Двухтактные карбюраторные двигатели внутреннего сгорания - Григорьев Ю.С., Кондрашов В.М., Тупов В.В., Силлат Р.Р.

Author: Григорьев Ю.С. Кондрашов В.М. Тупов В.В. Силлат Р.Р.

Tags: тепловые двигатели (кроме паровых машин и паровых турбин) теплоэнергетика теплотехника механика тепловые двигатели двигатели внутреннего сгорания

ISBN: 5-217-01100-9

Year: 1990

Similar

Теория двигателей внутреннего сгорания

Двигатели внутреннего сгорания: Теория поршневых и комбинированных двигателей

Двигатели внутреннего сгорания. Книга 1. Теория рабочих процессов

Технология производства двигателей внутреннего сгорания

Text

ДВУХТАКТНЫЕ
КАРБЮРАТОРНЫЕ
двигатели
внутреннего
сгорания
Москва
• Машиностроение •
1990
ББК 31.365
Д25
УДК 621.434.13
№
Авторы: В. М. Кондрашов, Ю. С. Григорьев, В. В. Тупов,
В. В. Силлат, В. И. Абрамов, А. А. Строкин
Рецензент Л, В. БЕДНДГИН
Двухтактные карбюраторные двигатели внутреннего сго-
Д25 рания/ В. М. Кондрашов, Ю. С. Григорьев, В. В. Тупов
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, матема-
тическая модель газообмена, основы расчета элементов и проектирования
систем. Большое внимание уделено улучшению мощностных, экономиче-
ских, токсических показателей этих двигателей и снижению уровня их
шума.
Для инженерно-технических работников, занимающихся созданием
н эксплуатацией двухтактных двигателей внутреннего сгорания, а также
машин и изделий, оснащенных ими.
2705040000-274
А 038(01)—90 274 80
ББК 31.365
ПРОИЗВОДСТВЕННОЕ ИЗДАНИЕ
КОНДРАШОВ Валентин Михаилович, ГРИГОРЬЕВ Юрий Сергеевич,
ТУПОВ Владимир Викторович и др.
ДВУХТАКТНЫЕ КАРБЮРАТОРНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 0 >
Редактор 3. М. Рябкова
Переплет художника Р. А. Козакова
Художественный редактор А. С. Веришнкин
Технический редактор Т. И. Андреева р*
Корректор 0. Е. Мишина | '
ИБ № 5736 Lj
Сдано в набор 23.01.90. V
Подписано в печать 24.05.90. Т-01812. I
Формат 60Х90х/1в. Бумага офсетная № 1. I
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»,
107076, Москва, Стромынский пер., 4
Типография № 6 ордена Трудового Красного Знамени издательства «Машиностроение»
при Государственном комитете СССР по печати.
193144, Ленинград, ул. Моисеенко, 10.
ISBN 5-217-01100-9 © В. М. Кондрашов, Ю. С. Григорьев,
В. В. Тупов и др., 1990
ОГЛАВЛЕНИЕ
Основные условные обозначения ............ 4
1. Применение, основные схемы, конструкции и показатели
двигателей (В. М. Кондрашов) ................. 5
2. Основные направления совершенствования двигателей
(В. М. Кондрашов).......... 23
3. Расчет рабочего процесса двигателей (Р. Р. Силлат,
Ю. С. Григорьев) ........................... 55
4. Влияние различных факторов на показатели двигателей
(В. М. Кондрашов, Ю. С. Григорьев, В. И. Абрамов) 102
S. Двигатели с лепестковыми клапанами на впуске
(В. М. Кондрашов, Ю. С. Григорьев, В. И. Абрамов) . . 155
6. Эксплуатационные испытания усовершенствованных дви-
гателей (В. М. Кондрашов, Ю. С. Григорьев, В. И. Аб-
рамов) ....................... 200
7. Шумовые характеристики двигателей и методы их расчета
(А. А. Строкин, В. В. Тупов) ............ 215
8. Снижение уровня шума двигателя (В. В. Тупов,
А. А. Строкин, Ю. С. Григорьев) .......... 232
Список литературы ......................... 270
ОСНОВНЫЕ УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ
а — скорость звука, м/с;
с-т — средняя скорость поршня, м/с;
Ср — удельная изобарная теплоемкость, кДж/(кг-К);
с0 —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;
I — удельная энтальпия, кДж/кг;
k = ср/св— показатель адиабаты;
L — длина, уровень звукового давления;
М — момент, Н-м;
т — масса, кг;
N — мощность, кВт;
п — частота вращения коленчатого вала, мнн-1;
Р — акустическая мощность, Вт;
р — давление, МПа;
Q — количество теплоты, кДж;
Qy — объемный расход газа, м3/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, см3;
а — коэффициент избытка воздуха;
V — коэффициент остаточных газов;
о — толщина, мм;
в — степень сжатия;
5 — коэффициенты гидравлического сопротивления;
т) — КПД;
0 — угол, р;
к — коэффициент выделения теплоты;
р, — коэффициент расхода; динамическая вязкость, Па «с;
р — плотность, кг/м3;
т — время, с;
Ф — продолжительность открытого состояния окна;
<р — угол поворота коленчатого вала, °;
<р0 — коэффициент избытка продувочной смеси;
<р2 — 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;
d — минимальное сечение по-
тока в местном сопротивлении;
е — эквивалентный
ef — эффективный;
max — максимальный;
р — зона продуктов сгорания
в цилиндре;
г — продукты сгорания;
R — параметры газа в объеме;
0 — момент зажигания.
1. 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 экс-
периментальных исследований двухтактных карбюраторных дви-
гателей спортивных и дорожных мотоциклов «Восход», «ИЖ-
Юпитер», снегоходов «Буран» и других, которые направлены на
улучшение топливной экономичности, снижение токсичности
и уровня шума этих двигателей.
1,1. МОТОТРАНСПОРТНЫЕ СРЕДСТВА
Для мототранспортных средств характерно применение двух-
тактных карбюраторных двигателей малого и среднего рабочего
объема Ук и четырехтактных большого объема (табл. 1.1). Двух-
1.1. Соотношение количества двигателей мототранспортных средств
по тактностн, %
Мототранспортные средства Двухтактные Четырехтакт- ные
Рабочий объем двигателей до 50 см3
Мокики 98 2
Микромотоциклы 100
Мопеды 100
Мофа 100
Рабочий объем двигателей свыше 50 см3
Мототранспортные средства рабочим объемом двигателя, см3, не более:
100 86 14
125 71 29
175 100
200 55 45
250 30 70
350 40 60
500 100
Мотороллеры рабочим объемом двигателя 50 ... 200 см® 100
5
Рис. 1.1. Одноцилиндровый двигатель мотоцикла:
1 —• маховик; 2 — картер; 3 — прокладка, основания цилиндра; 4 — гнлъза цилиндра?
б — поршень; 6 — цилиндр; 7 — головка цилиндра; 8 — свеча зажигания; .9 — про-
кладка головки цилиндра; 10 — поршневое кольцо; 11 поршневой палец; 12 шатун
тактные карбюраторные ДВС рабочим объемом до 200 см® имеют
преимущественное распространение. Двухтактный карбюратор-
ный ДВС отличается следующим.
1. Отсутствием клапанов с приводами, вместо которых по
бокам цилиндра имеются впускные, выпускные и продувочные
окна.
2. Компактностью картера двигателя, объем которого почти
полностью заполнен кривошипным механизмом (в том числе проти-
вовесами, 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
6
Рис. 1.2. Схемы двухцилиндровых двигателей
впускное окно. Кривошипная камера картера сообщается каналами
с продувочными окнами цилиндра.
3. Самой высокой частотой вращения коленчатого вала.
4. Эффективным воздушным охлаждением.
5. Малыми числом и рабочим объемом цилиндров. В большин-
стве случаев двухтактные карбюраторные ДВС выполняют одно-
цилиндровыми. Это относится к двигателям с рабочим объемом
Vh < 250 см3. Более мощные двигатели выполняют, как правило,
двухцилиндровыми. Трех- и четырехцилиндровые двигатели яв-
ляются исключением и при всех своих преимуществах не удовлет-
воряют основному требованию — простоте конструкции.
Таким образом, двухтактный карбюраторный ДВС является
малолитражным, высокооборотным карбюраторным двигателем,
как правило, воздушного охлаждения с одним или двумя цилинд-
рами, работающими по двухтактному циклу.
Рассмотрим наиболее типичную компоновку одноцилиндро-
вого двигателя (рис. 1.1). Основные детали и узлы двигателя —
картер 2, цилиндропоршневая группа, механизм передачи, сцеп-
ление, коробка передач, пусковое устройство. Двухцилиндровые
двухтактные ДВС могут быть выполнены по одной из схем, пред-
ставленных на рис. 1.2. При V-образном расположении цилиндров
(рис. 1.2, а) шатуны 1 надеты нижними головками на общую цапфу
кривошипа. Конструкции картера и коленчатого вала такие же,
7
Рис. 1.3. Двухцилиндровый двухтактный карбюраторный двигатель:
барабан сцепления; 2 — коленчатый вал; 3поршень; 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 60°. Рабочие такты чередуются в цилиндрах через углы
360° + а. Неравенство интервалов чередования тактов возра-
стает 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 цилинд-
ров кривошипы 3 могут быть смещены между собой на 180°
(рис. 1.2, б) или 360° (рис. 1.2, в). В первом случае поршни дви-
жутся в разные стороны и, следовательно, силы инерции в основ-
ном уравновешиваются. Во втором случае оба поршня поднима-
ются 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 мо-
мента по углу поворота коленчатого вала получается более рав-
номерным. В двухцилиндровом двигателе с параллельными верти-
кальными цилиндрами 4 (рис. 1.2, а) два коленчатых вала соеди-
нены 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, д: цилиндры 4 размещены гори-
зонтально 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 1805. При этом поочередная работа цилиндров 4
обеспечивает более плавную работу двигателя. Основные детали
двухцилиндрового двигателя такие же, как одноцилиндрового.
1.2. ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ
ДВИГАТЕЛЕЙ МОТОЦИКЛОВ
Производство отечественных мотоциклов впервые было освоено
в г. Ижевске (ПО ИЖ-МАШ). Массовый выпуск мотоциклов осу-
ществляют 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 велосипед-
ный 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 мото-
завод «Саркана звайгэне» (модели «Рига-11», «Рига-13»), Пензен-
ское 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 дви-
гатели Шяуляйского велосипедного-моторного завода «Вайрас».
Номинальная мощность Ne двигателя достаточна для движения мо-
педов со скоростью выше 50 км/ч.
В табл. 1.2 приведены основные технико-экономические по-
казатели двухтактных карбюраторных двигателей мотоциклов,
мотороллеров и мопедов, выпускаемых в нашей стране.
Из мототранспортных средств, выпускаемых за рубежом, сле-
дует отметить мотоциклы и мопеды марки «Ява» (ЧСФР), а также
различные модификации мотоциклов «Симеон» и МЦ (ГДР).
Эти мотоциклы оснащены в основном двухтактными карбюратор-
ными двигателями, отличаются хорошими тягово-скоростными ка-
9
1.2. Технико-экономические показатели двухтактных карбюраторных
двигателей мотоциклов, мотороллеров и мопедов СССР
Применение Марка двигателя Предприятие- изготовитель vb, СМ1 Ne, кВт П, МИН-!
Велодви- 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» «Вайр ас» » 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 О, мм S, мм в’ Ре, МПа NeA, 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 Q 3 10,010,5 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
Примечание, Двигатель «ИЖ-Юпнтер-4* двухцилиндровый, остальные двига-
тели одноцилиндровые.
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 см®
(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 мототранс-
портные средства в основном с одноцилиндровыми двухтактными
двигателями рабочим объемом 50 и 51 ... 125 см®. При рабочем
объеме 250 см® устанавливают как одноцилиндровые четырехтакт-
ные 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 двигателя-
ми 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, TS5G», «Боксер BTV»
с одноцилиндровыми двухтактными двигателями. Среди моделей
с двигателями рабочим объемом 125 см® следует отметить модели
«Джилера 1257’63» «Фантик /?5Х125», «Априлиа 125S7’».
1.3. ПУСКОВЫЕ ДВИГАТЕЛИ ДЛЯ ТРАКТОРОВ
Из всех известных способов пуска мощных двигателей наи-
большее 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 рас-
пространение получила система пуска с помощью ДВС, распола-
гающая 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 яв-
ляется двигатель мотороллера «Тула», двигателя ПД-10У — дви-
гатель мотоцикла «ИЖ-Планета-350». На ГЗПД (г. Гомель)
осваивается производство новых двигателей ПД-15 с ОПК на
впуске. В настоящее время наибольшее распространение полу-
чили пусковые двигатели ПД-8М, ПД-10У, П-350.
Пусковой двигатель П-350, предназначенный для пуска ди-
зеля Д65Н и установленный с правой его стороны на приливе
картера маховика, показан на рис. 1.4. Основными частями дви-
гателя являются: герметичный картер, состоящий из двух по-
ловин 19 и 22, кривошипно-шатунный механизм с маховиком 7,
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, однокамер-
ный, беспоплавковый) и воздухоочиститель 16. Карбюратор свя-
зан с однорежимным центробежным регулятором 17 с помощью
тяги. Система зажигания состоит из магнето М-124Б и соединитель-
ной полумуфты. Свеча зажигания — типа АПУ. Пуск двигателя
осуществляется электростартером СТ-353. Мощность стартера
0,44 кВт.
11
1.8. Основные показатели пусковых двигателей
Пусковое двигатель Дизель Общее передаточ- ное число п, МНН*"1
ПД-8М Д-37М/Е 19,3 220
ПД-10У СМД-14 н модификации 17,5 200
ПД-10У-А Д-50Л Д-240Л 16,8 208
ПД-10У-1 Д-54А 46,6 240
П-350 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 Уд, см9 199 346 346
Номинальная мощность Ne, кВт Частота вращения п, мин-1: 5,15 7,36 9,93
при Ne при холостом ходе, не бо- лее: 4300 3500 4000
минимальная 4200 4500
максимальная 1500 1500
Диаметр цилиндра D, мм 62 72 72
Ход поршня S, мм 66 85 85
Степень сжатия в 6,6 6,2 7,5
Среднее эффективное давле- ние ре, МПа 0,36 0,364 0,43
Удельный расход топлива ge, г/(кВт-ч) Используемый бензин 705 680 А-72, А-66 570
Масло (дизельное), смесь с бензином в отношении 1 : 15 1 : 20 1 : 20
Смазочная система Смесью и разбрызгиванием
Система охлаждения Воздушная Жидкостная, включенная
принудитель- ная от центро- бежного вен- в систему охлаждения дизеля
Регулятор частоты ц< штробежного типа
Пуск Электростар- Электро- Электростар-
тер СТ-353, дублирующий ручной стартер тер СТ-353, дублирующий ручной
Пусковой двигатель работает непрерывно 1 ... 5 мин в зависи-
мости 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 скоро-
стными и нагрузочными режимами. Прогрев его происходит на
12
8
9
10
Рис. 1.4. Пусковой двухтактный карбюраторный двигатель П-350:
/ — маховик; 2 «—» прокладка цилиндра; 3 — шатун; 4 — выпускной патрубок; б — ниж-
нее компрессионное кольцо; 6 — верхнее компрессионное кольцо; 7 — поршень; 8 — за-
ливной краник; 9 — свеча зажигания; 10 — водоотводящий патрубок; И — головка ци-
линдра; 12 — прокладка головки цилиндра; 13 — цилиндр; 14 — поршневой палец; 15 —
карбюратор; 16 — воздухоочиститель; 17 — регулятор; 18 — передняя полуось коленча-
того вала; 19 — передняя половина картера; 20 — щека; 21 — палец; 22 — задняя поло-
вина картера; 23 —> задняя полуось коленчатого вала
режиме холостого хода при переменной частоте вращения колен-
чатого вала п = (1,05 ... 1,2) пяоы (пном — номинальная частота
вращения). При прокрутке коленчатого вала дизеля в зависимости
от его теплового состояния пусковой двигатель работает по регу-
ляторной ветви внешней характеристики или на ее участке от
режима максимального крутящего момента до режима максималь-
ной мощности. С появлением вспышек в цилиндрах дизеля возни-
кает 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) пноМ.
Средняя эксплуатационная частота вращения пускового дви-
гателя равна (1,1 ... 1,5) пном, средняя загрузка (с учетом ре-
комендуемой продолжительности прогрева) около 30 % номи-
нальной мощности.
13
1.4. 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-экономиче-
ские показатели двигателя РМЗ-640 снегохода «Буран» приведены
ниже.
Тип...................... Двухтактный карбюраторный
Число цилиндров ............ ...... 2
Расположение цилиндров.............Вертикальное
Диаметр цилиндра D, мм ...... . 76
Ход поршня S, мм.................. . 70
Иь, см» ......................................... 635
в8 .... ........................... 8,2
Ne при а = 5000 ... 5500 мни-®, кВт, не
менее......................................... 20,6
Топливо ...................... Бензин А-76 в смеси с маслом МС-20
с соотношением по объему 25 : 1
Карбюратор..........................К62Ж однокамерный горизонтальный
Топливный насос -...................Диафрагменного типа
Смазывание двигателя ........ Совместно с топливом 1 : 25
Охлаждение........... .........Воздушное от осевого вентилятора
Система зажигания .............Маховичное магнето
Свеча зажигания ........... СИ-21
Пусковое устройство ......... Электростартер СТ-362 дублирующий
ручной
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 стен-
ками: верхней 4 и нижней 2, изготовленных из алюминиевого
сплава. Горизонтальный разъем картера проходит по оси колен-
чатого вала. Половинки картера соединены между собой двенад-
цатью короткими шпильками. Внутренняя поперечная перего-
родка делит полость картера на две кривошипные камеры, для
каждого цилиндра в отдельности. Через два продувочных канала
картера полость кривошипной камеры сообщается с продувоч-
ными каналами цилиндра. Выходящие из кривошипных камер
концы коленчатого вала уплотнены самоподжимными манжетами
из маслотопливостойкой резины. Кривошипные камеры изоли-
рованы одна от другой лабиринтными уплотнениями, располо-
женными с обоих торцов среднего опорного подшипника коленча-
того вала.
