp I — /2<о 2 /тп / атп
У к=оL\n=fe _/ [1 + ехр (—/2o)Z2i/aKi)] где /2г-1 и l2i — длина участка соответственно выходного и входного трубопроводов, расположенного в i-й камере; aKi и ат„ —1 скорости звука соответственно в i-й камере и n-м трубопроводе; /тп — эквивалентная длина n-го трубопровода. При к = 0 принять р0/г0 = 1.
г
При компоновке шумоглушащей части используют ячейки повышенной эффективности с требуемой формой зависимости характеристики передачи от частоты. Определяя по приведенным выше формулам ее акустическую эффективность на среднегеометрических частотах октавных полос и сравнивая рассчитанные значения с требуемыми, находят ориентировочное число необходимых ячеек. Для синтезированного таким образом исходного варианта шумоглушащей части вычисляют методом четырехполюсника входное сопротивление и характеристику передачи по объемной скорости. Газодинамическим расчетом уточняют структурную схему и размеры мощностной части и при необходимости корректируют конструкцию первой ячейки шумоглушащей части для подстройки ее входного сопротивления, чтобы удовлетворить требованиям по эффективным параметрам двигателя.
Вычисляют объемную скорость газов на входе в шумоглушащую часть и ее частотный спектр для скоростного режима двигателя, при котором проводится нормирование шума. С помощью рассчитанной ранее характеристики передачи определяют гармонический спектр объемной скорости газов на выходе из глушителя и соответствующий спектр уровней звуковой мощности, излучаемой в окружающую среду. Находят уровни звуковой мощности в стандартных полосах частот и, сравнивая их с допустимыми, решают вопрос о необходимости дальнейшего совершенствования глушителя. При необходимости вносят соответствующие изменения в конструкцию шумоглушащей части и повторяют вычисления. Таким образом, на этапе расчетного проектирования методом последовательного приближения разрабатывают конструкцию шумоглушащей части выпускной системы двигателя.
При конструировании необходимо предусмотреть достаточную звукоизоляцию корпуса выпускной системы. Для этого ужесточаем корпус путем придания его элементам цилиндрической или конической формы и тщательного выполнения сварочных работ. Толщина стенки корпуса должна быть не менее 1 мм. В зоне мощностной части и первой камеры шумоглушащей части целесообразно введение внутренней второй (обычно перфорированной) стенки корпуса глушителя. Герметичность соединения между цилиндром, выпускной трубой и глушителем обеспечивается прокладками из асбеста или силиконовой резины. Внутренние перегородки глушителя должны иметь выпуклую форму и плотно прилегать к его корпусу. Следует обеспечить плотное прилегание элементов шумоглушащих частей между собой во избежание сквозного прорыва газового потока. Для предотвращения передачи вибрации другим конструкциям применяют мягкую подвеску глушителя с помощью виброизоляторов.
Окончательная доводка опытного образца выпускной системы по шумовым показателям и влиянию на эффективные характеристики двигателя проводится экспериментально на стационарных испытательных стендах, размещенных в звукомерных камерах.
АКУСТИЧЕСКИЕ ИСПЫТАНИЯ
И ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНАЯ ДОВОДКА СРЕДСТВ СНИЖЕНИЯ УРОВНЯ ШУМА
ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА МОТОРНЫХ МЕТОДОВ АКУСТИЧЕСКИХ ИСПЫТАНИЙ
Безмоторные методы испытаний и исследований средств снижения шума двухтактных ДВС [261 носят, как правило, предварительный характер и в ряде случаев могут быть заменены проектными расчетами. Широкое распространение получили натурные моторные исследования, причем наибольшее развитие такие исследования (испытания) получили при доводке двухтактных ДВС мотоциклов.
Существующие методы экспериментальных доводочных исследований шума мотоциклов в основном можно разделить на две группы: 1) применяемые в дорожных условиях при движении мотоцикла на мерном участке; 2) стендовые или лабораторные, при которых мотоцикл (или двигатель с системами впуска и выпуска) устанавливается неподвижно на специально оборудованном тормозном стенде, позволяющем проводить измерения на различных режимах работы двигателя [141.
Основным преимуществом метода дорожных измерений является возможность оценить уровень шума мотоцикла в целом в реальных условиях, близких к условиям эксплуатации. В связи с этим среди прочих методов первой группы значительное развитие получили стандартные методы, позволяющие быстро определять соответствие излучаемого шума действующим нормам.
