Гришин Ю.А. - Оптимизация впускных трубопроводов на динамический наддув. Двигатели внутреннего сгорания. Т. IV-14, страница 2

По сравнению с вариантом испытаний без системы впуска, т.е. когда вход воздуха происходит непосредственно в головку цилиидра, наибольшее увеличение т)„. составляет 18...20 %. Осциллогра4ирование колебаний давления перед впускным клапаном важно лля анализа 456 Глава 3.7. ВПУСКНЫЕ СИСТЕМЫ (р,„ш = 180'+ — '. (3.7.1) Это обусловлено влиянием двух факторов: во-первых, поток, разогнавшийся в ре- р„„,„, кПа 40 -40 40 — 40 40 -40 0 180 360 540 (Рок Рнс. 3.7,16, Осциллограммы давления в дизеле 4Ч10,5/12 (при и = 1800 мин ) и индивидуальных впускных трубопроводах длиной Т.

(с1 = 42 мм): — давление на входе в головку цилиндра; — — — — продолжение колебаний в условиях неот- крывшегося клапана; — — — — давление в цилиндре явления динамического наддува. На осциллограммах весь цикл (720' ~р„„,) можно представить состоящим из двух частей: 1) Л~р, — область вынуждающего воздействия, когда клапан открыт, в которой накладываются три процесса: всасывающее действие поршня, приход отраженной волны сжатия и свободные затухающие колебания, которые имели бы место, если бы клапан не открылся; 2) Л<р„— это область свободных затухающих колебаний, когда клапан закрыт (рис. 3.7.!6).

На каждом новом цикле область вынуждающего воздействия полностью «сбивает> «старый» колебательный процесс и организует новый, практически полностью повторяющийся от цикла к циклу. Поэтому анализ можно проводить на примере отдельных циклов. При любых длинах труб на осциллограммах в области вынуждающего воздействия перед закрытием клапана имеет место самый сильный всплеск давления с максимумом в момент <р,««„приходящийся приблизительно на 1/2 фазы запаздывания закрьпия клапана Лд,: зультате всасывающего действия поршня, тормозится закрывающимся клапаном'„во-вторых, от открытого входного конца трубы приходит волна сжатия.

Амплитуда этого всплеска растет практически пропорционально увеличению длины Т„причем рост продолжается и после Т„соответствующей последнему всплеску Ч„,„. Поэтому явление динамического наддува нельзя обосновать только фактом прихода волны сжатия. Следует обратить внимание на область свободных колебаний. На основании большого объема осциллографирования и соответствующих результатов измерений расхода воздуха через двигатель выявлено весьма важное обстоятельство.

Все всплески ц, точно соответствуют таким значениям Х, для которых по свободным колебаниям выполняется правило: длина трубопровода должна быть такой, чтобы в той части цикла. которая является областью свободных колебаний, укладывалось с полных периодов Т этих колебаний и еше 1/4. Это условие по числу периодов с + 1/4 обеспечивает фазовое соответствие заднего фронта последней волны свободного колебательного процесса и начала всасывающего действия поршня. Согласованное сложение этих двух факторов образует наиболее мощную волну разрежения, которая.

как отмечалось выше„подходит к открытому ОПТИМИЗАЦИЯ ВПУСКНЫХ ТРУБОПРОВОДОВ НА ДИНАМИЧЕСКИЙ НАДДУВ 457 концу трубопровода и отражается назад волной сжатия. В результате, захватывая область наибольшего проходного сечения, практиче:ки до самого закрытия клапана на нем имеет место значительный положительный перепад давлений, существенно улучшающий наполнение. Таким образом, отмеченное условие и создает периодически повторяющийся с увеличением 1, эффект динамической форсировки двигателя. Последний всплеск 2), на кривой 2)„=/(1) соответствует значению ~ = 1, т.е. в зоне свободных колебаний укладывается 1 + 1/4 периода.

В этом случае длина трубы (1 = 2,5 м для дизеля Ч8,5/11), длина волны свободных колебаний и амплитуда давления перед клапаном также максимальные, однако волна к клапану из-за большой длины пути приходит слишком поздно, и эффект динамического наполнения не максимален. Он становится максимальным при ~ = 2, затем, при дальнейшем уменьшении 1., когда ~ = 3. Соответствующие осциллограммы для дизеля 4Ч10,5/12 показаны на рис. 3.7.16, а, в. В этих случаях получается оптимальное сочетание свободных колебаний, времени прихода и амплитуды отраженной волны сжатия.

Очевидно, вариант с ~ = 3 при 1, = 1,25 м (с учетом длины патрубка в головке цилиндра) наиболее оптимальный для практического устройства форсировки динамическим наддувом. При дальнейшем уменьшении 1, будут моменты, соответствующие количеству периодов остаточных колебаний 4,25; 5,25... и т.д. Однако вследствие уменьшения интенсивности отраженных волн сжатия, всплески коэффициента наполнения г)„на фоне общего снижения Ч„постепенно уменьшаются. Закономерности, связанные с рядом чисел для периода свободных колебаний 2 + 1/4, где ~ = 1, 2, 3,..., сохраняются для различных диаметров д настроенных трубопроводов, но с уменьшением с( длина, соответствующая определенному пику настройки, должна уменьшаться. Это обусловлено в основном действием сил вязкого трения.