Основание магдино и корпус вентилятора установлены с пра-
вой 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 под-
шипник; 9 — поршневое кольцо; 10 — левый поршень; 11 — левая головка цилиндра;
12 — цилиндр; 13 — поршень; 14 — правая головка цилиндра; 15 — крыльчатка вен-
тилятора; 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 иасоо
15
1.5. ЛОДОЧНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
Лодочные двигатели — подвесные лодочные моторы (ПЛМ)
применяют на малогабаритных судах общего назначения. В ка-
честве ПЛМ обычно служат двухтактные карбюраторные двига-
тели с кривошипно-камерной продувкой. В двухтактных двигате-
лях 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 технико-
экономические показатели двухтактных карбюраторных ПЛМ.
Самый распространенный ПЛМ «Вихрь» прост в обслуживании,
работает на низкооктановых бензинах А-66, А-72.
Двигатели семейства «Вихрь» (рис. 1.6) имеют типичную кри-
вошипно-камерную продувку и золотниковый механизм управле-
ния всасыванием смеси. На ПЛМ «Вихрь» используют поперечно-
петлевую дефлекторную продувку цилиндра, на «Вихре-М» и
«Вихре-30» — возвратно-петлевую трехканальную. Благодаря бо-
лее эффективной продувке у двигателей «Вихрь-М» и «Вихрь-30»
существенно повышены удельная мощность и экономичность.
Рис. 1.6. Схема двухтактного двухцилиндрового ПЛМ с золотниковым газорас-
пределением:
1 —» ручной топливный насос; 2 —• клапан; 3 —• канал; 4 ~ диафрагма; б — отстойник;
6 <=• фильтр; 7 карбюратор; 8 впускной канал; 9 <==« золотниковая шайба
16
1.5. Технико-экономические показатели двухтактных ПЛМ
с, м/о 5,16 О о 7,00 7,65 о 10,3 9,66 9,66 9,0 о о о о
Удель- ная масса, кг/кВт 1 1 1 1 1 2,17 2,36 2,58 3,20 2,45 2,06
г/(кВт«ч) 1 1 1 1 1 . 476 468,0 516 610 516 476
4НЯ 29,55 34,68 35,46 31,66 37,0 О 1О 46,8 49,0 35,0 43,7 45,3
я 0,394 0,425 0,443 0,420 0,463 0,523 0,561 0,59 ю 5? о 0,523 0,542
CD О 6,0 0‘9 6,5 8,2 9,0 9,0 9,25 о 8,5 8,5
ЛИ 34,4 9*09 9*09 3 00 ю 60 09 09
D, мм 00 Tt« 50 09 55,2 сч CN 61,75 61,75 СО 5 сч
-1 с" я 4500 О о 00 О о 00 4500 о о 00 5100 5000 5000 4500 5000 5000
Ngt кВт 3,68 * 5,88 * 8,83 7,72 18,4* 22,1 * 16,2 * 16,92 * 14,71 * 18,4 * 22,5*
i я и 124,5 173,0 249,0 244 496 496 346 346 422 422 488
я
Марка двигате Шрнбой» м о О' g CQ м 1 £ о Оч g CQ м 5 Я 0 м о ю сч я я м о <3 °? я § о Я сч S 0 Я CU 5 <3 сч д ц я К м 3 Cl, g •э 2 Л CU g <э я о, я CQ м йЭлектрон»
Максимальная мощность.
С
17
5
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 ру-
башка для охлаждающей воды, продувочные каналы для подвода
свежей смеси из полости картера 7 к продувочным окнам 6 ци-
линдров и выпускные для отвода отработавших газов. Картер
состоит из четырех частей, образующих две кривошипные камеры.
Для подвода к кривошипной камере рабочей смеси из карбюра-
тора в средней опоре картера имеются отверстия, выход из кото-
рых закрыт золотниками, вращающимися вместе с коленчатым
валом.
Двигатели семейства «.Нептун» выпускают в следующих мо-
дификациях: «Нептун», «Нептун-М», «Нептун-23». Двигатель двух-
цилиндровый двухтактный карбюраторный с двухканальной воз-
вратно-петлевой кривошипно-камерной продувкой и впуском
18
Рис. 1.8. Золотниковая система впуска:
а — плоской золотник двигателя «Нептун»; б — схема
смеси в картер с помощью золотникового устройства, как показано
на рис. 1.8.
Золотниковые шайбы 1 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 В МТ в полости картера создается ва-
куум. В это время золотниковая шайба открывает входной ка-
нал 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 идентич-
ны 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.
19
1.6. МАЛОГАБАРИТНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
РАЗЛИЧНОГО НАЗНАЧЕНИЯ
Двухтактные карбюраторные ДВС широко применяют в сель-
ском хозяйстве (мотоблоки, косилки, соломорезки, подъемники,
насосы), строительстве (конвейеры, компрессоры, вибраторы,
трамбовки), промышленности (генераторы, автомобили и авто-
кары), авиации (спортивные самолеты, беспилотные самолеты)
и др. Представляют интерес двухтактные двигатели для легковых
и малотоннажных грузовых автомобилей, изготовляемых в Япо-
нии. В течение многих лет в ГДР выпускаются легковые авто-
мобили «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 наи-
больший интерес представляют садово-огородные тракторы (ти-
леры), мотоблоки и моторизованные ручные косилки. Разнообраз-
ные по конструкции и размерам мотоблоки обеспечивают выпол-
нение практически всех видов сельскохозяйственных работ на
приусадебных участках, в коллективных садах и овощеводческих
хозяйствах. Для большинства мотоблоков предусмотрена уста-
новка ряда навесных орудий, с помощью которых можно прово-
дить обработку почвы практически всех видов, выполнять транс-
портные 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 двух-
тактными карбюраторными, так и с четырехтактным ДВС. Произво-
дятся мотоблоки и в социалистических странах. Например, мото-
блок «Роби-50» выпускают в Венгерской республике. Технический
характеристика мотоблока «Роби-50» приведена ниже.
Двигатель....................Одноцилиндровый двухтактный воз-
душного охлаждения
Рабочий объем Уд, см3..................... 50
Номинальная мощность Ne, кВт , , . 2,07
Частота вращения коленчатого вала л,
мин”1................................. 4500
Топливо.......................Смесь бензина а маслом в соотноше-
нии 20 : 1
20
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 рых-
литель, прицеп, насосная установка, зубовая борона и т. д. Дви-
гатель на мотоблоке «Терра» двухтактный карбюраторный воз-
душного 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 мото-
блок «Дзик 21». На «Мрувке» установлен двухтактный карбюратор-
ный 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 ра-
бочим объемом 50 см3. Малогабаритную технику производят за-
воды СФРЮ «МИО-Стандарт», «ИМТ» и «Лабинпрогресс». Наи-
более легкие модели МИ0200 и МИО350 выпускает «МИО-Стан-
дарт». 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 мото-
блок 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 карбю-
раторный фирмы «Ротакс» мощностью 5,9 кВт, двухтактный кар-
бюраторный этой же фирмы, но большей мощности (6,66 кВт)
или четырехтактный карбюраторный фирмы «Маг» мощностью
6,66 кВт. Мотоблок модели «Супер», кроме трех указанных двига-
телей, может комплектоваться дизелем фирмы Ломбардини мощ-
ностью 6,66 кВт.
Мотоблоки и тилеры работают как с двухтактными карбюра-
торными 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.
21
1.6. Характеристики триммеров трех моделей
Характеристики Т-140 РМ-200ДВ РМ-303
Двигатель Рабочий объем Vh> см3- Смазочиый 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 трим-
меров трех моделей японской фирмы Киозитц Корпорейшн при-
ведены в табл. 1.6.
ДВИГАТЕЛИ ДЛЯ ЦЕПНЫХ МОТОРНЫХ ПИЛ
Двухтактные карбюраторные ДВС широко используют в ка-
честве привода цепных моторных пил. Например, фирма
Оранд (США) выпускает высокооборотные двухтактные одно-
цилиндровые 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 насо-
сом работает в любом положении. Для постоянной работы в вер-
тикальном положении (привод генератора и насоса) устанавливают
поплавковый карбюратор.
Коленчатый вал нескольких размеров по длине имеет стандарт-
ный приводной конец. Цилиндр отлит под давлением из алюминие-
вого сплава. Зеркало цилиндра покрыто пористым хромом тол-
щиной 0,05 мм. Охлаждение вентилятором обычного типа с сим-
метричными лопатками, отлитыми как одно целое с маховиком.
Шатун стальной кованый, цементирован и шлифован. Нижняя
крышка крепится двумя винтами. Подшипники игольчатые. Кар-
тер отлит под давлением из алюминиевого сплава. Система зажига-
ния обычного типа (маховик—магнето). Угол опережения зажи-
гания 30° до ВМТ.
В нашей стране широко известна цепная моторная пила
«Дружба».
Таким образом, двухтактные карбюраторные ДВС нашли ши-
рокое применение во многих областях техники. Поэтому вопросы
совершенствования мощностных, экономических, токсических и
шумовых показателей этого класса двигателей имеют большое прак-
тическое, экономическое и социальное значение.
22
2. ОСНОВНЫЕ НАПРАВЛЕНИЯ
СОВЕРШЕНСТВОВАНИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ
На анализе основных направлений совершенствования целе-
сообразно остановиться после рассмотрения внешнего теплового
баланса ДВС. Уравнение внешнего теплового баланса имеет вид
Q = Qe + Qb + Qp + Qm + Q OCTI
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); Qr — количе-
ство теплоты, отводимой выпускными газами, Qr = Q3 + QH. cl
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 теп-
лообмена 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- <?в + <?м + 7оот-
В табл. 2.1 приведены средние значения отдельных составляющих
(%) внешнего теплового баланса различных двигателей на номи-
нальном режиме.
2.1. Тепловой баланс ДВС различных типов
Двигатель Че чв чэ . ^И. с ча #ОСТ
Карбюраторный ДВС 22 . . 29 20. . 35 30 ... 55 0. . 45 3 . . 8 3 ... 8
Дизель без иаддува 29 . . 42 20. . 35 25 ... 40 0 . . 5 2 . . 4 2 ... 7
Комбинированный ДВС с наддувом: 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
23
В карбюраторных (особенно двухтактных) ДВС 20... 35 %
теплоты Q отводится в систему охлаждения, 30... 55% Q уно-
сится с отработавшими газами (ОГ), в том числе в результате не-
полноты 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 резуль-
тате применения богатых смесей с а « 0,7 ... 0,8 (до 20%).
Анализ теплового баланса позволяет выделить следующие наи-
более вероятные направления совершенствования двухтактных
карбюраторных ДВС. .
1. Уменьшение потерь количества теплоты в системе охлажде-
ния.
2. Снижение потерь топлива, уносимого с ОГ, при продувке
цилиндра топливовоздушной смесью путем создания двигателя
с продувкой воздухом и последующей подачей смеси.
3. Создание двигателей, работающих на относительно бедных
смесях (а 1,0), и уменьшение химического недожога топлива
в результате совершенствования рабочего процесса.
4. Совершенствование систем подачи топлива и смазочной.
5. Совершенствование систем впуска, продувки
и выпуска.
6. Исследование и создание двигателей с непосредственным
впрыскиванием топлива.
7. Создание двигателей с турбонаддувом и утилизацией теплоты
отработавших газов.
Для обеспечения высокого технического уровня вновь созда-
ваемых 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 об-
разцов со значительными конструктивными изменениями. К пер-
вому, менее сложному пути (для практической реализации) сле-
дует отнести увеличение площадей проходных сечений впускного
канала и карбюратора, повышение степени сжатия, подбор опти-
мальных продолжительностей фаз впуска и продувки, регули-
ровку карбюратора и др. Второй путь является более сложным,
требует значительных материальных затрат и экспериментальных
исследований. Но без дальнейшего совершенствования конструк-
ции, без поиска новых решений дальнейшее улучшение мощност-
ных, экономических и токсических характеристик ДВС не пред-
ставляется возможным.
Определение тенденций развития двухтактных карбюратор-
ных ДВС проводилось на основе обобщения и анализа материалов
поиска по источникам научно-технической и патентной информа-
ции. Все анализируемые технические решения в зависимости от
решаемой задачи можно разделить на группы:
24
1) направленные на повышение мощностных характеристик
двигателей-
2) связанные с повышением топливной экономичности двига-
теля и снижением токсичности ОГ;
3) направленные на снижение уровня шума в системе впуска
и выпуска двигателя.
2.1. ПУТИ УЛУЧШЕНИЯ МОЩНОСТНЫХ
ХАРАКТЕРИСТИК
Пути повышения мощности в настоящее время уже достаточно
обстоятельно изучены. Проводимые исследовательские работы
направлены главным образом на разработку конкретных практи-
ческих методов и совершенствование уже известных.
«ДРОБЛЕНИЕ» РАБОЧЕГО ОБЪЕМА ДВИГАТЕЛЯ
Одним из наиболее распространенных в последнее время спо-
собов повышения мощности является «дробление» рабочего объема
двигателя, т. е. увеличение числа цилиндров при одном и том же
общем рабочем объеме. Большинство двигателей дорожных мо-
тоциклов 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 шести-
цилиндровыми двигателями.
«Дробление» рабочего объема двигателя позволяет заметно
поднять его литровую мощность Nea, 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 умень-
шение рабочего объема и увеличение числа цилиндров ставит
перед конструкторами почти непреодолимые технические трудно-
сти, 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 двига-
теля.
Анализ других способов повышения удельной мощности
двигателя целесообразно выполнить на основе выражения для
определения литровой мощности двигателя:
NeJI = 0,0333 4^ 4 ДГ WImPs», (2.1)
где Ни]1о — низшая удельная теплота сгорания стехиометриче-
ской горючей смеси; т — тактность двигателя; цг/а — отношение
индикаторного КПД к коэффициенту избытка воздуха, характе-
ризующее качество протекания рабочего процесса; т]0 — 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 сир = асуМ — суммарный коэффициент избытка
воздуха, выражение (2.1) может быть представлено в виде
Увл = 0,0333 ~ Играми. (2.2)
#о * асум
Согласно (2.1) и (2.2) можно выделить следующие пути увеличе-
ния удельной мощности двигателя: осуществление двухтактного
цикла; увеличение степени сжатия е, обеспечивающее КПД т?ггаах?
повышение частоты вращения п вала двигателя; непосред-
ственное впрыскивание топлива (увеличение т?0 и т?г); исполь-
зование газодинамических явлений во впускной, продувочной и
выпускной системах двигателя (рост т?0, ph и т?м); применение
принудительной подачи заряда в цилиндры при осуществлении
наддува (повышение i]opfe).
УВЕЛИЧЕНИЕ СТЕПЕНИ СЖАТИЯ
Как известно, повышение степени сжатия приводит к росту
индикаторного КПД, а следовательно, удельной мощности двига-
теля. В двухтактных двигателях различают геометрическую е' и
действительную е степени сжатия:
е'(П + ОУс; (2.3)
e = (Vh + Vc)/Vc, (2.4)
где V'h — полный рабочий объем цилиндра; Vh — полезный рабо-
чий объем цилиндра; Vc — объем пространства сжатия.
Обычно в отечественных и большинстве зарубежных литера-
турных источниках указывается геометрическая степень сжатия
двигателей мотоциклов, реже — действительная. При значитель-
ном повышении е рост т?г замедляется, что объясняется прежде
всего снижением роста термического КПД цикла ввиду уменьше-
ния относительного количества теплоты, выделившейся в основной
фазе сгорания, и увеличением доли топлива, догорающего в про-
цессе расширения. При этом возрастают интенсивность теплоот-
дачи в стенки цилиндра и давление механических потерь, что при-
водит к снижению т?г и т?м.
Рост механических потерь, затруднение пуска и необходимость
повышения октанового числа с увеличением е обусловили ограни-
чение геометрической степени сжатия е' < 12 для дорожных и
е' < 16 для спортивных мотоциклов. В табл. 2.2 приведены сте-
пени сжатия некоторых двигателей, полученные при испытаниях,
а также по паспортным данным.
26
2.2. Степени сжатии некоторых двигателей
Применение Марка двигателя Vb, см8 в’ в 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
s 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
> «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
8 «Кавасаки 312» (Япония) 125 — 6,4
1 «Пук М-125» (Австрия) 125 10 (6,5)
ПОВЫШЕНИЕ ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ
Из (2.1) и (2.2) следует, что удельная мощность прямо про-
порциональна частоте вращения коленчатого вала двигателя.
Однако повышение частоты вращения, связанное с ростом средней
скорости поршня, приводит к росту нагрузок от сил инерции, по-
терь теплоты и работы насосных ходов, а также к снижению ме-
ханического КПД т|м. Поэтому необходимо проводить мероприя-
тия, направленные на повышение механического КПД т]м. К ним
относятся: уменьшение отношения хода S поршня к диаметру D
цилиндра; подбор смазочных масел; применение материалов бо-
лее 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 вра-
щения п, средняя скорость поршня, отношение S/D и другие по-
казатели некоторых ДВС.