Следует отметить довольно большое разнообразие способов измерений уровня шума и нормируемых величин в дорожных условиях. В настоящее время они регламентированы ОСТ 37.004.022—86, который соответствует основным международным требованиям.
Для выяснения причин повышенного шума стандартные дорожные методы испытаний малопригодны, условия испытаний оказываются слишком сложными для анализа их результатов (режим работы двигателя переменный, регистрируемый шум носит кратковременный характер, разделение источников шума на движущемся мототранспортном средстве затруднено). В связи с этим широко применяют нестандартные методы дорожных испытаний. При этом микрофон располагают на определенном расстоянии от линии проезда мототранспортного средства с постоянной скоростью, или в центре круга, по которому с постоянной скоростью движется мототранспортное средство. В последнем случае может оказаться, что водителю трудно поддерживать требуемую высокую скорость движения мотоцикла.
Необходимо отметить также большую трудоемкость дорожных испытаний. Так, для получения октавного спектра шума, 262
создаваемого на заданном расстоянии от линии проезда только в одной точке окружающего пространства с учетом необходимости проезда мототранспортного средства по отношению к микрофону каждой стороной не менее 2—3 раз, общее число проездов (измерений) составит около 50. Если учесть при этом необходимость дополнительных заездов для одновременного определения помимо акустических других характеристик (например, максимальной скорости, расхода топлива и т. д.), а также полевые условия, при которых приходится проводить испытания, то трудоемкость дорожных испытаний становится очевидной.
Объем измерений несколько уменьшается при применении магнитофона с линейной частотной и динамической характеристикой [24, 341. Существенно уменьшается трудоемкость измерений при использовании анализатора шума в реальном времени, например анализатора 01012 RFT. Однако дорожные испытания при всей их громоздкости все же не дают необходимой полной информации для доводки средств снижения шума ДВС, поэтому для этой цели широко применяют стендовые моторные испытания.
Одним из основных преимуществ стендовых акустических испытаний является возможность измерения звуковой мощности исследуемых источников шума, что позволяет объективно сравнивать полученные результаты на различных стендах, различными методами, использовать их в акустических расчетах, для выявления механизма шумообразования, построения теоретических моделей и осуществления доводки акустических устройств.
В настоящее время для определения звуковой мощности стационарных источников шума получили в основном распространение следующие методы измерений: 1) в свободном звуковом поле; 2) в отраженном поле помещения; 3) на фиксированном расстоянии от наружного контура шумящей машины; 4) с помощью образцового источника шума (ГОСТ 23941—79, ГОСТ 12.1.024—81*, ГОСТ 12.1.025—81*, ГОСТ 12.1.026—80, ГОСТ 12.1.027—80, ГОСТ 121.028—80 и др.). Последний метод используют при доводочных испытаниях редко, поскольку для его осуществления необходим соответствующий образцовый источник. Обычно его применяют в качестве проверочного метода. Третий метод уступает первым двум по точности измерений. Поэтому остановимся на первом и втором методах.
Основное преимущество первого метода (кроме высокой точности) — возможность измерения наряду со звуковой мощностью характеристик направленности источника. При этом источник устанавливается либо на площадке в открытом пространстве, либо в специальной заглушенной звукоизмерительной камере, в которой осуществляются условия свободного звукового поля, т. е. должны отсутствовать отраженные от ограждающих поверхностей звуковые волны. Для этого поверхности камеры облицовывают клиньями, выполненными из звукопоглощающих пористых материалов, обеспечивающих средний коэффициент зву-
копоглощения в камере am « 1. Однако звукопоглощающие камеры на сегодняшний день, несмотря на преимущества, не нашли широкого распространения для акустической доводки ДВС, ввиду их высокой стоимости и пожароопасности применяемых звукопоглощающих материалов.
При испытаниях чаще используют (несмотря на зависимость от погодных условий) открытое пространство. Мотоцикл с двигателем устанавливают на специальном тормозном стенде. При этом шум вспомогательного оборудования должен быть исключен с помощью эффективных стационарных глушителей, кожухов и других средств шумоглушения. Характеристики направленности шума мотоциклов, полученные авторами ...на открытых стендах, показали, что они близки к круговым, т. е. двухтактный двигатель не является остронаправленным источником шума. Это в свою очередь позволило широко использовать для целей акустической доводки второй метод — метод акустических измерений в отраженном поле, не позволяющий проводить качественные измерения для остронаправленных источников. Он не уступает первому по точности при измерении шумовых характеристик объектов с круговой диаграммой направленности. Для небольших по размерам двигателей этот метод имеет ряд преимуществ по сравнению с другими. В настоящее время он прошел фундаментальную проверку на производстве, являясь основой для создания практических методик по доводке шумоглушащих систем ДВС. В связи с этим рассмотрим подробнее метод и практику экспериментальной акустической доводки.