Из теории колебаний известно, что при неизменном А воздействие этого фактора, возрастающее при уменьшении с(, привело бы к снижению частоты колебаний, и на интервале Лц2, уже не уложилось бы определенное число ~ + 1/4 периодов.

Чтобы сохранить требуемый режим настройки, необходимо при уменьшении с( компенсировать снижение частоты колебаний уменьшением 1,. Колебания давления при динамическом наддуве имеют значительную амплитуду (до 20...30 кПа). При таких амплитудах волновые процессы становятся существенно нелинейными, и аппарат линейной акустики не может обеспечить точных результатов. Приближенная оценка длины настроенньи трубопроводов.

Для этого можно воспользоваться теорией гармонических колебаний, когда колебательный процесс описывается дифференциальным уравнением с1 с1 2 с(с1 — + со'д+ у — =О, ~12 0 где д — обобщенная переменная; соь — частота собственных колебаний в случае отсутствия затухания; у — приведенная сила трения. Тогда частота колебаний описываемого затухающего процесса выразится уравнением со2 с 2 72/4 (3.7.2) Угловая продолжительность свободных колебаний Ьср„= сог = 2ян(~ + 0,25)Т, частота вращения и коленчатого вала в с ~. Учитывая связь периода круговой частоты со с периодом Т колебаний, со = 2я/Т„и, переходя к углу поворота коленчатого вала, можно записать: Лсрь = 720ян(~+ 025)/ со.

(3,7.3) Колебания фактически всегда начинаются с момента наибольшего всплеска давления перед закрытием клапана в момент соь,„и заканчиваются с началом мощного всасывающего действия поршня, т,е. в момент ср = О. При этом последняя 1/4 волны свободных колебаний своим положительным избыточным давлением в период предварения открытия впускного клапана Ась практически подавляет заброс газов во впускную систему. Таким образом, на область Лср„приходится 720' — ср,„, или, с учетом (3.7.1)„ Асрк =540 — 0,5Асрз. (3 7 4) Собственные колебания столба воздуха после закрытия клапана в случае отсутствия затухания аналогичны волновому процессу в органной трубе с открытым концом и относятся к типу стоячих волн. Поскольку время вынуждаюгцего воздействия в рассматриваемом случае для всех 1, больше периода собст- 458 Глава 3.7.

ВПУСКНЫЕ СИСТЕМЫ венных колебаний, стоячая волна давления на конце трубы всегда будет иметь только одну пучность (у закрытого клапана) и только один узел (на открытом конце). Таким образом очевидно, что на длину индивидуального трубопровода будет приходиться 1/4 длины стоячей волны 2е в случае отсутствия затухания. Тогда 2тс 2яа яа ото = — = — =— (3.7.5) То )е 27. где а — скорость звука; Те — период стоячей волны в случае отсутствия затухания. Для учета затухания колебаний предложена полуэмпирическая формула приведенной силы трения: у = 1,4(Ю/ д)т и.

(3.7.6) Очевидно, что сопротивление возрастает с повышением частоты вращения и и амплитуды процесса и уменьшается с увеличением проходного сечения трубопровода. При этом проходное сечение для круглого трубопровода пропорционально д, а амплитуда зависит от рабочего объема цилиндра. Для двигателей с Ю/5 = 1, где 2) — внутренний диаметр цилиндра, а 5 — ход поршня, этот объем пропорционален о . Приравняв (3.7.3) и (3.7.4), можно выразить величинУ от, котоРаЯ вместе с ве и 7 подставляется в (3.7.2). После преобразований получается формула для определения значений А, соответствующих максимумам функции т).

=ЯТ.): (3.7.7) 720(~~ 0,25) Ю Для получения двух наибольших значений т), „„как указывалось выше, в формулу (3.7.7) необходимо подставлять е = 3 и е = 2. Результаты расчетов по этой формуле (вертикальные линии), согласуются с экспериментальными данными„полученными в МГГУ им. Н.З. Баумана (см. рис. 3.7.15). Имеется также хорошее согласование с результатами экспериментов, опубликованными в работах многих авторов.

Очевидно, что меньшую из двух этих длин следует принимать на практике. Соот- ветствуюшая расчетная формула будет иметь вид: ОЛ2Н 540 — 0,5Лтр, Влияние настроенных трубопроводов на расход топлива. Использование индивидуальных впускных труб позволяет решить еше одну важную практическую задачу — повышение топливной экономичности двигателя. Расход топлива с увеличением А от 0 в среднем постепенно снижается до зоны максимальной форсировки динамическим наддувом, а затем возрастает. Кривая я, =ЯТ,), имея волнообразный характер (см. рис.