Тенденция к уменьшению хода поршня особенно заметна на
двигателях тяжелых мотоциклов (Vh 500 см3), до 40% мо-
делей которых имеют отношение S/D = 0,66 ... 0,87. Исследова-
ния, проводимые за рубежом, показали, что на повышение эф-
фективной и удельной мощности значительное влияние оказы-
27
2.3. Технико-экономические показатели некоторых ДВС
Применение Марка двигателя Vfi. СМ* П, 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 П.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
s «Крейдлер 50» (ФРГ) 50 8500 11,3 1,0 92
s «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 механиз-
ме и особенно на трение поршневых колец и поршня.
Например, двигатель гоночной мод. «Ямаха TZ 750» при ра-
бочем объеме 694 см3 развивает мощность 66, 25 кВт, которая до-
стигается 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 осуще-
ствляется маслом, содержащимся в топливной смеси.
УВЕЛИЧЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА НАПОЛНЕНИЯ
Система впуска оказывает очень большое влияние на харак-
теристики двигателя. Существенного повышения мощности ДВС
можно добиться увеличением количества горючей смеси, засасы-
ваемой цилиндром через систему впуска за один оборот коленча-
того вала за счет совершенствования впускного тракта двигателя.
Коэффициент наполнения двухтактного двигателя с криво-
шипно-камерной продувкой
Пр = ФоПи. (2-5)
где Фо — коэффициент избытка продувочной смеси, представляю-
щий отношение количества рабочей смеси, поданной в цилиндр
28
в процессе газообмена, к количеству смеси, которое может по-
меститься в цилиндре при параметрах внешней среды; — коэф-
фициент использования продувочной смеси, равный отношению
объема рабочей смеси, оставшейся в цилиндре, к объему, подан-
ному в процессе газообмена.
Исследования показывают, что благодаря настройке смежных
систем цилиндра можно значительно улучшить мощностные, эко-
номические и токсические показатели двухтактных карбюратор-
ных ДВС.
ДРУГИЕ СПОСОБЫ ПОВЫШЕНИЯ МОЩНОСТИ ДВС
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 фор-
мы, благодаря чему достигается более благоприятная продувка
цилиндра. Существенное значение имеет и система охлаждения.
Исследования, проведенные фирмой Ямаха на гоночных двигате-
лях, показали, что потери мощности после длительной работы
двигателя с жидкостным охлаждением на 50 % меньше, чем по-
тери мощности двигателя с воздушным охлаждением, что оправ-
дывает увеличение массы первого двигателя в результате приме-
нения радиатора.
Для достижения высокой мощности при небольших размерах и
массе двигателя необходимо головки цилиндров, картеры и дру-
гие детали изготовлять из легких алюминиевых сплавов. Конст-
рукция двухтактного двигателя, имеющего очевидные преиму-
щества перед четырехтактным по простоте и надежности, отлича-
ется большими потенциальными возможностями повышения мощ-
ности. Об этом свидетельствуют также результаты исследований
двухтактных карбюраторных ДВС, проведенные зарубежными
фирмами.
2.2. НАПРАВЛЕНИЯ УЛУЧШЕНИЯ ЭКОНОМИЧЕСКИХ
ПОКАЗАТЕЛЕЙ
Проблема снижения расхода топлива карбюраторными бензи-
новыми двигателями, получившими широкое применение на авто-
мобилях, мотоциклах, снегоходах, пусковых установках для
тракторов, мотоблоках и других машинах, является одной из
актуальнейших. Следует выделить наиболее эффективные направ-
ления работ по совершенствованию конструкций узлов и систем
двухтактных карбюраторных ДВС, оказывающих значительное
влияние на экономические и токсические показатели.
Ниже перечислены основные мероприятия по снижению рас-
хода топлива карбюраторным ДВС и возможная экономия топ-
лива, %.
29
Улучшение экономических показателей существующих карбю-
раторных двигателей .............................. До 33
Замена карбюраторных двигателей двигателями в впрыскива-
нием бензина или дизелями............................... 30 ... 35
Повышение степени сжатия до 13 ... 14 и обеднение рабочей сме-
си до а = 1,2 ... 1,3 .................................. До 15
Совершенствование систем питания, улучшение процессов на-
полнения, 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 совершенство-
вания, предлагаемые для двухтактных карбюраторных ДВС.
Следует отметить, что отдельные мероприятия, способствующие
снижению расхода топлива [например, замена карбюраторных
ДВС двигателями с впрыскиванием бензина, применение обрат-
ного 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 улуч-
шения экономических и токсических показателей карбюратор-
ных двухтактных ДВС можно условно разделить на следующие
четыре группы.
1. Совершенствование систем: питания; впуска; наполнения
кривошипной камеры; продувки и наполнения цилиндра; выпуска;
смазывания.
2. Совершенствование рабочего процесса и камеры сгорания.
3. Совершенствование показателей двигателя на частичных
нагрузках.
4. Снижение токсичности ОР.
СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ рИСТЕМЫ ВПУСКА
Впускной тракт двухтактного карбюраторного ДВС состоит
из глушителя шума впуска с воздухоочистителем, впускного пат-
рубка с карбюратором, кривошипной камеры. Впускная система
карбюраторного ДВС определяет организацию наполнения, сме-
сеобразования, подогрева и равномерного распределения топли-
вовоздушной смесщ по цилиндрам. К впускным системам совре-
менных 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
30
должны быть технологичными в изготовлении, обеспечивать на-
дежную работу в период эксплуатации двигателя. Коэффициент
наполнения и соответственно экономические показатели двига-
теля в зависимости от частоты вращения его коленчатого вала
в существенной степени определяются аэродинамическими ка-
чествами впускной системы и относительными размерами проход-
ных сечений.
Аэродинамические потери по элементам впускной системы рас-
пределяются следующим образом: воздухоочиститель и карбю-
ратор 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 газо-
динамических явлений, происходящих в системе впуска. Для по-
лучения максимального наполнения кривошипная камера должна
быть закрыта поршнем, находящимся в ВМТ, по прошествии полу-
колебания впуска. Тогда процесс сжатия начнется с максимально
достигнутого давления заряда. Однако в конце впуска кривошип-
ная камера будет иметь уменьшенный заряд в связи с выбросом
части рабочей смеси.
Уменьшение давления и массы заряда будет связано с обрат-
ным выбросом из кривошипной камеры. При определенной про-
должительности фазы впуска максимальное давление в кривошип-
ной камере достигается, например, при 3900 мин-1, когда время
открытия впускного окна становится равным полупериоду колеба-
ния впуска. При дальнейшем увеличении частоты вращения ва-
ла уменьшается время открытия впускного окна, в результате
чего кривошипная камера закрывается до достижения в ней мак-
симального 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 кри-
вошипно-камерной продувкой, предлагаемых, например, фирмой
Ямаха, особенностью цилиндра является наличие наряду с ос-
новным двух дополнительных впускных окон, предназначенных
для улучшения наполнения картера топливовоздушной смесью
при движении поршня к ВМТ. Дополнительные окна рас-
положены на одном уровне с основным в зоне под продувочным
окном и соединены каналами с главной впускной полостью, иду-
щей 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 выпол-
няться вспомогательные впускные окна со стороны выпускных
31
Рис. 2.1. Двигатель с ОПК на впуске фир-
мы Ямаха
окон у направляющего устрой-
ства. Вспомогательные впускные
окна соединяют каналами с кри-
вошипной камерой, их выполняют
таким образом, чтобы подавать до-
полнительное количество топли-
вовоздушной смеси вверх и ра-
диально внутрь цилиндра.
Двигатели с ОПК на впуске и
усовершенствованной продувкой.
Основной причиной увеличенного
расхода топлива, а следовательно,
повышенной токсичности ОГ яв-
ляются потери значительной части
свежего заряда при впуске, про-
дувке 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 по-
казателей двигателей с ОПК на впуске на малых и средних часто-
тах вращения коленчатого вала идея применения ОПК нашла от-
ражение 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 крос-
совых мотоциклов фирмы Ямаха приведена в табл. 2.4.
32
2.4. Характеристика двигателей мотоциклов фирмы Ямаха с ОПК на впуске
Модель см® Ne, кВт П, МИН”* МКр, Н.м П, мии~* . о ь 3 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
DT125MX 123 10,3 6500 15,0 6500 4,2 7,2
KEX7ZD * 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-, -восьми-
лепестковые клапаны такой же формы — в корпусе прямоуголь-
ного сечения.
Эксплуатационные испытания мотоцикла «Ямаха KZ250» с дви-
гателем, снабженным резонансно-инерционной системой наддува
и впускным пластинчатым клапаном, по ездовому циклу пока-
зали, 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 пор-
шнем. Двигатель развивает мощность 41 кВт.
Фирма Пежо устанавливает лепестковые клапаны на двига-
тели мотовелосипедов и мопедов. Применение лепестковых клапанов
позволяет перейти к несимметричным фазам впуска. Для увеличе-
ния коэффициента т]0 наполнения обычно удлиняют фазу впуска.
Чтобы увеличить фазу впуска, необходимо уменьшить фазу сжа-
тия, т. е. получить несимметричную фазу впуска. В двухтактных
карбюраторных двигателях это достигается, с одной стороны,,
переходом к асимметричным фазам газораспределения, а с дру-
гой,— совершенствованием использования топливного заряда пу-
тем 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 зо-
лотника.
Сравнить несимметричную (мотоцикл «Ямаха 125-УЛ6») и
симметричную (мотоцикл М-105) фазы впуска двигателей объемом
2 В. М. Кондрашов и др. 33
Рис. 2.2. Схемы фаз впуска?
а в» 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 криво-
шипной камере, увеличивается коэффициент 1% наполнения,
а следовательно, мощность на малых и средних частотах п вра-
щения вала (кривая а). В этом случае двигатель с ОПК имеет
лучшие характеристики, чем двигатель с вращающимся золотни-
ком, который обусловливает более постоянную фазу впуска.
Применение ОПК на впуске является одним из наиболее сущест-
венных способов улучшения экономических и токсических пока-
зателей двигателей.
Так как установка ОПК во впускном канале или непосредст-
венно в картере не способствует повышению максимальной мощ-
ности двигателя, стремление увеличить мощность двигателя с ОПК
на впуске и на больших частотах вращения вала привело к усо-
вершенствованию систем наполнения и продувки. Например,
в двигателе, показанном на рис. 2.3, применен автоматический
пластинчатый клапан 3 во впускном канале 2. С впускным кана-
лом сообщается дополнительный канал 8 в стенке цилиндра 9,
расположенный на уровне продувочных окон 7. Через него в конце
продувки происходит частичное заполнение цилиндра свежим за-
рядом непосредственно из впускного канала.
Впускной канал с установленным в нем пластинчатым клапа-
ном 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 пере-
пускного (продувочного) канала 7, соединяющего подпоршневую
(кривошипную) и надпоршневую полости ДВС, может выполня-
ться дополнительный короткий продувочный канал 8, соединяю-
щий окно впуска смеси с надпоршневой полостью.
34
7
Рис. 2.3. Двигатель с усовершенство-
ванной системой наполнения и продув-
ки:
1 — карбюратор; 2 — впускной канал; 3 —
ОП К; 4 — впускное окно; 5 — окно в порш-
не; 6 — поршень; 7 — перепускной (проду-
вочный) канал; 8 — дополнительный про-
дувочный канал; 9 — цилиндр; 10 — кор-
пус ОПК: // — упругая пластина; 12 — ог-
раничитель
заряда невелика и процесс
образом. При работе ДВС на
Рис. 2.4. Система впуска двигателя с
резонатором и ОПК:
1 — впускной канал; 2 — резервуар (резо-
натор); 3 —труба; 4 — ОПК; 5 — впускное
окно
При работе ДВС на ча-
стичных 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 ка-
нал 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, происходя-
щих в газовоздушном тракте. Поэтому настройка системы впуска
(как и других систем) на определенную частоту колебаний путем
подбора размеров конструктивных элементов позволяет значи-
тельно повысить качество наполнения. Газодинамические про-
цессы 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) распростра-
нение обратной волны давления к карбюратору ограничивается
объемом резонатора. В результате подбора геометрических раз-
2*
35
Рис. 2.5. Двигатель с кривошипной ка-
мерой переменного объема
меров системы впуска удается обес-
печить хорошее наполнение в ши-
роком диапазоне изменения часто-
ты вращения вала двигателя.
Диапазон максимальной эф-
фективности системы зависит от
объема резонатора 2 и длины со-
единительной трубы 3. Такая си-
стема позволяет более точно ре-
гулировать состав топливовоз-
душной смеси, повысить мощ-
ность двигателя и снизить рас-
ход 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 посту-
плении 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 умень-
шением этого объема увеличивается степень сжатия в кривошип-
ной 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 уве-
личение 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.
36
Рис. 2.6. Двигатель с компрессорными
лопатками на кривошипе
Двигатель с кривошипной ка-
мерой (кривошип 4) переменного
объема (рис. 2.5) имеет впускной
канал 1, продувочные каналы 7,
сообщающие кривошипную ка-
меру 3 с камерой 8 сгорания, ка-
меру 6 для накопления топливо-
воздушной смеси, сообщающуюся
с камерой 3 через каналы 7, го-
раздо большего объема, чем объем
камеры 8, обратные клапаны 2 и
5, открывающиеся для прохода
смеси. Другой двухтактный ДВС
имеет впускную напорную ка-
меру, расположенную в нижней
части цилиндра двигателя. Упру-
гая мембрана, образующая одну
стенку этой камеры, зажата меж-
ду картером двигателя и цилин-
дром так, что другая сторона мем-
браны обращена в полость кар-
тера.
Двухтактный ДВС с компрессорными лопатками на кривошипе
характеризуется повышенным наполнением цилиндра и уменьшен-
ным перепуском свежей смеси в выпускной патрубок 4 (рис. 2.6).
Это достигается посредством дополнительной продувки, обеспечи-
ваемой 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 карбюра-
торных двигателях с петлевой продувкой являются сложными за-
дачами. В отличие от четырехтактных двигателей, в которых основ-
ная масса ОГ вытесняется из цилиндра поршнем, после чего сле-
дует наполнение цилиндра свежим зарядом, в двухтактных кар-
бюраторных ДВС очистка цилиндра производится свежей смесью.
Качественный процесс очистки и наполнения цилиндра воз-
можен только при достаточной энергии продувочных струй, кото-
рые должны преодолеть гидравлическое сопротивление продувоч-
ных 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.
37
СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ СИСТЕМЫ ПРОДУВКИ
Впуск в продувочные каналы. В цилиндре двухтактного дви-
гателя обычно выполняют два продувочных канала для подачи за-
ряда топливовоздушной смеси под давлением из кривошипной ка-
меры 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 проду-
вочный 4 каналы соединены дополнительным каналом 2. В допол-
нительном 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 под-
держивать сообщение между впускным каналом и подпоршневым
пространством или продувочным каналом при положении поршня
вблизи НМТ. Для этого в стенке поршня со стороны впуска преду-
сматривают 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 дви-
гателях 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 до-
полнительным 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 посту-
пает топливовоздушная смесь. Впускное окно 5 соединяет впуск-
ной канал 3 с кривошипной камерой при положении поршня
в ВМТ (рис. 2.8, г), а при поло-
жении поршня в НМТ (рис. 2.8, а)
соединяет кривошипную камеру через
перепускное окно 4 в стенке поршня.
Применение дополнительного про-
дувочного канала позволяет суще-
ственно улучшить характеристики
двигателя (рис. 2.9). Такая система
способствует дозарядке цилиндра ра-
бочей смесью и повышению мощности
двигателя. При этом также улучшает-
ся коэффициент приспособляемости
ДВС, так как повышается дозарядка
Рис. 2.7. Двигатель с ОПК между впускным и
продувочными каналами
38
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 мии~»; 2 — без ОПК, Ng шах = 21 кВт
при п = 6600 мни"1; 3 — с ОПК и дополнительным продувочным каналом, Ngmax •=
= 21 кВт при п = 7300 мии-1; 4 — о ОПК и дополнительным продувочным каналом,
wemax = 28 кВт ПРИ п “ 9200 мии-1
Рис. 2.10. Дополнительная система впуска в цилиндре двигателя
39
цилиндра при пониженной частоте. Координаты отверстий 4
(см. рис. 2.8) выбирают из расчета, чтобы впускной канал соеди-
нялся 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 / из
раздвоенного впускного канала в продувочный канал 4 регулиру-
ется автоматическим ОПК 2.
Основными преимуществами дополнительной системы впуска
являются высокая максимальная мощность и благоприятная за-
висимость крутящего момента двигателя. Достигается это благо-
даря тому, что свежая смесь поступает в пространство под порш-
нем 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 про-
дувочных каналов, причем сопротивление всасыванию в главном
впускном канале не повышается.
Продувочные каналы с ОПК, гидродиодами и резонирующими
полостями. Процесс очистки и наполнения цилиндра в значитель-
ной степени обусловлен предшествующим наполнением кривошип-
ной камеры и свободным выпуском ОГ. Поэтому при совершенст-
вовании процесса очистки и наполнения цилиндра важно учиты-
вать эту взаимосвязь.
Процесс очистки и наполнения можно разделить на характер-
ные периоды. Первый период, или период основного впуска, на-
чинается 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 дав-
ление в кривошипной камере меньше давления в цилиндре в этот
момент, или эффект Каденаси. При выбросе ОГ увеличивается со-
держание 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 конструк-
тивным 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 увеличе-
нием объема, освобождаемого поршнем. Продувочные окна в этот
момент еще закрыты или только начинают открываться. Волно-
вые явления, происходящие при этом в кривошипной камере, про-
дувочных каналах, цилиндре и выпускной системе важно исполь-
зовать таким образом, чтобы улучшить наполнение цилиндра све-
жим зарядом. Поэтому начало фазы продувки нужно выбирать
40
так, чтобы кинетическая энергия потока горючей смеси из кри-
вошипной 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 топли-
вовоздушной смеси в кривошипную камеру (на малых частотах),
когда кинетическая энергия потока смеси и давление в кривошип-
ной камере малы; дозарядка, переходящая в обратный выброс
(на средних частотах); дозарядка (на больших частотах). Кроме то-
го, в этот период имеет место прямой выброс, т. е. топливовоздуш-
ная смесь через открытое выпускное окно выталкивается в выпу-
скную систему. Прямой выброс в значительной степени за-
висит от организации продувки и конструкции продувочных
каналов.