СТЕНД для АКУСТИЧЕСКОЙ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЙ доводки СРЕДСТВ СНИЖЕНИЯ УРОВНЯ ШУМА
Впервые использовать метод измерения звуковой мощности источника в отраженном поле помещения для создания и доводки средств шумоглушения ДВС предложил Е. Я. Юдин. Этот метод был многократно реализован авторами на ЗИД в течение ряда лет при проведении работ по снижению шума мотоциклов различных классов [5]. Как известно, метод применяют в реверберационных (гулких) камерах с небольшим средним коэффициентом звукопоглощения ат.
Вблизи источника преобладает прямой звук. По мере удаления от источника вследствие малого коэффициента звукопоглощения в помещении в акустическом энергетическом балансе начинает приобретать все больший вес отраженная составляющая звука. На достаточном расстоянии от источника в помещении можно найти зону диффузного отраженного поля, для которой все звуковые лучи, падающие на элементарную площадку, расположенную в ней, равноправны, а перенос энергии по различ- 264
Рис. 8.16. Схема размещения акустического стенда в помещении
ным направлениям равновероятен. Эта зона на рис. 8.16 ограничена штриховой замкнутой линией. В гулких помещениях такая зона занимает значительные размеры, что позволяет измерять звуковую мощность источника с высокой точностью, поскольку имеется возможность расположить в зоне достаточное число рассредоточенных измерительных точек и получить достоверный
усредненный результат. Теоретически в идеальном диффузном звуковом поле при постоянной звуковой мощности источника Р, Вт, плотность звуковой энергии е, Дж/м3, от точки к точке не меняется. Она связана с величиной Р соотношением
е = 4Р^аА) = const,(8-47)
где А = amFv — эквивалентная площадь звукопоглощения, м2; Fv — площадь ограждающих поверхностей, м2.
Величина А определяется расчетно и экспериментально по стандартным методикам на каждой частоте (ГОСТ 12.1.025—81*). Она характеризует поглощение звука и является практически постоянной для данного помещения. Интенсивность звука J, Вт/м2, связана с плотностью звуковой энергии формулой
J = ае = 4Р]А = const.(8.48)
Она постоянна в идеальном диффузном звуковом поле. Переходя к логарифмическим величинам по формуле (7.1), при соответствующих пороговых значениях 70 = 10~12 Вт/м2; Ао = 1 м2. При условии, что уровень интенсивности L, = 101g 7/7 0 и с точностью по атмосферным условиям равен уровню звукового давления L, найдем
L = LP — 101g А]Ай + 6 = const.(8.49)
Таким образом, основное свойство идеального диффузного отраженного поля можно выразить
L = const.(8.50)
Величина L в данном случае с точностью до постоянных дает нам представление об уровне звуковой мощности источника, т. е. является его объективной характеристикой. Причем чем более гулкое помещение (чем меньше значение А), тем ближе значения L и LP. Это очень важное теоретическое свойство метода для доводки разрабатываемых систем снижения шума. Когда из нескольких вариантов необходимо выбрать оптимальный, 265
1 3 4 §r1 3 4 §r22£ «о to cS£ «о to cSI0.95м . ,I0.95м . ,Рис. 8.17, Резонансная звукопоглощающая панель:
1 3 4 §r
1 3 4 §r
2
2
£ «о to cS
£ «о to cS
I0.95м . ,
I0.95м . ,
/ — стена; 2 ~ рама; 3 ^ мембрана; 4^ звукопоглощающий материал
достаточно провести измерения в одной характерной точке и получить одновременно объективные данные об испытуемых конструкциях.
Еще одним важным преимуществом метода оказалась возможность
его применения в помещениях реальных боксов, где установлены стенды, служащие для обкатки двигателей и доводки других их эксплуатационных показателей (мощности, расхода топлива и т. д.). Это особенно важно для двухтактных ДВС, поскольку конструкции систем впуска, выпуска, газообмена в сильной степени влияют не только на уровень шума, но и на другие важнейшие показатели двигателя. В данном случае проведение одновременных комплексных измерений параметров по данному методу крайне необходимо. Затраты на дополнительное оборудование стенда с целью использования его для акустических измерений оказываются меньше необходимых для строительства отдельной заглушенной или реверберационной камеры при удовлетворительной для практики точности результатов измерений.