Конструктивные изменения системы продувки двухтактных
карбюраторных ДВС позволяют уменьшить или устранить «за-
брос» ОГ и обратный выброс смеси в кривошипную камеру, а
также настроить систему продувки на наилучшее наполнение
цилиндра. Двухтактный карбюраторный ДВС с ОПК в продувоч-
ном канале имеет кривошипную камеру и цилиндр, сообщающиеся
между собой каналом. Клапанные устройства, расположенные на
входе и выходе продувочного канала, предотвращают прорыв по-
тока газов в кривошипную камеру и обеспечивают выход смеси
из картера.
Двухтактный бензиновый ДВС с кривошипно-камерной про-
дувкой (рис. 2.11) имеет улучшенную экономичность на малых на-
грузках. Для этого четыре продувочных окна 2 и 3 соединены
с картером отдельными каналами. Через два окна 2 (большей пло-
щади сечения) смесь подается в цилиндр только при больших на-
грузках, когда давление в кривошипной камере достаточно, чтобы
открылись клапаны /, установленные в этих продувочных каналах.
При этом через два продувочных окна 3 (меньшей площади сече-
ния) вся смесь подается в цилиндр 4 при работе на малых нагруз-
ках 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 кана-
лом имеется один или несколько продувочных каналов. Продувоч-
ный 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
направлении, значительно большее, чем в прямом), способст-
вует лучшему наполнению цилиндра. Такая конструкция
(рис. 2.12) включает сопло 3 для подачи воздуха, обращенное на
внутреннюю стенку 2 рабочего цилиндра 1; воздушную накопи-
тельную камеру 4, соединенную с соплом 3; канал 6 для сообще-
ния камеры 4 с полостью 7 картера двигателя; расширяющийся
патрубок 5, предназначенный для закручивания внутри камеры 4
топливовоздушной смеси, подводимой по каналу 6.
Гидродиоды в виде камеры особой формы помещают в канале
перед впускным или продувочным окном. Применение гидродио-
дов способствует улучшению подачи топливовоздушной смеси
в цилиндр ДВС в широком диапазоне частоты вращения п. Поток
смеси в прямом направлении проходит с незначительным поворо-
том, 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 Л4кр на
всех скоростных режимах. Испытания одноцилиндрового ДВС
(S/D — 42/58, Vb. ~ 111 см8) подтвердили, что применение вихре-
вых диодов в продувочных каналах приводит к увеличению
при полностью открытой дроссельной заслонке крутящего мо-
мента Л4кр на малых и больших частотах вращения и что харак-
теристика Л4кр = f (п) становится более пологой. Соответствую-
щее повышение мощности Ne на малых и больших частотах состав-
ляет около 20%.
Характер изменения давления в кривошипной камере свиде-
тельствует о значительном уменьшении обратного перетекания
42
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 проду-
вочных каналах не влияет.
Продувочные окна в цилиндре. Очевидно, что форма, размеры
и расположение продувочных окон оказывают большое влияние
на мощностные, экономические и токсические показатели двига-
телей.
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 обеспе-
чением больших проходов для газа с целью максимального сни-
жения сопротивления газовому потоку, т. е. определением опти-
мальных размеров продувочных и выпускных окон в зависимости
от типа и назначения двигателя. По результатам испытаний мак-
симальный коэффициент наполнения получен при высоте проду-
вочных окон 0,17<S 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 наполнения, возрастают потери топлива через
выпускную систему. Для снижения потерь топлива при газооб-
мене и использования его для зарядки цилиндра осуществляют
настройку выпускной системы.
Систему выпуска двухтактного карбюраторного ДВС, состоя-
щую 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, представляю-
щую собой акустический фильтр, выполненный в виде резонаторов.
Система выпуска оказывает большое влияние на крутящий
момент Л4кр и мощность IV е двигателя. На рис. 2.13 показаны кри-
вые изменения мощности Ne опытного двигателя рабочим объемом
125 см3 с выпускной системой (Ne = 8,8 кВт) и без выпуск-
ной 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 по-
ловине фазы продувки создавался невысокий вакуум, способствую-
43
п} мин
Рис. 2.13. Изменение мощности ЛГе опытного двигателя рабочим объемом 125 см3
в зависимости от частоты п вращения:
1 — с выпускной системой; 2 — без выпускной система
Рис, 2.14. Изменение избыточного давления р в выпускной системе у выпускного
окна во времени
а — благоприятное для газообмена; б — неблагоприятное для газообмена; I •— продувка;
II — выпуск
щий очистке цилиндра от ОГ. К моменту подхода продувочной сме-
си 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 бес-
препятственному выбросу горючей смеси через выпускное окно.
Таким образом, изменяя конструкцию и геометрические со-
отношения размеров элементов выпускной системы, можно обеспе-
чить благоприятный для газообмена характер колебания давления
у выпускного окна на определенном скоростном режиме, т. е.
настроить выпускную систему. Ниже приведены характерные кон-
структивные усовершенствования системы выпуска, обеспечиваю-
щие ее настройку на соответствующий скоростной режим и улуч-
шение 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 сооб-
щается с одной из двух выпускных систем двухцилиндрового дви-
гателя. 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 ци-
линдра, когда поршень закрывает окно. Отраженные волны сжа-
тия возвращаются к первому цилиндру непосредственно перед
закрытием окна этого цилиндра во время такта сжатия и увеличи-
вают коэффициент наполнения цилиндра горючей смесью.
44

Рис. 2.15. Двигатель с дополнительны-
ми выпускными окнами
В двухтактном двигателе
с дополнительными выпуск-
ными окнами 3 (рис. 2.15) по
бокам центрального выпуск-
ного окна 2 в стенке цилиндра
расположены четыре продувоч-
ных окна 1, 4 и два дополни-
тельных выпускных окна 3.
Дополнительные окна занимают
примерно 1/2 окружности сте-
нки цилиндра. Во впускном
канале 5 предусмотрен ОПК
или золотник.
Большое значение имеет
правильное определение раз-
меров продувочных и выпуск-
ных окон в зависимости от типа
двигателя и его назначения,
причем изменение высоты вы-
пускного окна более существе-
нно сказывается на работе
двигателя, поскольку при этом
изменяется продолжительность
фазы выпуска. Ширина вы-
пускного окна ограничена в свя-
зи с опасностью повреждения
поршневых колец о кромки
и утечкой свежей смеси. Практически максимальная угловая
ширина выпускного окна в серийных двигателях, по опреде-
лению фирмы Ямаха, не должна превышать 65°, а спортив-
ных 70°.
Высота выпускного окна определяется экспериментально,
причем установлено, что для высокооборотных серийных двига-
телей оптимальный угол опережения открытия выпуска состав-
ляет 80° поворота коленчатого вала до НМТ, а общая продолжи-
тельность фазы выпуска—до 200... 210 °, что приводит не
только к ощутимой потере полезного хода поршня и действитель-
ной степени сжатия, но и к быстрому уменьшению коэффициента т]0
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 на-
страивающимися «мощностной частью» глушителя и фазой вы-
пуска в зависимости от режима работы двигателя.
45
Рис. 2.16. Устройство выпускного трубопровода двигателя фирмы Кавасаки
Фирмой Кавасаки создано устройство выпускного трубопро-
вода для двухтактного двигателя (рис. 2.16). Устройство вклю-
чает: диффузор 2, у которого площадь поперечного сечения плавно
увеличивается в направлении потока ОГ; сужающуюся часть 3>
непосредственно или через расширительную камеру состыкован-
ную 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 1. 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 по-
вышения 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, от-
дельной 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 ста-
новится неустойчивой). Дополнительный выпуск позволяет по-
высить коэффициент наполнения, снизить давление конца сжа-
тия, а следовательно, улучшить удельные мощностные и эко-
номические показатели ДВС, повысить устойчивость его работы
и уменьшить токсичность ОГ.
Совершенствование системы выпуска наряду с выбором опти-
мальных размеров и конфигурации отдельных элементов требует
обеспечения оптимального время-сечения открытия выпускного
окна этой системы в зависимости от режима.
46
2.3. ДВИГАТЕЛИ С НЕПОСРЕДСТВЕННЫМ
ВПРЫСКИВАНИЕМ ТОПЛИВА
Улучшение равномерности распределения смеси по цилиндрам,
снижение сопротивления впускной системы при отсутствии кар-
бюратора, возможность организации продувки цилиндра и камеры
сгорания воздухом без потери топлива — вот что обусловливает
повышение г|0 и гц, а следовательно, удельной мощности двига-
теля с непосредственным впрыскиванием по сравнению с карбю-
раторным. Особенно это заметно для двигателей, работающих на
богатых смесях (а = 0,7 ... 0,8). В таких двигателях можно ис-
пользовать 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, по-
казанном 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 зажига-
ния, устанавливаемой внутри камеры.
В одном из двигателей имеются цилиндр 1 и вихревая ка-
мера 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 1 и здесь образуется обедненная
топливовоздушная смесь. С вихревой камерой 4 каналом 5 соеди-
нена камера 8 зажигания, в которой установлена вторая топливная
форсунка 6 и свеча 7 зажигания. При цикловой подаче топлива
Рис. 2.17. Двигатель с непосредствен-
ным впрыскиванием топлива
Рис. 2.18. Двигатель с вихревой каме-
рой сгорания и непосредственным
впрыскиванием топлива
47
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 осущест-
вляется сжатым воздухом и устанавливается такой угол опереже-
ния впрыскивания, при котором впрыскивание топлива происхо-
дит 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 си-
стемы впрыскивания обеспечиваются, когда топливо впрыски-
вается во впускной тракт на участке между дроссельной заслонкой
и впускным окном или непосредственно в цилиндр. Во втором слу-
чае форсунку устанавливают над верхней кромкой продувочного
окна, а топливо впрыскивают в поток первичного воздуха. Од-
нако в первом случае (впрыскивание во впускной канал) система
впрыскивания топлива не имеет преимуществ перед карбюратор-
ной 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 впры-
скивания топлива должны обладать минимальной инерцион-
ностью.
Проводятся исследования по применению импульсных систем
впрыскивания с электронным управлением электромагнитным кла-
паном 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 повы-
шается 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 ка-
налы, 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.
48
2.4. 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 смесе-
образования при подаче продувочного воздуха в цилиндр от-
дельно от топливовоздушной смеси. Существует довольно много
вариантов осуществления такого рабочего процесса как для одно-
цилиндровых, так и для двухцилиндровых двигателей.
Двухтактный одноцилиндровый двигатель (рис. 2.19) с про-
дувкой цилиндра воздухом имеет полость картера 8, которая со-
единена с камерой сгорания 2 каналом 7 и, по меньшей мере, еще
двумя продувочными каналами 3 и 4. В канал 7 выведен впуск-
ной 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 1 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 11 вниз. При этом топливовоздушная смесь отделена от
выпускного окна канала 1 слоем воздуха, препятствующего пере-
мешиванию смеси с ОГ и ее утечке через выпускное окно.
Исследования двигателя с искровым зажиганием (D = 85 мм;
S = 70 мм; е = 7,25; lVemax = 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, соот-
ветствующей его максимальной мощности, ge = 260 ... 300 г/(кВт-ч),
т. е. находится на уровне и даже
превосходит аналогичный показа-
тель четырехтактных карбюратор-
ных 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 конструктив-
ных варианта двухцилиндровых дви-
гателей с разделенным зарядом.
Рис. 2.19. Одноцилиндровый двигатель с по-
слойным смесеобразованием (с продувкой
воздухом)
49
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 1 большего рабочего объема (200 см3)
подается воздух, в то время как во вспомогательный цилиндр 3
(50 см3) из карбюратора 4 поступает обогащенная топливовоздуш-
ная смесь, состав которой зависит от соотношения рабочих объе-
мов 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 Мел «
« 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 эф-
фективность 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 1 и 2, кривошипные камеры 3
и 4, разделенные манжетой 5 (рис. 2.21). Самостоятельные впуск-
ные И и 12, продувочные 10 и выпускные 9 окна позволяют осу-
ществлять независимый газообмен в каждом цилиндре. На впуск-
50
Рис. 2,21. Двухцилиндровый двигатель с послойным распределением топлива
в заряде
A—A
ных каналах установлены карбюраторы 13 и 14 для индивиду-
ального 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 тан-
генциальным (рис. 2.21, б) каналом 7.
Рабочий процесс осуществляется следующим образом. В ци-
линдр 1 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 двига-
тель. На режимах, близких к режиму холостого хода, в цилиндр 2
поступает чистый воздух, по мере увеличения нагрузки на дви-
гатель 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; нечувствитель-
ность к октановому числу бензина; снижение токсичности ОГ
на 30 ... 50 %. Двигатель с послойным смесеобразованием и сгора-
нием обеспечивает достаточно высокие экономические показатели.
Дальнейшее его совершенствование может довести показатели ра-
боты (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 настоя-
щее время эти двигатели еще не получили широкого распростра-
нения.
2.5. СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ ТОПЛИВНЫХ СИСТЕМ
Низкая топливная экономичность и высокая токсичность ОГ
двухтактных карбюраторных ДВС являются в основном следст-
вием недостатка кислорода в процессе сгорания, что обусловлено
как регулировкой карбюратора (или топливной системы) на обо-
гащенную смесь, так и низким качеством смесеобразования (не-
однородность топливовоздушной смеси и неравномерность рас-
пределения 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 обед-
ненной 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 тех-
нического уровня создаваемых карбюраторов маломощных двух-
тактных ДВС с вертикальным или горизонтальным расположе-
нием коленчатого вала. На таких двигателях применяют простые
и невысокой стоимости карбюраторы. Карбюраторы действуют по
принципу распыления топлива в потоке воздуха, который заса-
сывается через него в цилиндр двигателя.
Простейший мотоциклетный карбюратор имеет поплавковую
и смесительную камеры. Поплавковая камера служит для под-
держания постоянного уровня топлива в карбюраторе, смеситель-
ная — для приготовления горючей смеси. Схемы работы всех
применяемых на мотоциклах карбюраторов идентичны, однако
конструкции их значительно отличаются между собой. Карбюра-
торы изготовляют с плоскими дроссельными заслонками, которые
в настоящее время применяют на всех отечественных мотоциклах,
снегоходах и других устройствах, и с цилиндрическими дроссель-
ными заслонками, используемыми на зарубежных мотоциклах
(рис. 2.22). Отличаются карбюраторы также расположением по-
плавковой 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 и 3 — регулировочные ввиты
соответственно количества и качества; 4 — жиклер
холостого хода
или о 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 карбюра-
торы с цилиндрической дроссельной
заслонкой с центральным или боковым
расположением поплавковой камеры.
Карбюраторы ЙИКОВ с поплавковой
камерой обеспечивают достаточно точное
регулирование уровня топлива, но тре-
буют 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, от-
ключающих 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 ис-
следования 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 ре-
жимах торможения, ускорения и холостого хода возможно прове-
дением следующих мероприятий:
применением щитков или удлиненных трубок для отвода топ-
лива из топливного отверстия холостого хода к середине смеситель-
ной камеры;
размещение промежуточных камер в системе холостого хода
карбюратора;
использование дроссельных заслонок с отверстиями или про-
резями, через которые воздух с большой скоростью поступает в
зону топливного отверстия холостого хода и улучшает смесеобра-
зование;
установкой за дроссельной заслонкой специальной насадки
Вентури, через которую при закрытой дроссельной заслонке про-
ходит 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 необходи-
мого состава топливовоздушной смеси, улучшающего смесеобра-
53
зование и повышающего топливную экономичность. Первое на-
правление достигается следующими мероприятиями: выполне-
нием дополнительных (обводных) каналов в корпусе карбюратора;
установкой дополнительных распылителей, вихревых камер, эмуль-
сионных камер; применением дозирующей иглы с дополнитель-
ными пазами, отверстиями, каналами; оптимизацией расположе-
ния, размеров, формы элементов карбюратора. Второе направле-
ние обеспечивается следующим: использованием ограничительных
элементов, определяющих точность установки регулировочного
винта и предотвращающих его проворот (уступов, упоров, бур-
тиков, колпачков с фиксаторами); применением в карбюраторах
элементов, обеспечивающих регулирование подачи топлива (демп-
феров, пластинчатых пружин, датчиков, реле).
3. РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ДВИГАТЕЛЕЙ
Исследования рабочего процесса двухтактных карбюраторных
ДВС, их доводка до настоящего времени носят в основном экспе-
риментальный характер. Большое число факторов, которые необ-
ходимо учитывать, даже при двухуровневом математическом пла-
нировании, обусловливает необходимость проведения тысячи экс-
периментов. Сократить затраты на исследования опытных двига-
телей и глубже изучить процессы, протекающие в двигателе, можно
применением расчетных математических методов, проводимых
с помощью быстродействующих ЭВМ.
3.1. ОСОБЕННОСТИ ГАЗООБМЕНА ДВИГАТЕЛЕЙ,
ОПРЕДЕЛЯЮЩИЕ ТРЕБОВАНИЯ К РАСЧЕТНЫМ
МЕТОДАМ
Газообмен в двухтактном двигателе характеризуется отсут-
ствием 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 определя-
ется низким коэффициентом <р0 избытка продувочной смеси. С уве-
личением избытка продувочной смеси и улучшением работы криво-
шипной камеры уменьшается коэффициент т]и использования смеси
и повышается удельный расход ge топлива.
Фазы газораспределения двухтактных ДВС симметричны отно-
сительно мертвых точек (рис. 3.1, а) в отличие от четырехтактных
двигателей (рис. 3.1, б). Газообмен двухтактных ДВС очень чув-
ствителен 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 ско-
ростные характеристики. Удельные мощности двигателей высокие,
но скоростной рабочий диапазон их узкий. При отклонении от оп-
55
Рис. 3.1. Фазы газораспределения ДВС (авп, ®вып и ап— коэффициенты потерян-
ного объема соответственно впуска, выпуска и перепуска: <рвп, фвып и Фп — фазы
газораспределения; X — отношение радиуса крнвошнпа к длине шатуна):
а — двухтактного; б — четырехтактного
тимальной частоты п вращения коленчатого вала удельный рас-
ход ge топлива резко увеличивается. При понижении частоты вра-
щения коленчатого вала газодинамические явления во впускной
трубе приводят к обогащению смеси, при повышении частоты вра-
щения 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° = ^[рКа(₽ + 1—авп) —ДкьСР+Пп)], (3.1)
где То и р0 — соответственно температура и давление окружаю-
щей среды; Тк — средняя температура газа в кривошипной ка-
мере; рка и ркЬ — давление в кривошипной камере в момент
закрытия соответственно впускного и перепускных окон; р =
— vK0/vh — коэффициент неиспользуемого объема кривошипной
камеры; овп и оп — коэффициенты потерянного объема соответ-
ственно 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 сгора-
ния в продувочные каналы в начале периода продувки умень-
шают КПД двигателя, однако в зависимости от конкретных усло-
вий 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; рп н рк —
давление соответственно в цилнвдре и
в кривошипной камере):
I — впуск; II выпуск; III — перепуск
ния давления в тракте газо-
обмена; сильное влияние гео-
метрии органов газообмена на
протекание процессов в двига-
теле; тесная взаимосвязь между
процессами в разных системах;
большая вероятность обратных
течений газа через окна; рас-
слоение газа в каналах; смеши-
вание продуктов сгорания со
фициент избытка продувочной смеси. Возможность учета всех
наиболее существенных процессов в их взаимосвязи допустима
только с помощью математического моделирования.
3.2. МАТЕМАТИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ ПРОЦЕССА
При моделировании на ЭВМ необходимый объем быстродейст-
вующей памяти и затраты машинного времени зависят от слож-
ности 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, происходя-
щие в двигателе. Вопрос о приемлемости тех или иных допуще-
ний необходимо решать в зависимости от поставленной цели.
Процессы, связанные с движением газа в проточных органах
ДВС, описываются системой дифференциальных уравнений трех-
мерного неустановившегося движения сжимаемой жидкости. Эта
система, однако, для применения в математической модели ДВС
слишком сложна. Расчеты газообмена ДВС базируются на следую-
щих основных положениях и допущениях, полученных в резуль-
тате 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 mi —
масса содержащейся в ней чистой топливовоздушной смеси;
процессы в цилиндре, кривошипной камере, объемах глушите-
лей рассматриваются квазистационарно с однородным наполне-
нием их;
движение газа в трубах аппроксимируется уравнениями одно-
мерного неустановившегося течения сжимаемой жидкости. Осо-
57
Рис. 3.3. Модель процесса двигателя
бенности двухтактных карбюраторных ДВС обусловливают необ-
ходимость 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 сопротивле-
нием.
В соответствии с этими положениями получена модель процес-
сов 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, рез-
кие изменения сечения трубы, концы труб, разветвления в трубах).
При необходимости модель может быть дополнена расчетами ток-
сичности, уровня шума, движения клапана и т. д.
МОДЕЛЬ ОБЪЕМА
Рассмотрим задачу об изменении параметров газа в сосуде
(объеме) переменного объема при наличии теплообмена со стен-
ками, выделении теплоты сгорания, изменении массы и состава
газа вследствие втекания или истечения его из сосуда. При харак-
терных 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 (те) = iBnd»iBn — /вып dmsaa — pdv-\- dq\ (3.2)
массы
dm — dm^ii dm^^n
(3.3)
58
и чистоты смеси
dX — -jjj- [Л«вп d/тГвп (^<вып dutBbin] dlcr, (3-4)
где т — масса; е — удельная внутренняя энергия; i — удельная
полная энтальпия; v — объем; q — удельное количество теплоты,
подводимой к газу.
Коэффициент избытка воздуха определяется течением воздуха
во впускной трубе и моделью карбюратора. В первом приближе-
нии 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):
т _ [(^вп — е) ^твп — (^вып — е) — pdv dq] _____
т [сог (си — cvr) X]
____(cpi — сот) 7 dk
сог 4~ (со1 — Сог) ’
где с01 и сот — удельная теплоемкость соответственно свежей
смеси и продуктов горения при постоянном объеме.
Массы втекающего и вытекающего газа определяются на ос-
нове плотности потока th (up), модели местного сопротивления и
площади проходного сечения окон Fef — pF = uF^vT:
dm = Fefth dt, (3.7)
где p — коэффициент расхода; Fmav — максимальная площадь
проходного сечения; Т — относительное проходное сечение окон.
Количество теплоты, подводимой к газу, складывается из теп-
лоты сгорания (цилиндр) dgor и количества теплоты, переданной
при теплообмене: dqcrldq = dqcr + dgCT. Количество выделяемой
при сгорании теплоты определяется низшей теплотой сгорания На
топлива, цикловым расходом топлива и качеством сгорания.
Математические модели процесса горения в двигателях с при-
нудительным воспламенением можно разделить на две группы:
термодинамические и турбулентные. В термодинамических моде-
лях процесс горения в цилиндре двигателя описывается законом
выделения теплоты. Модели с двумя-тремя эмпирическими пара-
метрами в применении просты, но при этом не позволяют учиты-
вать явно особенности двигателя, в том числе геометрию камеры
сгорания.
Турбулентные модели позволяют учитывать большое число
влияющих на процесс горения факторов и являются более совре-
менными. Однако ввиду сложности турбулентных моделей в прак-
тических 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 про-
стых законах. По данным некоторых исследователей (Д. Шэнмец-
лера и др.), применение в законе Вибе постоянных параметров обу-
словливает погрешности расчета индикаторных диаграмм. Анализ,
проведенный автором, показал, что у двухтактных карбюратор-
ных ДВС эти погрешности влияют на качество моделирования ин-
тегральных показателей относительно слабо. Однако при созда-
нии модели токсичности необходимо параметры закона Вибе свя-
зывать с составом смеси и режимом работы двигателя.
Количество теплоты, выделяющейся на единицу массы рабочей
смеси за цикл,
<7ц = (1 + Уг)(1 + «НвЬ») ’ (3'8)
где % — коэффициент выделения теплоты; уг — коэффициент ос-
таточных газов; рв — молярная масса воздуха; Lo — теоретиче-
ски необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива.
Коэффициент выделения теплоты % учитывает потери, обуслов-
ленные химической неполнотой сгорания, и дополнительные по-
тери, связанные с диссоциацией, гетерогенностью смеси, наличием
пристеночного слоя и т. д. Закон выделения теплоты
= (3.9)
где Отц — масса рабочей смеси в цилиндре.
Доля выгоревшего топлива, определяемая законом Вибе,
х = 1 - ехр[—С (ф/ф/1*1], (ЗЛО)
где С — коэффициент потерь; ф — угол поворота коленчатого
вала с момента зажигания; ф2 — продолжительность сгорания;
т — показатель характера горения.
Задавшись долей топлива, сгоревшего за период горения, xz =
= 0,95, получим коэффициент потерь С = 3.
Теплообмен со стенками рассчитывают по формуле Ньютона.
Теплообменные поверхности целесообразно разделить на две груп-
пы: постоянные по площади и переменные. Это позволяет учиты-
вать различие их температур. Средняя температура стенок в каж-
дой группе считается постоянной во время цикла; она может быть
уточнена из теплового баланса.
Большинство эмпирических формул для определения коэффи-
циента теплоотдачи в цилиндре связано с конкретным двигателем
и его рабочим режимом. Так как результаты исследования теп-
лообмена в цилиндре двухтактных карбюраторных двигателей
практически отсутствуют, то целесообразно базироваться на кри-
во
териальном уравнении Nu = cRe0'8. Г. Вошни показал, что пред-
ложенная им формула для коэффициента аст теплоотдачи имеет
довольно широкий диапазон применимости — от дизелей до бы-
строходных карбюраторных двигателей. Для практического ис-
пользования формулы необходимо знать скорость движения газа
в объеме. Разные исследователи связывают ее со средней или мгно-
венной скоростью поршня, со скоростью горения топлива. Однако
эти связи чисто эмпирические и относятся к конкретным двига-
телям.
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—Кин-
да достаточно хорошо аппроксимирует тенденцию изменения коэф-
фициента теплоотдачи в зависимости от режима работы двигателя
(если только не требуется исследовать раздельно влияние давле-
ния р и температуры Т):
аст = а0 (рТ)0,5 ей0,33» (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,
db0I, = — j _Дг/ро- dx> (3-12)
где Ро — коэффициент молекулярного изменения состава горю-
чей 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 мо-
делирование продувки цилиндра требует больше внимания. Ка-
чество продувки характеризует КПД продувки
tls = 4- тг) (3.13)
и коэффициент использования продувочной смеси
Пи = П»/фо = / J Kadtna, (3.14)
где /Пт — масса свежей смеси в цилиндре; тг — масса продуктов
горения в цилиндре; /пц — масса рабочей смеси в цилиндре; —
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. Ката-
ока и др., однако в настоящее время еще отсутствуют модели
продувки, допускающие расчетное моделирование процесса во
61
Рис. 3.4. Трехстадийиая модель продувки (Т^ып
и ХВЬ1П — 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 экспе-
риментов достигается применением поправочных коэффициентов.
Разработаны методы моделирования продувки, допускающие
возможность явного учета смешивания, вытеснения и прямого пе-
ретекания 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 исследова-
ния двигателей следует направить на уточнение физической мо-
дели продувки.
Принятая в законах продувки независимая переменная — те-
кущее значение коэффициента избытка продувочной смеси <р0 —
не позволяет с достаточной степенью точности моделировать влия-
ние смежных систем двигателя на результаты продувки цилиндра.
Сравнительный анализ результатов экспериментальных исследо-
ваний 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 (по-
слойное вытеснение). В третьей стадии (Хд > Хц2) из цилиндра
вытекают продукты полного и мгновенного смешивания. Проме-
жуточной стадией обеспечивается переход от послойного вытесне-
ния к полному перемешиванию. Законом продувки, приведенным
ниже, определяются параметры выпускных газов в зависимостц
от чистоты Хд и средней температуры газа в цилиндре Тц:
^ВЫП— ^'ВЫп(^'ц)> ^ВЫП----------- (^ц, Тд). (3.15)
Параметрами закона являются точки перехода между ста-
диями (ХЦ1 и Хд2).
Так как структура уравнений не зависит от масштабов пере-
менных, 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/ап — скорость звука;
Со ~ Со/Соо — изохорная теплоемкость;
62
FCT = FCT7Fn — площадь стенок}
^max = — максимальная площадь проходного сечения
окон;
I = ф'о —- полная энтальпия!
М = m'KVhPo} — масса}
М = т/(аоро) — плотность потока}
Р = р/р0 — давление}
Qcr — Hw’l(ap0T0) — теплота сгорания топлива}
R = R/Ro — газовая постоянная,
Sh = aetper/S — число Струхаля,
St = ао/(сроро<7о) — число Стантона,
Т = Т/То — температура,
V = o/Vh — объем,
2 = t/iper — время,
Zz = <р2/360 — продолжительность сгорания,
Ze = ie/tPer —время, соответствующее моменту зажигания,
аст = аст/а0 — коэффициент теплопередачи,
Р = Р/Ро — плотность.
Здесь Fn = aD2/4 — площадь поршня; tper — 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:
dT — мсо |3^вп CDT)dMBn (fe/вып CDT)dMBbm —
- (k - 1) + аст (Л,т (Тст - Т)) St k ShdZ +
। xMdxfeQcr ”| T (Col Cvr) Ju.
Ф (l+Vr)(l+<W-o) J cB
dMR = dMBn - dM вып; dM = p.YFmaxM Sh dZ;
1 (3.16)
~ ~M ((^ВП (^вып M ^вып!
- Ф0 4-?r/₽o)d^;
^вып = ^вып (^д)> ВЫП = TВЫП (^Ц> Тц);
аст = (PT)0’6 Sh-0’33; Р = ^7;
Для определения перемещения поршня, объема цилиндра и
кривошипной камеры, свободных сечений окон и других величин
применяют известные геометрические и кинематические соотно-
шения.
63
Решение системы уравнений (3.16J сводится к численному ин-
тегрированию обыкновенных дифференциальных уравнений перво-
го порядка. Из литературных источников известно, что при ре-
шении 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, опре-
деляемый моделью трубы, не превышает 0,02 ... 0,1 м/с (0,5 ... 2°
поворота коленчатого вала), что при применении усовершенство-
ванного метода Эйлера—Коши обеспечивает приемлемую точность
и для модели объема.
Методы более высокого порядка ввиду прерывности высших
производных менее эффективны. Однако для обеспечения стабиль-
ности расчета и точности аппроксимации допустимость шага рас-
чета 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 сопро-
тивления и уточняют вектор Р.
Расчет на первом цикле начинают с предварительно выбран-
ных данных. Для последующих циклов эти данные уточняют на ос-
новании предыдущих циклов. Целесообразен выбор начальных
данных нового цикла на базе конечных параметров двух предыду-
щих 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 попе-
речным 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 турбу-
лентный режим течения, коэффициентом Кориолиса можно прене-
бречь. Тогда можно предположить, что все параметры газа зависят
только от двух независимых переменных: от координаты х и вре-
мени 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 пара-
метры газа в заданной пространственной области, для модели трубы
естественно выбрать переменные, которые связаны с неподвиж-
64
ними 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 перепуск-
ных системах двигателя. Возникающие в расчетах интерполяцион-
ные погрешности при применении эйлеровых переменных можно
уменьшить, если применить уравнения движения газа в пред-
ставлении 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 карбю-
раторных ДВС неприменима.
Система уравнений одномерного неустановившегося движения
газа в представлении Эйлера применена Г. Зайфертом, М. Г. Круг-
ловым и др. С учетом особенностей двухтактных двигателей, ба-
ланса чистоты газа система уравнений модели трубы имеет вид
dt ' р дх d 2 ’
1 dp ди _ и dF
р dt ' дх f дх ’
dp _ , р dp _
Dt р dt
(3.17)
- р1)(г--7згС -ргТ
где и — скорость газа; d — диаметр трубы; F = nd2/4; k
= ср/с0; аст — коэффициент теплоотдачи; Тст — температура сте-
нок; % — чистота газа; с,— коэффициент трения.
Дополняя систему уравнением состояния идеального газа и
формулами для коэффициента теплоотдачи и трения, получаем зам-
кнутую 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 газо-
обмена 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^-p-Ll^i-dx. (3.18)
Сжимаемость при режимах течения, характерных для трубо-
проводов двигателей, на трение почти не влияет. Практически
3 В. М. Кондрашов и др, ^5
при моделировании можно использовать постоянный коэффициент
трения, определяемый только в зависимости от относительной
шероховатости поверхности трубы.
Тепловой поток между газом и стеной считается пропорцио-
нальным разности температур: qCT = аст (Тст— Т). Как показал
анализ, для двухтактных карбюраторных ДВС нельзя пренебре-
гать зависимостью коэффициента теплоотдачи от режима течения:
0,8 —0>8гр*~0»5 /п 1 л\
оСрт — ccgU р Т • (3.19)
С переходом на базразмерные переменные система уравнений
(3.17) модели трубы принимает вид
dU , Sh ,, д . Sh дР t Г \UIU
1 dp Sh U др Sh dU 2Sh U dd .
р dZ + L р дХ + L дХ ~ L d dX ’
^[(^ + 7^)^ +
+ т^[(^+м^н^)р«'] =
_ 4g St Sh _ , P \
— «, i aCT« 11 ci — I >
K 1 \ p/< /
д'/. , Sh дХ „
~dZ~ ' ~~dX ~ U’
(3.20)
Здесь приняты следующие безразмерные переменные и постоянные:
U = и/а0 — скорость газа; L = 1/S — длина трубы; X = х/1 —
пространственная координата; d = d/D — диаметр трубы; Е =
= е/е0 — удельная внутренняя энергия; £ = S/D — отношение
диаметра цилиндра к ходу поршня; I — 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 пока-
зал, что энтропию целесообразно ввести в дифференциальные урав-
нения через экспоненциальную функцию w = exp (s/(2cp)).
Система дифференциальных уравнений (3.17) относится к груп-
пе квазилинейных дифференциальных уравнений и частных про-
изводных. Характеристики системы вещественные и некратные, что
является необходимым условием для классификации ее как гипер-
болической системы уравнений:
^-характеристика dx = udt;
«-характеристика dx = (и + a) dt\
^-характеристика dx = (u — a) dt,
где а = yf (‘IpOs = 'р' ~ СК0Р0СтЬ звука.