Реальные стенды обычно по своим акустическим параметрам близки к реверберационным помещениям. Для улучшения качества поля и уменьшения звукопоглощения поверхности бокса облицовывают плиткой, а в углах (см. рис. 8.16) устанавливают рассеивающие щиты 6 из хорошо отражающего звук материала с поворотом отражающих плоскостей относительно друг друга на угол 3 ... 15°. Площадь поверхности отдельного щита 0,8 ... 1,5 м2. Щиты улучшают рассеяние и качество звукового поля на высоких частотах. Для улучшения качества поля на низких частотах устанавливают резонансные звукопоглощающие панели (рис. 8.17).
Акустические параметры одного из испытательных боксов общим объемом Уп = 80 м8 приведены в табл. 8.4. Величина AL показывает неравномерность отраженного звукового поля бокса. В реальном поле соотношение (8.50) нарушается, поэтому вместо базовой формулы (8.49) для определения звуковой мощности LP источника используют формулы, основанные на расчете усредненного значения давления Lm по данным измерений в нескольких точках отраженного поля:
LP = Lm + 101g Д/До+ 101g [(1 + ^)/(1- A/Ff)]-6.
(8.51)
8.4. Акустические параметры одного из испытательных боксов
Параметры
Среднегеометрическая частота октавных полос, Гц
63
125
250
500
1000
2000
4000
8000
А, м2
14,4
8,4
8,4
8,9
9,2
10
10,7
15,2
ат
0,164
0,095
0,095
0,101
0,104
0,114
0,122
0,173
±AL, дБ
1.5
2,0
1,0
1,0
0,75
0,5
0,5
0,5
Число измерительных точек при этом обычно не превышает шести. В акустических боксах объем помещений должен быть Уп = 100 ... 300 м3, хотя допускается использовать помещения с Еп = 70 ... 2000 м3. Линейные размеры помещений не должны быть кратны между собой, а плоскости ограждающих поверхностей желательно иметь непараллельными. Предпочтительно следующее соотношение линейных размеров (длина /, ширина А и высота А) помещений прямоугольной формы: А// = 0,83 и А// = = 0,47; А// = 0,83 и A/Z = 0,65; А// = 0,79 и НЦ = 0,63 [22].
Средний коэффициент звукопоглощения ат <; 0,2. При этом расстояние от источника шума до стен должно быть не менее 1 м. Измерительные точки следует располагать в отраженном поле помещения на расстоянии не менее ф^Л/б от источника шума, не менее Х/4 от ограждающих поверхностей помещения и не менее А/2 между собой (X — наибольшая длина волны измеряемого звука). Недостатком метода является повышенный разброс результатов на низких частотах, связанный в первую очередь с ограниченным объемом измерительного бокса. Однако на средних и высоких частотах точность измерений соответствует требованиям, предъявляемым к техническим методам. Для высокооборотных двигателей это ограничение не является решающим.
Ориентировочным критерием, характеризующим качество измерительной зоны отраженного поля, можно считать неравномерность уровней звукового давления AZ. при постоянном режиме работы широкополосного источника шума, например обдувочного вентилятора, не превышающую ±2 дБ в измеряемом частотном диапазоне. В этом случае результаты измерений, как правило, удовлетворяют требованиям, предъявляемым к экспериментальной доводке. Более точную проверку осуществляют с помощью образцового источника. Его устанавливают на место испытуемого двигателя и измеряют октавный спектр звуковой мощности. Если результаты отличаются от паспортных по октавам на величину AL, не превышающую значений, указанных ниже, то звуковое поле соответствует предъявляемым требованиям.
. 125
250
500
1000
2000
4000
8000
ДД дБ . . .
. . .5
3
3
3
3
3
4
Таким образом, первым этапом подготовки обычного бокса со стендом, предназначенным для обкатки двигателей, к акустическим испытаниям является определение его акустических характеристик, доводка путем дооборудования бокса, установление частотного диапазона качественного измерения уровней звуковой мощности и пространственных границ зоны расположения измерительных точек.