66
(3.21)
Из теории уравнений математической физики известно, что
в гиперболической системе уравнений можно применить перемен-
ные, имеющие производные только по одной характеристике. При
плоскосимметричном гомоэнтропийном течении газа эти перемен-
ные становятся постоянными (инварианты Римана). Для системы
(3.20) они изменяются и их можно называть или квазиинвариан-
тами, или переменными Римана. Переменными (квазиинвариан-
тами) траектории (^-характеристика) выбираем чистоту газа X
и функцию энтропии W = w/w0. Новые переменные для двух ос-
тальных характеристик определяем как
а = р = Я-Ц-А, (3.22)
где А = а/а0.
После введения новых переменных система (3.20) принимает вид
Г dXo = (£/+ A)(Sh/L)dZ;
(da = dRis — d/?td — dRi^ 4~ dRiq,
Г dXp =((/-A)(Sh/L)dZ;
t dp = dRis — dRid H-d#4 + dRiQ; (3 23)
dXK = USh/LdZ-,
w =
dX = 0,
где a^k-^U + A-, p = ^t/4-A; dRi^~dW;
dRid = (k-\)-^--^-^-dZ\ d/^-A^LA^ShdZ;
dRiq = .Ar1)3, sh k । us । + . 7a^/k-r (tct - -O dz.
4 4Ad b 1 1 1 k — 1 (д/дг*)2^-1 \ r ;J
Система содержит условия совместимости по трем характери-
стикам — а, р и X. Для упрощения расчетов иногда пренебрегают
изменением энтропии частиц, т. е. для Х-характеристик принимают
' dW \
{.'dZ' К ~ 0- Исследования, проведенные с помощью ЭВМ, пока-
зали, 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.
3* 67
Линеаризацией системы уравнений А. Пишингер, К. Гофман,
М. Лейкер и другие разработали методы расчета газообмена в двух-
тактных 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 пре-
небречь газодинамическими явлениями в трубах. По данным
Р. Бенсона, волновыми явлениями в трубах нельзя пренебрегать,
если ShT 0,01 ... 0,015. Простые расчеты показали, что у двух-
тактных ДВС 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 ка-
налах (через поршни) ShT 0,009, что позволяет принять течение
газа в них квазистационарным. Для уточнения модели можно при-
менить методы, учитывающие инерционные явления.
Система уравнений модели трубы, в принципе, интегрируема,
но ввиду нелинейности системы решение может иметь разрывы.
Из существующих методов решения квазилинейных гиперболиче-
ских систем уравнений в представлении Эйлера наиболее перспек-
тивным является метод Лакса—Вендроффа. Основным преимуще-
ством метода является то, что и в случае использования переменных
Эйлера он обладает точностью второго порядка. Метод дает ста-
бильные решения и при довольно значительных амплитудах дав-
ления. 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—Венд-
роффа особых преимуществ не имеет.
Наиболее часто в расчетах процессов газообмена в ДВС ис-
пользовали метод характеристик. М. Г. Кругловым и Г. Зайфертом
метод Массо применен к ДВС. В связи с отсутствием сглаживаю-
щего действия в программах должны быть алгоритмы, учиты-
вающие все возможные особенности течения. Сложна и логика
совместного расчета с моделью сопротивления, особенно при при-
менении нескольких труб и резервуаров. Р. Бенсоном на основе
метода Хартре разработан алгоритм решения системы дифферен-
циальных уравнений гомоэнтропийного одномерного движения
газа в прямоугольной сетке Эйлера. Впоследствии метод Хартре—
Бенсона использовали и другие исследователи.
Система уравнений модели трубы двухтактного двигателя мо-
жет быть решена методом Хартре—Бенсона. Однако схема рас-
чета должна быть дополнена расчетом третьего семейства характе-
ристик (траектории). Сетка образуется с постоянным шагом. Для
того чтобы начала характеристик а и р, проходящих через точку
на новом временном уровне Р1,^1, можно было определить интерпо-
68
3.5. Схема Хартре--Бенсона
Рис. 3.6. Двухшаговая схема
чяцией соседних точек pl и р{+] (рис. 3.5), число Куранта
'.о == (А + | U |) AZ/ДХ должно быть меньше единицы.
Разностные уравнения получаются заменой дифференциала
з дифференциальных уравнениях системы (3.23) на соответствую-
щие конечные разности. Ввиду несовпадения областей влияния си-
стем дифференциальных и разностных уравнений на рассчитывае-
мую точку влияют и точки, которые находятся вне области ее за-
висимости. В результате становится возможным проведение сквоз-
ного расчета без учета особенностей течения. Вместе с тем интер-
поляционные погрешности (достигают 30 %) не допускают модифи-
цировать схему Хартре—Бенсона простым добавлением характе-
ристик третьего семейства.
Для снижения погрешности разработан и проверен метод рас-
чета в двухшаговой сетке Эйлера (рис. 3.6). В узлах I основной
сетки определены квазиинварианты Римана характеристик двух
семейств (а и (3), а в узлах т сетки с уменьшенным шагом &ХК ~
-- ДХ/2 — квазиинварианты Римана характеристик третьего се-
мейства (к и W). Расчеты на ЭВМ показали существенное сниже-
ние погрешностей интерполяции при двухкратном уменьшении
шага 1-сетки по сравнению с шагом основной сетки. Дальнейшее
уменьшение шага %-сетки точности аппроксимации не повышало.
Опыты решения с помощью ЭВМ показали, что аппроксимация
дифференциальных уравнений является нестабильной, если энтро-
пию при расчете характеристики двух первых семейств интерполи-
ровать в Z-сетке, а остальные величины в основной. Оказалось,
что для получения стабильной схемы нужно использовать Л-сетку
для исключения слишком интенсивного сглаживания поверхност-
ных разрывов. При расчете квазиинвариантов на характеристиках
двух первых семейств энтропию следует интерполировать из ос-
новной сетки.
В начале расширяющегося конуса выпускной трубы двигателя
возможно возникновение сверхзвуковой скорости, что ведет к не-
стабильности расчета в сетке Эйлера. Практически ввиду сглажи-
вающего действия разностной схемы возможность получения сверх-
звуковой расчетной скорости и разрывов снижена. Диссипативные
69
члены в уравнениях также увеличивают запас стабильности рас-1
чета. Усилению эффекта сглаживания способствует уменьшение!
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 про-
странственными шагами в разных трубах. С изменением режимов
работы двигателя оптимальное соотношение несколько изменяется.
Для обеспечения стабильности расчета число узлов в самой корот-
кой трубе не должно быть меньше пяти. Короткие трубы (особенно
продувочные каналы) обусловливают настолько малые шаги сетки,
что с увеличением числа узлов точность аппроксимации существен-
но не повышается.
МОДЕЛЬ МЕСТНОГО СОПРОТИВЛЕНИЯ
Из всех местных сопротивлений, учитываемых при математиче-
ском 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 со-
противление 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 мест-
ным сопротивлением, по сравнению с изменением их во времени
больше, т. е. члены с производными по времени в дифференциаль-
ных уравнениях относительно малы по сравнению с членами, со-
держащими производные по пространственной координате. Пред-
положение о квазистационарности тем больше соответствует дей-
ствительности, 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 [(Ri^,
arWR/(aRwT)] (условие совместности на первичной характери-
стике); кривой 1, характеризующей течение через дроссель под
действием разности параметров состояния UT (ц, ¥, pr/pR).
На схеме можно выделить следующие зоны:
1) отсутствия течения газа (давление в трубе равно давлению
в связанном с трубой объеме рт : pTlpR == 1);
2) истечения газа из трубы, когда pr!pR > 1.
3) 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 пото-
ка в трубу
Когда скорость в минималь-
ном сечении равна скорости
звука, в трубе может возник-
нуть сверхзвуковое течение.
Модель течения через местное
сопротивление можно создать,
базируясь на следующих реко-
мендациях И. А. Чарного: в
первой части потока, в напра-
влении течения до минимального по площади Fd сечения, предпола
гается ускоренное изоэнтропийное течение; от минимального сече-
ния до сечения с одномерным течением или до смешивания с на-
полнением объема течение происходит с увеличением энтропии.
Все потери, связанные с преодолением местного сопротивле-
ния, сводятся при такой постановке к потерям при расширении га-
за. Влияние местного сопротивления на течение в трубах можно
оценить с помощью эффективной площади Fef проходного сече-
ния, которая при принятой физической модели определяется через
площадь Fa сечения местного сопротивления и коэффициент р, рас-
хода: Fef = ц/Д.
Истечение из цилиндра через боковое окно исследовали Р. Ми-
зес, В. Вильхельм, К. Комотори и Э. Нидемайер, а влияние на
пропускную способность окон сжимаемости газа и режима тече-
ния — 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 рас-
чета значения коэффициентов расхода можно в настоящее время
находить только экспериментально. Дальнейших исследований
требует изучение влияния нестапионарности течения на пропуск-
ную способность окон, так как имеющиеся в литературных источ-
никах 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 трубо-
проводе, местные сопротивления можно группировать следующим
образом: 1) место соединения двух трубопроводов; 2) место выхода
газа из трубы в объем; 3) место входа газа из объема в трубу. Наи-
более важными при моделировании процесса двухтактного дви-
гателя 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
Рис. 3.S. Схема истечения газа из цилиндра в трубу
давление в потоке уменьшается от давле-
ния pR в объеме до минимального ра в
минимальном сечении площадью Fd по-
тока. 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 эн-
тропии (wT) на начальном участке
трубы.
На докритическом режиме истечения давление ра в минималь-
ном сечении определяется давлением рт в трубе pd = Рт!вр, а
степень <зр восстановления давления находится из уравнения им-
пульсов. При сверхкритическом режиме истечения поток на неко-
тором отрезке трубы расширяется (точка с, рис. 3.10). В даль-
нейшем расширение сопровождается скачком или системой скач-
ков с увеличением энтропии и переходом в дозвуковой режим те-
чения. Параметры газа после скачка (скачков) должны соответ-
ствовать 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 тече-
ния газа из объема в трубу описывается уравнением
„2 2
аТ , UT aR
k — 1 + 2 Т=Т
- 0,
(3.24)
где ат и иг — соответственно акустическая и массовая скорость
в трубе; aR — акустическая скорость в объеме. Если
ат/ав w„ , / о
(fe-D/(2feT > ]/ Т+Т ’ (3.25)
о J
то имеет место докритический режим течения и систему дополняют
уравнениями
Рис. 3.9. (5-диаграмма докригического
истечения газа в трубу
72
Рис. 3.10 (.ч-диаграмма сверхкритиче-
СКОГО истечения газа в трубу
Рис. 3.11. is-днаграмма докритическо-
го истечения газа из трубы
*
I
а™
к-1
Рнс. 3.12. w-диаграмма сверхкритнче-
ского истечения газа из трубы

(^д)\ 2 ~ %
иг— pV 1/ £~2-j < — Op

1 - kM r
(3.26)
2
— 1
= О,
vp$wT 1шй—функция энтропии соответственно в трубе и в объеме.
В случае сверхкритического режима истечения систему (3.26)
заменяют уравнением
„г ( 2 \ !/(*-!)
k~
2/(fe-l)
О. (3.27)
При истечении из трубы (если рт > рп или ат > aRwTtwR)
в объеме образуется около конца трубы зона с параметрами, оп-
ределяемыми 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
а т А + 1 / ШТ
Г7Л + ~ > 2(fe-l)~ \ wR Ur
в минимальном сечении местного сопротивления поддерживаетсд
давление такое же, как в объеме (ра = pR, рис. 3.11), и скорость
истечения газа из трубы определяется уравнением
aTwR \4/(Ь-1) / wR \2
aRwT I и2 а2
W-----------= <3-29)
При сверхкритическом режиме истечения в минимальном се-
чении местного сопротивления возникает критическая скорость
(число Маха M<j = ил1ал = 1) и скорость газа в трубе определяется
уравнением (рис. 3.12)
2
иТаТ
(3.28)
«Г
k — 1 2 ат
2(^(^^+г414)2',‘+" 2(‘ + ” ’ t +
О. (3.30)
73
Режим течения газа через местное сопротивление влияет на пара-
метры газа в объемах через плотность потока
и полную энтальпию
th = up
2 2
аТ иТ
(3.31)
(3.32)
С переходом на безразмерные переменные полная система урав-
нений модели местного сопротивления имеет вид:
при
ArWt .
Г" Гд •
Л 'р
ПРИ г=1~
П2 /ЛГГд\4/(*-0
2 (цТ)2
в другом случае
ит /
2
2
и? *+Л / Wr ,
2 2(6 — 1) V R
I „ \2
(Лй ) *4 А‘т
k — 1 2 k - 1 U’
Л2
2(^)а I , 2 2
\ ГП т'+грт г
2/(fe-l)
при
Д ArWj- .
Ат<-¥Г.
при
СГр
Лу/Дд WR .. / 2
a(fe-l)/(2fe) ^\k + '
Ат । Л ~
k — 1 ' 2 k — 1 ~ U
Л-<>>‘(ЛГ-Ьу)р„о;
1-Ж2г
1/2
(3.33)
-1
= 0;
в другом случае
ит-
(fe+I)/(2fc-2)
Г Ar / WT ч fe-i2/(*-D
Лй = °’
ял- Uт / Лу
/ Ат ит\
/т==(^1) _£_ + ^ „
74
Режим течения через местное сопротивление определяется си-
стемой (3.33) совместно с характеристиками системы (3.23). Целе-
сообразно 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 Rilt вторичный, отражаемый с мест-
ного сопротивления, квазиинвариант Ri2. Так как при течении
в трубу энтропия газа в начале трубы определяется режимом те-
чения, то значение первичного квазиинварианта заранее не из-
вестно. Разделяем первичный квазиинвариант при течении в трубу
на активную и реактивную части:
Ль = Лг1а + Rhr, (3.34)
где Riia — активная часть (от режима течения через местное со-
противление не зависит); Rilr — реактивная часть (уменьшает
разность давления на местном сопротивлении), которая включает
ту часть квазиинварианта, которая зависит от режима течения.
Реактивная часть
ЯЬг = 4Ч^т~^й). (3.35)
Используя обозначение F = рТ, получим систему уравнений мо-
дели местного сопротивления в квазиинвариантах в виде:
при R < 1
Л = Riial^Ht X = RIi/Ar, Y = W т/W r,
X + R + Y-l\2 (Х-Я + Г-l)2
2 ) + k — 1 2 1
при R + X f Y - 1 - 2Уо(Ь“1)/(24) [2/(k + 1)]1/2 < 0
/ у2р2 \ 2
(Х + Л + У-l^i X
\ up /
(X + R+F-l)2
Y2a(k-l)/k
-4 = 0,
иначе
_ / nfe+2 \2/(fe-l)
(X + « + V-l)2 + F2^i) x
/ yk \4/(fe-l) (k — l\ 4 _n.
x U+я + г-ц U + d *
при Л>1
R = RiiW r/(ArWt)', X= RiiW r/(ArWt)\
(3.36)
75
{R~xr
- (R - X)2 - 2 (k ~ 1) = 0;
(R + X)a , (R - X)a ,
при A__l_L + A___2_ > k + 1
(R — X)2 (R + X)4/(fc-l)
FV/(W) (fe-DFlzLl (L^V+A /HX\q2/ra ’
1 'U + i U-i) +k +1 к 2 ; j
(R-X)2 k-1 /n , ™ л
- -r__ j- - WTfy (R + A) - 0.
Система (3.36) определяет при известной площади F эффектив-
ного проходного сечения, первичного квазиинварианта R и сред-
него показателя k адиабаты искомый вторичный квазиинвариант X.
Аналитического решения эта система уравнений не имеет. Итера-
ционные 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 боль-
шее число итерационных шагов на каждом режиме, тем более что
к модели местного сопротивления приходится при каждом моде-
лировании двигателя обращаться многократно. Поэтому не нужно
решать систему при каждом обращении заново. Целесообразнее
использовать таблицы или номограммы готовых решений, из кото-
рых соответствующее конкретным условиям решение определяется
интерполяцией. Для графического решения газодинамических
задач номограммы получены А. Пишингером и П. Хадлачом. Для
изоэнтропийного течения через местные сопротивления Г. Блэер
разработал табличный метод. В случае течения с увеличением эн-
тропии в пространстве (F, R, k) нужно образовать сетку, в узлах
которой определено решение системы (3.36). Таким образом созда-
ются сеточные функции Х[ = X (F, R, k) и — Y (F, R, k) при
течении в трубу и Хо — X (F, R, k) при истечении из трубы.
Для размещения значений трех неизвестных, Хг и YT при
течении в трубу и Хо при истечении из трубы, требуются три трех-
мерных массива: Xi = (Xit},k); (Уг>л&); Хо =“= (Хг,
Если область изменения каждого параметра делится на 15 ... 25
частей, то объем оперативной памяти ЭВМ, требуемый для разме-
щения 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 ... 71\ байт. Заполненные в результате решения системы
(3.36) массивы находятся на внешних носителях. При использова
76
i 20 15 10 5 1 5 10 15 20 I
I_____________I____________I_____________I_____________I____________I_____________L_____________I
D,5 0,7 0,8 0,9 1 1,1 1,2 R
Рис. 3.13. FIoiрешности интерполяции n;i« использовании сеточной функции мест-
ного сопротивления
нии математической модели газообмена массивы считываются в опе-
ративную память ЭВМ.
Для уменьшения погрешностей при расчете модели местного
сопротивления в виде сеточной функции, а также сокращения
числа узлов сетки желательно применять нелинейные законы рас-
пределения 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.
а — при течении в трубу; б — при истечении из $1 убы
77
Полученные в результате решения системы уравнений местного
сопротивления законы отражения квазиинвариантов при k = 1,4
приведены на рис. 3.14. Хорошо видна нелинейность этих зако-
нов: 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 движе-
нием его лепестков. Результаты работы двигателей с ОПК показы-
вали большое влияние жесткости и длины лепестков на газодина-
мические явления в системе газообмена.
При составлении математического описания процесса двига-
теля прежде всего необходимо установить связь параметров кла-
пана с процессом газообмена двигателя. Действительный клапан
заменяется расчетной моделью местного сопротивления. Течение
газа через такое сопротивление рассчитывается как квазистацио-
нар ное 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 расчет-
ные модели:
1) если клапан и окно расположены последовательно и рас-
стояние между ними маленькое (обычное расположение), то можно
пренебречь газодинамическими явлениями на участке между ними
и заменить их в расчете одним эквивалентным (по потерям) мест-
ным сопротивлением;
2) если клапаны и окно расположены в конце трубы и работают
параллельно, то площадь проходного сечения эквивалентного со-
противления выражается суммой площадей их проходных сечений;
3) если окно и клапан в трубе расположены последовательно,
а между ними имеется разветвление, например начало вспомога-
тельного перепускного канала, то модель клапана дополняетвя
уравнениями модели объема.
Площадь свободного сечения клапана определяется интегри-
рованием вдоль периметра поднятого участка лепестка. Считая,
что газ течет через клапан только вдоль оси трубы, геометрическая
площадь свободного сечения клапана '
F = nbyi cos а, (3.37)
где п — число лепестков; b — ширина лепестка; yi — высота
подъема (линейное перемещение) конца лепестка; а — угол по-
ворота конца лепестка.
Угол поворота конца лепестка зависит от относительного подъ-
ема лепестка: a =kayillll, а коэффициент пропорциональности ka —
от способа аппроксимации действительного движения лепестка:
78
ka = 1,33 ... 1,55. Если при малом угловом перемещении а при-
нять ka = 1,5 и заменить cos а двумя первыми членами ряда Тэй-
лора, то зависимость (3.37) площади свободного сечения ОПК
упрощается:
F = nbydl - 1,03(^//л)2], (3.38)
где /л — свободная длина лепестка.
Площадь F свободного сечения и коэффициент ц расхода, если
пренебречь достаточно слабой зависимостью р от отношения дав-
лений, зависят только от подъема конца лепестка уг. Площадь эф-
фективного проходного сечения поэтому является функцией подъ-
ема лепестка: Fef — Fef (yi). При использовании эксперименталь-
ного коэффициента расхода (р = тп/тт, где тд и тТ — действи-
тельное и расчетное значения) им учитываются погрешности,
допущенные при выводе формулы для площади проходного сече-
ния клапана.
Вследствие распределенной массы лепестка его движение опи-
сывается дифференциальным уравнением в частных производных
[Е/. - Р (X. I), (3.39)
где х — расстояние от места защемления; Е — модуль упругости
материала лепестка; 1Х — момент инерции сечения лепестка; у —
линейное виброперемещение точки лепестка; тх — pxFx — интен-
сивность массы; Fx — площадь сечения лепестка; р (х, t) — сило-
вая 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 не-
приемлемо.
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) упро-
щается и его решение определяет форму колебаний лепестка:
Ф(х) = B1cos-^4-B2sin-^-4-B8cosAJ^-4-B4sin/2-^-. (3.40)
*Л ‘л *л *л
Здесь
р = 1^т^/{Е1\, (3.41)
со — угловая частота; тг — интенсивность массы.
При отсутствии на закрепленном конце лепестка углового и
линейного виброперемещения, а на свободном — момента и попе-
речной силы из уравнения (3.40) можно определить постоянные
79
колебаний лепестка
Рис. 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:
[ 1/. (3.42)
2л 2ni? v т ' 7
При n-й собственной частоте форма
описывается зависимостью (рис. 3.15)
ф„ (х) - cos/г — cos —
- /sln ft JW _ sln JW \ _ (3.43)
sm pn 4- sin hun \ 1Я 1Л ) ' 7
Эксперименты с лепестками, изготовленными из разных мате-
риалов, показали, что действительный процесс колебаний ка-
чественно соответствует полученному. Абсолютное вибропереме-
щение точки с координатой х лепестка определяется суммированием
виброперемещений вынужденных колебаний:
г/(х, /)=- S фпС’О'МО- (3-44)
п = ]
Масштаб перемещений ф (I) определяется из дифференциаль-
ного уравнения вынужденных колебаний с учетом сопротивлений:
Ф 2£ф -ф ы2ф q (х, t), (3.45)
где £ = d/(2ml) — коэффициент демпфирования; d — постоянная,
характеризующая демпфирование; <и - )Лс/тг; q = pimp, с —
коэффициент жесткости.
Вынуждающая сила для каждой частоты получается разложе-
нием разности давления на клапане в ряд Фурье. Согласно Г. Блэ-
еру можно ограничиться рассмотрением трех первых собственных
частот. Экспериментальные исследования показали, что получен-
ная 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
80
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 ог-
раничителем подъема лепестка. Существует три типа ограничите-
лей подъема, которые необходимо по-разному учитывать в расче-
тах.
1. 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.
2. Для криволинейного ограничителя перемещения с кривиз-
ной, примерно соответствующей упругой линии прогиба лепестка,
закон движения лепестка не изменяется, так как лепесток упи-
рается в ограничитель по всей длине почти одновременно. Такая
конструкция ограничителя не способствует эффективному гаше-
нию вибрации.
3. Для криволинейного ограничителя перемещения с кривиз-
ной, большей упругой линии прогиба лепестка при подъеме лепе-
стка, точка упора его в ограничитель перемещается от заделан-
ного к свободному концу. При уменьшении свободной длины лепе-
стка жесткость его повышается. Из-за прогрессирующей характе-
ристики уменьшается опасность возникновения резонанса. В рас-
четах нужно определять положение точки контакта и соответствен-
но 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 пру-
жины:
Me^- + Cey = Pe(t), (3.46)
где Ме, Се и Ре — эквивалентная соответственно масса, жест-
кость и сила.
Параметры эквивалентной системы определяют различными
методами. Они могут быть получены в результате сравнения реше-
ния уравнения движения (3.39) реального лепестка и уравнения
(3.46) эквивалентной системы. Наиболее простым является энерге-
тический метод.
В основу энергетического метода положен закон сохранения
энергии. При колебании системы кинетическая энергия Т пере-
ходит в потенциальную 77 и наоборот: Т -J- 77 = const. Предпо-
лагая гармоничность колебаний, массу эквивалентной системы
81
определяют из равенства кинетической энергии эквивалентной
системы и лепестка:
(3.47)
1 сл
где kM = —т— \ о£ dx\ — угловое перемещение лепестка на рас-
*л J
О
стояние х.
Используя при постоянной толщине лепестка разные гипотезы
о форме деформаций, получаем значения kM от 0,236 (одномассо-
вая система) до 0,257 (упругая линия прогиба).
Жесткость эквивалентной системы определяется из равенства
максимальной потенциальной энергии реального лепестка и эквива-
лентной системы:
Св = kcEHl\, (3.48)
1Л
где kc = \ «)2 dx.
*л J
0
При применении разных гипотез о форме колебаний для лепе-
стков постоянной толщины kc = 3 ... 3,2.
Действующую на лепесток силу, обусловленную разностью
давления Др = рвп — рк (где рвп — давление газа во впускной
трубе перед клапаном; рк — давление после клапана в кривошип-
ной камере), заменяют эквивалентной
Ре = kPl„b &р, (3.49)
1 *л
где kP = -j- \ ах dx.
*л J
0
Для лепестков постоянной толщины при применении разных
гипотез о форме колебаний лепестка kP— 0,375 ... 0,4.
При составлении эквивалентной системы и решении уравнения
движения (3.46) целесообразно применить несколько упрощенную
модель клапана, основанную на следующих допущениях.
1. Реальные лепестки заменяют их одинаковыми моделями
постоянной толщины. Ширина лепестка принимается равной ши-
рине окна в корпусе клапана.
2. Внешние силы, давление газа в кривошипной камере, с од-
ной стороны, и давление в трубе, с другой, распределены на по-
верхности лепестка однородно. По сравнению с другими силами
силы тяжести пренебрежимо малы. Сила от упругого перемещейия
конца лепестка изменяется линейно.
3. Лепесток ударяется в седло и ограничитель полностью
неупруго, т. е. теряется вся кинетическая энергия. Демпфирова-
ние при движении лепестка пренебрежимо мало.
4. Собственная частота колебаний лепестков достаточно высо-
кая и превышает основную частоту силовой функции.
82
Для решения уравнения движения эквивалентного клапана
в модели газообмена ДВС необходимо применить метод, допуска-
ющий переменный шаг интегрирования и учитывающий граничные
условия. Граничными условиями движения лепестка являются: —
р/==о — 0; р/=о = 0; Уу=утт = 0; Уу=ъ = 0- При скорости конца
лепестка о из уравнений (3.46) — (3.49) интегрированием получаем
/ kp Ьр k„El \
v = 01 + ( Мл МЧрл у)
y = + ------- kcEI .уЛ^-,
\ МЛ ЬМЬ6ЛРЛ1Л / *
(3.50)
где 01 — скорость конца лепестка в начале шага интегрирования;
бл — толщина лепестка; рл — плотность материала лепестка; —
высота подъема конца лепестка в начале шага интегрирования.
Для получения модели клапана в обобщенной форме образуем
с помощью параметров приведения следующие новые безразмер-
ные переменные:
v = v/aQ — скорость движения конца лепестка;
¥ = F/F™* — относительное открытие клапана;
Гшах = FrraJFп — максимальная площадь проходного сечения
клапана;
У — УIУтах — высота подъема конца лепестка;
f — ft per — собственная частота колебаний лепестка;
Гщах = УтжИп — максимальный подъем конца лепестка;
L = ln/S — длина лепестка;
В = b/D — ширина лепестка;
р_= рл/ро — плотность материала лепестка;
й — 6л/5 — толщина лепестка;
Е = Е/р0 — модуль упругости материала лепестка.
После подстановки их в уравнения (3.38), (3.50) и (3.42) мо-
дель обратного пластинчатого клапана примет вид:
Fm„ = - l,03KLx);
у Уг 4
_ 1 — 1,03У^,аху2
¥ = у-----------5---;
У 1-1,ОЗУ*
т max
- _ . AZ Sh i kp . D kc E& r - \ .
° ~ r-b I £ AP h 12£« J max У1 I >
Op« \ км /
AZ Sh Г g , AZ Sh I bp ________ E&kc у и \
2dpfe \ «и /
(3.51)
max
f — Sh ——
1 ~ 25,75 L2
P
83
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 продук-
тах сгорания, является коэффициент а избытка воздуха. Харак-
терное 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. Сверхстехио-
метрическое содержание СО обусловлено наличием низкотемпера-
турных пристеночных зон, в которых после начальных стадий
окислительных реакций реакции окисления СО протекают слиш-
ком медленно, и диссоциацией молекул СО2 при высоких темпера-
турах сгорания. При понижении температуры происходит окис-
ление СО в СОа по следующему неразветвленному цепному меха-
низму:
(3.52)
Наиболее медленная реакция, определяющая скорость окисле-
ния СО,
СО 4- 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 на-
ходится в равновесном состоянии. С понижением температуры
скорость реакции снижается и равновесное состояние не дости-
гается. Температура стабилизации содержания СО зависит от со-
става смеси. С обогащением смеси она повышается, т. е. концен-
трация СО в продуктах сгорания увеличивается по сравнению со
стехиометрической. Так как температура стабилизации содержа-
ния СО около 1000 К, то в двухтактных ДВС реакция, описывае-
мая уравнением (3.53), отклоняется от равновесного состояния не-
значительно и при расчете можно пользоваться аналогично Р. Вен-
84
сону поправочным коэффициентом. Расслоение СО в камерах его
рания карбюраторных двигателей не превышает 10 % и его влия-
нием на образование СО можно пренебречь.
Так как в бензине азот практически отсутствует, существова-
ние в продуктах сгорания оксидов азота связано с окислением азо-
та воздуха. Согласно исследованию В. А. Звонова, из всех оксидов
азота 99 % в карбюраторных двигателях составляет монооксид
NO. Образование NO2 происходит в основном в выпускных тру-
бах и в атмосфере. Поэтому при исследовании образования токсич-
ных 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
! Л° I
.. JO-FN2 ->-N Оа-?-О|4 N2... (3.54)
или
Ns + О к* NO + N — 316 МДж/кмоль; (3.55)
N 4 О2 NO -( 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, учи-
тывающее влияние монорадикала ОН, получим расширенный ме-
ханизм Я. Б. Зельдовича:
N I- ОН т* NO |- Н + 207 МДж/кмоль. (3.58)
Приведенное Дж. Хейвудом сравнение скоростей реакций по урав-
нениям (3.55), (3.56) и (3.58) при обедненной, стехиометрической и
обогащенной смеси подтверждает большое значение реакции, опи-
сываемой уравнением (3.58), особенно при обогащенной смеси.
В большей или меньшей степени в продуктах сгорания присут-
ствуют следующие компоненты: СО, СО3, N2, NO, NaO, N, H2,
H, Н2О, ОН, О2, NHS, HNO3, О, разные углеводороды. При
рассмотрении образования СО и NO по В. Эннэнду наиболее важ-
ными из них являются следующие одиннадцать: СО, СО2, N2, N.
NO, Н2, Н, ОН, О2, О, Н2О.
Концентрации радикалов кислорода, водорода и ОН опреде-
ляются в оопорие^ реакциями:
II, 4 О ОН 4 Н; (3.59)
Н2 4- М а* Н 4- Н 4 М; (3.60)
Н, ! ОН т* Н2О 4 Н. (3.61)
Окисление СО происходит согласно реакции (3.53).
Все компоненты, кроме мопооксида азота, во время сгорания
ч расширения находятся практически в равновесном состоянии.
85
Это позволяет вывести уравнения для определения их концентра-
ции на основании закона действующих масс. Из стехиометриче-
ских уравнений (3.53), (3.55), (3.56), (3.58)—(3.61) получаем семь
уравнений для определения молярной концентрации С отдельных
компонентов:
/CxCn.Co — CNCNo; (3.62)
A‘2CNCO, = CnoCo; (3.63)
/<3CnCoh ~ CnoChI (3.64)
KtCwfio — CoHCH; (3.65)
(3.66)
КоСн.Сон - Ch.oCh; (3.67)
K7CccCoh — CcOjCh, (3.68)
где Лл ... /0— коэффициенты равновесия. В отличие от других
коэффициентов равновесия Къ измеряется в кмоль/м3.
Для расчета содержания одиннадцати компонентов в смеси
к приведенным семи уравнениям необходимо добавить четыре урав-
нения баланса:
кислорода (весь кислород свежей смеси расходуется на образо-
вание СО2, СО, О2, Н2О, ОН и NO)
Г' I СО
С со, + —2“
водорода (весь водород
Н, ОН и "
Н2О)
со , сн,о . Сон , CN0 __ 0,21xr)(,Vft.
2 “Г 2 + 2 + 2 УрУр ’
(3.69)
топлива расходуется на образование Н2,
азота
углерода
сн
2
он I ,, Н xriol'h .
2 "ССн.о - 2
Cn, 4
г. -tq. .
2 ' - VpVp ’
(3.70)
(3.71)
Ссо+Ссо,
С хт)0
12 аЦУр '
(3.72)
где х — доля выгоревшего топлива; Vp — объем продуктов сгора-
ния; Уц — объем одного киломоля газа при нормальных усло-
виях; Н — массовая доля водорода в топливе; Lo — стехиометриче-
ское соотношение; С — массовая доля углерода в топливе.
Реакции образования монооксида азота обратимые, при росте
температуры концентрация NO увеличивается. Скорость образова-
ния 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) пре-
вышает 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 про-
дуктов сгорания в такте расширения происходит стабилизация
содержания в них NO. На эмиссию NO влияют цикловые колеба-
ния 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 неравновес-
ная концентрация NO в двигателях с искровым зажиганием опре-
деляется 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 _ ( dCNO \ dCNO \ /о 7Чч
dt \ dt )Vp + [ dt Im’
Предполагая, что концентрация всех компонентов, кроме NO
и N, соответствует равновесной, а атомарное содержание азота
в первом приближении стационарное, получаем
(3.74)
dt ха +1 1 V р dt ' v }
где к = -g—-Ц—; Ri = kiCN,C0 = &rCNCNo — установившаяся
а 2 “г Ад
скорость реакции по уравнению (3.55); R? = kiCNCo, =
= ЙСьюСо — установившаяся скорость реакции по уравнению
(3.56); Rs = feaCNCoH = бзСгюСн — установившаяся скорость ре-
акции (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 выпуск-
ных газах принято считать гашение пламени в относительно холод-
ных 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 данные
Рис. 3.17. Влияние качества про-
дувки на эмиссию углеводородов
скими 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 кислоро-
дом, 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 экономич-
ном рабочем режиме (ци = 0,8, а = 1,1) объемная доля углеводо-
родов в выпускных газах от потерь свежей смеси составляет около
2600 млн-1. При увеличении потерь (ци = 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 скоро-
стях ввиду высокого коэффициента остаточных газов. По исследо-
ваниям Г. Ямагиси при дросселировании двухтактных ДВС
пропуски зажигания начинаются примерно при <р0 = 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 обуслов-
ливает около 90 % дымности ДВС.
Вследствие потерь свежей смеси (цп = 0,7...0,8) температура
газа в выпускной системе двухтактного двигателя относительно
88
низкая. Поэтому у двигателей без термических реакторов в вы-
пускной системе концентрация углеводородов в ОГ существенно
не понижается. Можно считать, что содержание углеводородов
в выпускных газах в основном определяется процессами в цилин-
дре.