Следующим этапом, предшествующим акустической доводке двигателя, является определение шумовых характеристик вспомогательного оборудования стенда и их снижение, исключающее влияние иа результаты измерений при доводке испытуемых элементов. Измерения целесообразно проводить методом последовательного исключения источников. Обычно наиболее шумным вспомогательным агрегатом оказывается обдувочный вентилятор 2 (см. рис. 8.16). В качестве защиты от шума в этом случае достаточно применить абсорбционные трубчатые глушители / [8] на входе и выходе вентилятора, а его корпус обклеить войлоком толщиной 20 мм. При незначительном уменьшении производительности вентилятора уровень его шума по сравнению с шумом исследуемых источников становится меньше более чем на 10 дБ во всем исследуемом диапазоне частот.
Одним из важнейших моментов подготовки стенда к акустическим измерениям является оборудование его удобными и достаточно эффективными конструкциями для разделения основных источников шума в двигателе. Для этой цели служат абсорбционные объемные стендовые глушители и звукоизолирующий кожух.
Стендовые глушители 4 и 5 шума соответственно впуска и выпуска для уменьшения занимаемой площади выполнены в виде вертикальной бочки с двойными днищами и стенками, пространство между которыми заполнено звукопоглотителем (обычно стекловатой) толщиной 10 ... 15 см. Внутренние стенки глушителей выполнены из сетки, покрытой стеклотканью, чтобы избежать выдувания стекловаты. Наружные стенки изготовлены сплошными из металлического листа. Обычно для внутреннего объема глушителей достаточно 0,25 м3. Для уменьшения гидравлического сопротивления все повороты потока газов делают плавными. Поскольку при отводе выпускных газов в стендовом глушителе шума выпуска могут образоваться застойные зоны, его соединяют в верхней части с приточным воздуховодом приточновытяжной вентиляции стенда гибким шлангом 10 диаметром 50 мм. Отвод газов из стендового глушителя выпуска осуществляется через отверстие в его нижней части, соединенное с вытяжным воздуховодом.
Стендовый глушитель впуска соединен с карбюратором двигателя с помощью съемного плавного переходника 7. Воздух поступает в глушитель через воздухозаборное устройство или трубу небольшого диаметра. Предварительно должны быть проведены контрольные испытания стендовых глушителей с установкой их 268
на двигатель для определения акустической эффективности и их влияния на мощность, расход топлива и другие эксплуатационные показатели. Приемлемым может считаться изменение мощности двигателя не более чем на 1,5 ... 2 %, а расхода — на 1,5 % (номинальных значений).
Для исключения корпусного шума служит звукоизолирующий кожух 3. Его выполняют из четырех элементов, каждый из которых изготавливают из стального листа толщиной 2,5 мм. Внутренние поверхности элементов могут быть оклеены негорючим звукопоглощающим материалом толщиной 20 мм. В съемной передней стенке кожуха предусматривают отверстия для вывода наружу глушителей 8 и 9 соответственно впуска и выпуска, которые в свою очередь посредством плавных переходников-патрубков в случае необходимости соединяют с описанными выше стендовыми абсорбционными глушителями. Общий объем кожуха для двигателей с рабочим объемом 175 ... 350 см3 составляет 1,2 м3.
Поскольку двухтактные ДВС в большинстве случаев имеют воздушное охлаждение, в кожухе предусматривают два отверстия: первое — для подачи воздуха от обдувочного вентилятора, второе — для отвода нагретого воздуха в вытяжной воздуховод. Подвод воздуха осуществляется по абсорбционному глушителю обдувочного вентилятора 2, а отвод нагретого воздуха из-под кожуха — по трубе 11.
Акустический эффект AL установки кожуха, измеренный в октавных полосах частот при заглушенных с помощью стендовых глушителей впуске и выпуске на одном из испытуемых двигателей приведен ниже.
100020004000800011151820100020004000800011151820fcp, Гц 125250500
1000200040008000
11151820
1000200040008000
11151820
Д£, дБ 345
Корпусный шум двигателя на высоких частотах соизмерим, а иногда и выше шума других источников. В этом случае для их доводки на стенде необходимо существенное уменьшение корпусного шума, которое и обеспечивает продуваемый кожух. Кожух способствует нормальному тепловому режиму работы двигателя, его мощность и расход топлива остаются в пределах точности измерений.
При рассмотренной схеме установки элементов практически исключены все основные источники шума в двигателе, измеряется шум помех. Для испытания и доводки конструкций глушителей шума впуска достаточно снять стендовый глушитель 4 шума впуска, оставив на месте звукоизолирующий кожух 3 и стендовый глушитель 5 выпуска. Для доводки глушителей шума выпуска и элементов конструкций, снижающих корпусной шум двигателя, достаточно сиять соответственно стендовый глуши-
тель 5 шума выпуска или звукоизолирующий кожух 3, оставив на месте другие конструкции.
Таким образом, различные комбинации стендовых заглушающих конструкций, позволяют проводить качественную акустическую доводку основных источников шума в двигателе.
Рассмотрим основные требования, предъявляемые к акустической аппаратуре, применяемой для доводки шумоглушащих конструкций в стендовых условиях [3, 24, 25]. Шумомеры должны быть первого или второго класса (ГОСТ 17187—81) с полосовыми электрическими фильтрами (ГОСТ 17168—82) или измерительными трактами с характеристиками, соответствующими этим стандартам. Микрофон измерительного тракта должен быть предназначен для измерений в диффузном звуковом поле. Акустическая и электрическая калибровка аппаратуры должна проводиться перед проведением измерений и после них. Погрешность применяемого для акустической калибровки источника звука не должна превышать ±0,5 дБ. Существенно ускоряет процесс доводки использование стационарных интенсиметров звука типа 3360 или переносных типа 4433 фирмы Брюль и Кьер (Дания), ИНАК-201 фирмы Метравиб (Франция). Использование интенсиметров особенно эффективно при выявлении основных поверхностей, излучающих звук, что особенно важно при разработке и доводке средств снижения корпусного шума двигателя.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
Алексеев И. В., Чекрыжов Ю. Г. Некоторые принципы конструирования малошумных двигателей мотоциклов//Двигателестроение. 1982. № 1. С. 12—
Бекман В. В. Гоночные мотоциклы. Л.: Машиностроение, 1975. 288 с.
Борьба с шумом на производстве/Под ред. Е. Я- Юдина. М.: Машиностроение, 1985. 400 с.
Вибрации в технике": Справочник. Т. 6. Защита от вибрации и ударов/Под ред. К. В. Фролова. М.: Машиностроение, 1981. 486 с.
Геращенко В. С., Тупов В. В. Исследование шума мотоциклетных двигателей и средств его снижения//?руды МВТУ им. Н. Э. Баумана. 1979. Ns 308. С. 43—61.
Горнушкин Ю. Г., Кондрашов В. М., Абрамов В. И. Кинематика обратного пластинчатого клапана двухтактного двигателя//Автомобильная промышленность. 1984. № 8. С. 6—7.
Горнушкин Ю. Г., Кондрашов В. М., Абрамов В. И. Методика определения механических напряжений в обратных впускных клапанах двухтактных дви- гателей//Мотовелопромышленность. М.: НИИНАвтопром. 1983. № 6. С. 5—9.
Григорьян Ф. Е., Перцовский Е. А. Расчет и проектирование глушителей шума энергоустановок. Л.: Энергия, 1980. 120 с.
Дмитриевский А. В. Конструктивные особенности систем питания современных карбюраторных двигателей/НИИНАвтопром. М.: 1980. 35 с.
Дмитриевский А. В. Снижение расхода топлива и уровня токсичности отработавших газов карбюраторного двигателя на режимах холостого хода и малых иагрузок//Автомобильная промышленность. 1982. № 3. С. 7—9.
Егоренков Б. А. Влияние формы выпускных окон на мощность и шум двухтактного мотоциклетного двигателя//Мотовелопромышлениость. М.: НИИНАвтопром. 1979. Ns 3. С. 7—17.
Егоренков Б. А., Строкин А. А. К вопросу о моделировании возмущающей функции на выпуске двухтактного двигателя внутреннего сгорания//Труды МВТУ им. Н. Э. Баумана. М.: 1978. № 273. С. 26—34.
Егоренков Б. А., Строкин А. А. Приближенный метод определения спектральных характеристик основных источников шума в двухтактном двигателе с помощью номограмм//Мотовелопромышленность. М.: НИИНАвтопром. 1978. № 2. С. 5—14.
Егоренков Б. А., Строкин А. А. Экспериментальное исследование элементов входной части глушителя двухтактного мотоциклетного двигателя//Труды МВТУ им. Н. Э. Баумана. 1979. № 308. С. 23—43.
Егоренков Б. А., Строкни А. А., Фомин В. И. Источники шума четырехтактного мотоциклетного двигателя//Мотовелопромышленность. М.: НИИНАвтопром. 1983. № 1. С. 5—14.
Жегалин О. И., Лупачев П. Д. Снижение токсичности автомобильных двигателей. М.: Транспорт, 1985. 120 с.
Звонов В. А. Токсичность двигателей внутреннего сгорания. М.: Машиностроение, 1981. 160 с.
Иванов В. П. Исследование настройки смежных систем цилиндра двухтактного мотоциклетного двигателя//Труды ВНИИМотопром. Серпухов: 1970. № 5. С. 11—18.
Иванов В. П. Настройка смежных систем цилиндра двухтактных карбюраторных двигателей с кривошипно-камерной продувкой//Труды НАМИ. 1970. № 123. С. 67—73.
Калугин К. П. Обеспечение требований по снижению токсичности отработавших газов путем применения карбюраторов с электронным управлением// Труды ЦНИТА. 1982. № 80. С. 12—28.
Климов В. И. Вихревой карбюратор для двухтактного двигателя с искровым зажиганием//Вихревой эффект и его промышленное применение: Материалы III Всес. науч.-техн, конференции. Куйбышев: 1981. С. 162—166.
Кудрявцев Ф. С., Лагунов Л. Ф. Методические указания по расчету и проектированию акустических камер для измерения шумовых характеристик машин. М.: ВЦНИИОТ ВЦСПС, 1978. 77 с.
Кузнецов А. С. Мотоциклетная техника 80-х годов//Мотовелопромышлен- ность. М.: НИИНАвтопром. 1983. № 6. С. 10—18.
Лагуиов Л. Ф., Осипов Г. Л. Борьба с шумом в машиностроении. М.: Машиностроение, 1980. 150 с.
Лопашев Д. 3., Осипов Г. Л., Федосеева Е. Н. Шумовые характеристики и методы их определения. М.: Изд-во стандартов, 1983. 220 с.
Луканин В. Н. Акустические измерения в ДВС. М.: МАДИ, 1979. 54 с.
Лукании В. Н., Гудцов В. Н., Бочаров Н. Ф. Снижение шума автомобиля. М.: Машиностроение, 1981. 158 с.
Луканин В. Н., Шатров М. Г., Чекрыжов Ю. Г. Физико-математическая модель для исследования колебаний ребер охлаждения малолитражного ПДВС воздушного охлаждения с учетом демпфирования//Труды МАДИ. М.: 1979. № 178. С. 65—73.
Лукин П. П., Гаспарянц Г. А., Родионов В. Ф. Конструирование и расчет автомобиля. М.: Машиностроение. 1984. 376 с.
Лушпа А. И. Основы химической термодинамики н кинетики химических реакций. М.: Машиностроение, 1981. 240 с.
Носонов И. А., Фесииа М. И., Писаревский А. С. Методология расчета оптимальных соотношений уровней шума отдельных источников при снижении внешнего шума автомобилей с учетом экономических затрат//Конструкция автомобилей. М.: НИИНАвтопром. 1979. № 5. С. 5—16.
Осипов И. М., Никифорова Н. Е. Технико-экономические показатели зарубежной мотовелопромышлеиности//Мотовелопромышленность. М.: НИИНАвтопром. 1982. № 8. С. 1—88.
Повышение мощности мотоциклетных двигателей/Труды ВНИИМотопром. Серпухов: 1980. № 90. 40 с.
Приборы и системы для измерения вибрации, шума и удара: Справочник/Под ред. В. В. Клюева. М.: Машиностроение, 1978. Т. 1. Т. 2., 1978, 448 с., 439 с.
271
Регулировка автомобилей, применяемых в сельском хозяйстве; Справочник. В. Е. Гореликов, В. Т. Каширин, П. Д. Козлов и др. Л,: Машиностроение. 1984. 312 с.
Саливэи Дж. Моделирование шума выхлопной системы двигателя//Аэрогидро- механический шум в технике. М.: Мир, 1980. С. 233—256.
Силлат Р. Р. Интегрированная система для расчетного исследования рабочего процесса двухтактных карбюраторных двигателей внутреннего сгорания// Труды ТПИ. Таллин: 1985. № 597. С. 77—85.
Силлат Р. Р. Модель течения газа через местные сопротивления в модели газообмена//Труды ТПИ. Таллин: 1985. № 597. С. 45—53.
Силлат Р. Р. Модель трубы при математическом моделировании газообмена в двухтактном карбюраторном двигателе//Тр. ТПИ. Таллин: 1981. № 508. С. 41—48.
Скрябин А. Г. Краткий обзор средств малой механизации для приусадебных участков//Мотовелопромышленность. НИИНАвтопром. М.: 1983. С. 25—28.
Справочник по катерам, лодкам и моторам/Под ред. Г. М. Новака. Л.: Судостроение, 1974. 246 с.
Старобииский Р. И. Глушители шума//Борьба с шумом на производстве: Справочник/Под ред. Е. Я- Юдина. М.: Машиностроение, 1985. С. 283—309.
Старобииский Р. Н. Синтез камерных глушителей//Акустический журнал. 1983. Т. 29, вып. 2. С. 282—283.
Старобииский Р. Н. Синтез реактивных глушителей для авиационных вспомогательных силовых установок и СКВ//Тр. ЦИАМ. М.: 1982. №1031. С. 222—231.
Строкии А. А. Метод расчета шума пульсирующих источников: Методическое пособие. М.: МВТУ, 1976. 40 с.
Строкин А. А., Тупов В. В., Юдин Е. Я- Глушитель шума впуска для двигателей внутреннего сгорания: Машины, приборы, стенды: Каталог. М.: Машиностроение, 1976. 24 с.
Токарев А. А. Топливная экономичность и тягово-скоростные качества автомобиля. М.: Машиностроение, 1982. 221 с.
Тракторы и двигатели. Конструкции мотоблоков: Обзор/ЦНИИТЭИТрактор- сельхозмаш. М.: 1984. № 4. 26 с.
Тупов В. В. Исследования шумовых характеристик мотоциклетного двигателя//Мотовелопромышленность. М.: НИИНАвтопром. 1978. № 5. С. 10—17.
Тупов В. В. Основы расчетного проектирования глушителей впуска двухтактных мотоциклетных двигателей//Труды МВТУ им. Н. Э. Баумана. 1978. № 273. С. 9—22.
Тупов В. В. Снижение шума мотоциклетных двигателей//Труды МВТУ им. Н. Э. Баумана. М.: 1988. № 507. С. 86—110.
Тупов В. В., Геращенко В. С. Снижение шума, излучаемого ребрами охлаждения головки цилиндра мотоциклетного двигателя//Труды МВТУ им. Н. Э. Баумана. 1987. № 485. С. 81—92.
Удовиченко В. Б. Характеристика двигателя для мокика с ограниченной ско- ростью//Мотовелопромышленность. М.: НИИНАвтопром. 1983. № 4. С. 13— 19.
ДВУХТАКТНЫЕ КАРБЮРАТОРНЫЕ двигатели внутреннего сгорания
Москва
• Машиностроение •
1990
юьжя'юьжя'ISBN 5-217-01100-9ISBN 5-217-01100-9
юьжя'
юьжя'
ISBN 5-217-01100-9
ISBN 5-217-01100-9
ББК 31.365 Д25 УДК 621.434.13
Авторы: В. М. Кондрашов, Ю. С. Григорьев, В. В. Тунов
Р. Р. Силлат, В. И. Абрамов, А. А. Строкин '
Рецензент Л. В. БЕДНЯГИН
Двухтактные карбюраторные двигатели внутреннего сго- Д25 рания/ В. М. Кондрашов, Ю. С. Григорьев, В. В. Тунов и др. —М.: Машиностроение, 1990. —272 с.: ил.
ISBN 5-217-01100-9
Рассмотрены вопросы, связанные с созданием и совершенствованием двухтактных двигателей внутреннего сгорания (ДВС) различных типов и назначения. Даны схемы, конструкция, основные показатели, математическая модель газообмена, основы расчета элементов и проектирования систем. Большое внимание уделено улучшению мощностных, экономических, токсических показателей этих двигателей и снижению уровня их шума.
Для инженерно-технических работников, занимающихся созданием и эксплуатацией двухтактных двигателей внутреннего сгорания, а также машин и изделий, оснащенных ими.
„ 2705040000—274
ББК 31.365ББК 31.365Д ~038 (01)-90' 274-90
ББК 31.365
ББК 31.365
ПРОИЗВОДСТВЕННОЕ ИЗДАНИЕ
КОНДРАШОВ Валентин Михайлович, ГРИГОРЬЕВ Юрий Сергеевич, ГУНОВ Владимир Викторович н др.