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 гаше-
ния пламени можно выразить эмпирической формулой
б - (0,07-0,08) (у)0’66' °’52 (^Г1' ’0,56 (3.75)
Объемную долю углеводородов в пристеночном слое можно рас-
считать как для свежей смеси (на полной нагрузке коэффициент
уг остаточных газов относительно низкий):
Гсн 0 = аДоИ7+1 ’ (3’76)
где цт — молярная масса топлива.
Объемная доля углеводородов в продуктах сгорания, вытекаю-
щих из цилиндра, определяется по массовому содержанию угле-
водородов в цилиндре и коэффициенту Спр продувки пристеноч-
ного слоя:
( гснойРц
Gnp ] 8314Тст "
Гснц ЛШ
(3.77)
где рд — давление в цилиндре; FK — площадь поверхностей ка-
меры сгорания; Mt — количество смеси, кмоль/кг; — коэффи-
циент молекулярного изменения свежей смеси.
Объемная доля t-ro компонента в выпускных газах
ггц^оЧи Н- г1о (1 ’ Ни)
Ми + 1 — Пи
(3.78)
где ri9 — объемная доля компонента в свежей смеси; ria — объем-
ная 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 двига-
теля, безразмерных переменных и обозначением неравновесного
содержания NO через NO получается система уравнений в обоб-
щенном виде:
89
________rl£Hi +
2 ' 2 r
Пу .
aL0 ’
x____1 Пр .
Vp 4 “4 ’
2
Kx [NJ [О] = [N] [NO]; /(2 [N] [Oa] = [NO] [OJ;
Ks [N] [OH] = [NO] [H]; [Ha] [О] = [OH] [H];
K6 [H2] = [H]2; Ke [Ha] [OH] = [H2O[ [H];
K7 [CO] [OH] = [CO2] [H];
|CO2] 4 и 4 [O2] + ф -
4^-0,21-^--
ICO) + |CO,l-^^--K
IH2] 4 4 + [H2O] - H
[Na] 4 4 Lr = 0,79 -±- т)р;
z z Vp Гц
[M] = [CO] 4 [CO2] 4 [N2] 4 [N] 4 [NO] 4 [H2] 4
4 [H] 4 [OH] 4 [O2] 4 [O] 4 [H2O]; = [i]/[M];
d [NO] = 2-(1 '"''fl/^dZ — dVp
11 ио +1 1 yp p
C ( rcH(fipu dp
Сцр \ -
J i CT
fCHn~ nA
(3.79)
Здесь приняты следующие безразмерные переменные: [i] —
= CiVp. — безразмерная концентрация i-ro компонента; Къ =
= /СбУц — безразмерный коэффициент равновесия реакции (3.60);
Vp = Vp/Иц — объем продуктов сгорания; Иц = Иц/Ид — объем
цилиндра; 2?г = RiV^tper— скорость реакции; k = ktver/Vp —
коэффициент скорости реакции; б = 6/S — толщина пристеноч-
ного слоя.
Для оценки токсичности двигателя с учетом его рабочего
объема, количества расходуемого топлива и воздуха, работы
используются приведенные показатели токсичности geo, gcH и
Sno — количество токсичного вещества на единицу работы
[г/(кВт-ч) ].
Исходными данными для решения системы уравнений являются
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
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.
90
Для решения системы уравнений (3.79) целесообразно восполь-
зоваться 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 [СО], если а > 1. Практика решения
дифференциального уравнения [NO ] в системе (3.79) показала, что,
несмотря на достаточно короткий шаг (до 0,1°), метод Эйлера яв-
ляется нестабильным. Поэтому необходимо использовать модифи-
цированный 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 дви-
гателя, такой «автономный» расчет не может быть удовлетвори-
тельным. 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 газо-
вом потоке при его протекании через органы газообмена и истече-
нии во внешнюю среду. Сверхзвуковое течение газа со значитель-
ной 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 истече-
ния 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 составляю-
щих шума, эти отверстия излучают шум как монополи. В отсут-
ствие отражающих поверхностей, если пренебречь нелинейностью,
они создают сферические волны со звуковым давлением
р (г, О -----w-t------, (3.80)
где ра — плотность окружающего воздуха; и (() — скорость газа
в выходном сечении трубы; а0 — скорость звука в воздухе; г —
расстояние от конца трубы; Гвых — площадь выходного сечения
трубы
91
Пульсирующий поток объемной скоростью Q. (i), определенный
при расчете газообмена, можем рассматривать как результат
наложения на неслышимый установившийся поток большого
числа слышимых гармонических переменных потоков. Так как
функции Qv (0 есть функции периодические, удовлетворяющие
в периоде 7'0 условиям Дирихле, их можно разложить в ряд
Фурье, с коэффициентами
г.
at -у-Qv(/)cos(i(ou/)rf/;
о
т (3.81)
2 С
bl -т=- \ Qv (О sin dt,
1 о J
о
где (йй 2л/0 — 2л/Та — основная угловая частота, с-1.
Амплитуда i-й гармоники объемной скорости (при угловой
частоте <о; = 1ш0) получается суммированием следующих компо-
нентов:
Qvi - VWVtt- (3.82)
Звуковая мощность отдельных гармонических составляющих
2 2
= (3.83)
Используя вместо частоту ft =- и,/(2л) и параметры приведения
Qvo = 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:
LPi - - 20 lg -§J +20 lg ^- 4- 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 сумми-
рование ведется по формуле
Грокт-101g( 210°-1Лрф (3.85)
где ГР окт — октавный уровень звуковой мощности, дБ; LPi—
уровень звуковой мощности отдельных гармонических составляю-
щих, дБ.
Уровень звуковой мощности шума определяют суммированием
уровней звуковой мощности для всех частотных полос. Для полу-
чения суммарного уровня шума по характеристике А вводят соот-
ветствующие поправки.
42
При расчете процесса двухтактного карбюраторного ДВС,
оснащенного глушителями шума, целесообразно их воздействия
разделить на уменьшающие шум газообмена и изменяющие пара-
метры рабочего процесса. Вопросы, связанные с защитой от шума,
изложены ниже. Чтобы в расчетах газообмена учитывать влияние
глушителя на рабочий процесс двигателя, можно применить упро-
щенные 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 эксперимен-
тально.
3.3. 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. Усовершенствова-
нием математической модели и ее реализацией на ЭВМ серии ЕС
(1022—1055) создана интегрированная система расчетного иссле-
дования процесса (ИСРИП) двухтактного карбюраторного двига-
теля. 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 харак-
теристики процессов влияют на качество моделирования двухтакт-
ного карбюраторного двигателя слабее, чем функции модели, кото-
рые описывают связи между подпроцессами и временные соотноше-
ния между ними. С учетом этого при создании ИСРИП величины
с0, ср, R и k были приняты постоянными.
ИСРИП состоит из программы TCSIE для моделирования про-
цесса 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 записы-
вается набор XXX с матрицами модели местного сопротивления.
После пуска программы TCSIE с диска вводят набор XXX и
93
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 16). После определения скорост-
ного 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, мест-
ного сопротивления и ОПК (программа GASWR). Результатами
расчета являются мощностные и экономические показатели двига-
теля и таблицы с диаграммами газообмена (блоки 22 и 23).ДЛри
необходимости в блоке 24 с применением программы ECOL опре-
деляются токсические и шумовые характеристики двигателя, кото-
94
7/7 rtf
0,0007 0,001 0,0015SL
1 ' f n
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 17), расчет повторяется на всех
скоростных режимах. Результатом моделирования является сос-
тавление сводной таблицы (блоки 29 и 30) с данными внешней
скоростной характеристики моделируемого двигателя.
Для рационального использования оперативной памяти про-
грамма TCSIE имеет оверлейную структуру — состоит из корне-
вого сегмента и пяти сегментов, загружаемых в оперативную па-
мять 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, быстроход-
ности 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 постоян-
ные ИСРИП, таким образом, не являются постоянными по суще-
ству. В первом приближении их можно рассматривать постоян-
ными только для какой-то конкретной конструкции двигателя.
При расчете другого типа двигателя некоторые постоянные уточ-
няются. Такими постоянными являются коэффициенты расхода
окон, коэффициенты в уравнениях теплоотдачи, коэффициенты
95
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
усредненных характеристик индикаторных диаграмм, интеграль-
ных параметров цикла, средних температур и давления в разных
системах двигателя. С накоплением данных о влиянии конкретных
постоянных модели на результаты моделирования ускоряется
настройка модели (рис. 3.19, 3.20).
Из результатов моделирования двухтактных карбюраторных двигателей при
изменении значений некоторых постоянных (кц1, <рг, St/j, т) модели (рис. 3.19)
следует, что модель наиболее чувствительна к качеству продувки цилиндра
(рис. 3.19, а). С изменением параметра Лш меняются практически все характери-
стики цикла. В меньшей степени величина ЛП] влияет на работу кривошипной ка-
меры (см. зависимости (р0 и а). Это объясняется настроенностью выпускной си-
стемы. С улучшением или ухудшением продувки изменяются температура газов
и скорость перемещения воли давления в выпускной трубе. С ухудшением каче-
ства продувки запорный импульс Рл достигает выпускного окна позднее (линия /,
рис. 3.20), а с улучшением — раньше (линия 2). что может ухудшить напол-
нение цилиндра (тр, и гц) и кривошипной камеры (<р0).
Продолжительность <р2 сгорания (см. рис. 3.19,6), показатель т характера
процесса горения (рис. 3.19, г) и интенсивность Stn теплоотдачи в цилиндре
(рис. 3.19, в) влияют главным образом на мошностные Ре и экономические пока-
затели двигателя. Качество моделирования газообмена (<р0, t]d) зависит от них
в меньшей степени.
На рис. 3.21 приведены экспериментальные характеристики (сплошные ли-
нии) экспериментального двухтактного двигателя и расчетные (штриховые линии),
полученные с помощью настроенной на этот двигатель моделью. Модель ИСРИП
моделирует с удовлетворительной точностью процесс газообмена (<р0) и мощност-
96
Рис. 3.21. Сравнение результатов мо-
делирования и скоростной характери-
стики двигателя
Рис. 3.22. Изменение состава газа в ци-
линдре двигателя в процессе сгорания
и расширения
'Открытие выпускных окон
ные показатели. Погрешность определения среднего эффективного давления ре до-
стигает 5 %. В то же время качество моделирования экономических показателей
(ge) значительно хуже. На некоторых скоростных режимах работы двигателя ввиду
колебаний в топливных каналах карбюратора смесь резко обедняется, а погреш-
ность расчета gg составляет примерно 30 % (Ст ~ 8).
Проведенный автором анализ подтвердил правильность результатов расчета
с помощью модели токсичности. На рис. 3.22 показано расчетное изменение со-
става продуктов сгорания в цилиндре но время процесса горения. С увеличением
температуры газа доля продуктов NO, ОН, Н диссоциации увеличивается. При
Рис. 3.23. Зависимости содержания
токсичных компонентов в продуктах
сгорания от коэффициента а избытка
воздуха
Рнс. 3.24. Скоростная характеристика
токсичности и шумности высокофор-
сированиого двигателя:
1 — впуск; 2 — выпуск;------• без глу-
шителя; — —-----------------с глушителем
4 Е. М. Кондрашов и др,
97
расширении (после достижения максимальной температура) увеличивается доля
конечных продуктов сгорания СО, СОа, Н2О. Ввиду малой скорости реакции ме-
ханизма Я. Б. Зельдовича разложение NO (сплошная кривая) отстает от равно-
весного (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 дости-
гается, как и ожидалось, при некотором обеднении смеси (а Г> 1) и резко снижа-
ется с уменьшением а. Так как модель токсичности не учитывает пропусков зажи-
гания при предельно обогащенной и обедненной смесях, эмиссия СН зависит от
коэффициента а избытка воздуха относительно мало.
На рис. 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 Ст показатели цикла ухудшаются и эмиссия NO уменьшается. Увеличе-
ние выброса СО при снижении скорости ст поршня связано с характерным дли
двухтактных карбюраторных двигателей обогащением смеси на низких скорост-
ных режимах. Шумность двигателя моделировалась с глушителями впуска и вы-
пуска и без них. Характеристика суммарного уровня звуковой мощности Lp при-
ведена 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, кон-
станты k скорости и 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 ре-
жимных параметров на его показатели. Рассмотрим результаты моделирования
опытных двигателей рабочим объемом 125 (Ml) и 250 см3 (М2 и М3).
На рис. 3.25 приведены результаты моделирования двигателя Ml при изме-
нении коэффициента £ неисполь-
зуемого объема кривошипной
камеры. Для исключении влия-
ния настройки выпускной си-
стемы двигатель моделировался
без выпускной трубы. С умень-
шением объема кривошипной
камеры (штриховыезависимости)
Рис. 3.25. Влияние объема кривошип-
ной камеры иа показатели работы дви-
гателя (без выпускной трубы):
------— 0 3,3; — — 3 еэ 2,35
двигателя:
Рис. 3.26. Влияние фазы выпуска на
внешнюю скоростную характеристику
= 124°;
0,464;
0,482
98
Рис., 3.27. Влияние длины L пер-
вой цилиндрической части вы-
пускной трубы на внешнюю ско-
ростную характеристику двига-
теля:
---------- _ t/S = fi,31; —™
h = 5,78: — Z. ь= 4,84
Рис. 3.28. Влияние диаметра d
хвостовой части выпускной тру-
бы на внешнюю скоростную ха-
рактеристику двигателя:
— d ss» 19 мм; — “* —* «-* d
е= 22 мм; м d «я 17 мм
скоростная характеристика смещается в область больших средних скоростей ст
поршня. Несмотря на уменьшение максимального значения коэффициента <рв
избытка продувочной смеси, фактор <РоСт> определяющий расход смеси через дви-
гатель, может увеличиваться. Одиако при работе двигателя без настроенной выпу-
скной системы с повышением расхода смеси растут ее потери (уменьшается т]и).
Влияние на показатели двигателя М2 фазы <рвып выпуска исследовано при
исходной фазе перепуска <рп — 120° (рис. 3.26, а) и при расширенной до <рп =
— 124° (рис. 3.26,6). От изменения фазы выпуска показатели моделирующего
двигателя зависят существенно: до 1 ...2,5 кВт иа 1 мм изменения высоты вы-
пускных окон. Расширение фазы выпуска обусловливает перемещение характери-
стики в область больших скоростей ст поршня, увеличение максимальной мощ-
ности и ухудшение работы иа иизких 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 иа средних скоростных режимах. Кроме
того, увеличиваются обратные выбросы из выпускного канала в цилиндр, повы-
шается надежность термически высоконагружеииых зон цилиндра. На работу кар-
бюратора и состав смеси фаза выпуска в конкретном случае практически не влияет.
Влияние длины начального цилиндрического участка выпускной трубы иа
показатели двигателя исследовалось иа двигателе М2. Длина изменялась иа 30 мм
(в одну и другую сторону от исходной) при постоиистве остальных параметров дви-
гателя и выпускной трубы (рис. 3.27). При удлинении цилиндрической части ха-
рактеристика двигателя смещается в область иизких скоростей ст поршня, что
повышает <р0, так как этот скоростной режим лучше соответствует настройке кри-
вошипной камеры. При уменьшении длины трубы характеристика смещается в об-
ласть больших скоростей ст. Мощность двигателя увеличивается, ио приспособ-
ляемость 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-
дывание запорного импульса являются причиной уменьшения обратных течений
4* 99
Рис. 3.29. Влияние конструкции системы впуска на внешнюю скоростную ка-
рактеристику двигателя:
а — диаметр диффузора карбюратора dc = <fc/D = 0,37; б — dc = 0,5; - —. порш-
вевое управление впуском; ---- — клапанный впуск; клапан параллельно
с окном; —•— — клапав последовательно с окном
из выпускной трубы в цилиндр, ухудшения использования продувочной смеси.
Несмотря на повышение избытка продувочной смеси, среднее эффективное давле-
ние 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 вы-
пускной 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 удель-
ному расходу ge топлива на низких скоростих 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 открывает-
ся (кривая у) 2 раза за один оборот коленчатого вала (рис. 3.30). Первое открытие
клапана (<р = 150... 210°) соответствует фазе перепуска — дополнительное ко-
личество свежей смеси пропускается нз впускной трубы прямо в цилиндр. Второе
открытие клапана (<р = 230 ... 105°) соответствует нормальному впуску в криво-
шипную камеру. /
100
Рис. 3.30. Анализ работы клапанной
впускной системы (Л)ВЫп. Л/вп, Л4П
и М-в — плотности потока соответ-
ственно в выпускном, впускном, пе-
репускном и вспомогательном пере-
пускном каналах, М = up/(aopo)j
у — у!Утих — высота подъема конца
лепестка клапана)
По зависимостям безразмерной
плотности потока М хорошо вндны
обратные течения через окна. Через
перепускные окна (Mn) на расчет-
ном скоростном режиме обратные
выбросы в начале перепуска и в
конце незначительны. Через вы-
пускное окно (Л!вып) происходит
сильное обратное течение газа перед
окончанием выпуска. В диапазоне
ф = 250 ... 270° вследствие прежде-
временного поступления к выпуск-
ному окну запорного импульса
наблюдается дополнительный пря-
мой выброс газов.
Результаты использова-
8
6
*
г
о
-г
-ч
s
и
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 интеграль-
ных 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 нестацио-
нарные 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 модели-
руемого двигателя и постоянные св, ср, R и k.
101
4. ВЛИЯНИЕ РАЗЛИЧНЫХ ФАКТОРОВ
НА ПОКАЗАТЕЛИ ДВИГАТЕЛЕЙ
4.1. АНАЛИЗ ПРИЧИН низкой экономичности
И ОБРАЗОВАНИЯ ВРЕДНЫХ ВЕЩЕСТВ
Низкие стоимость и надежность двухтактных ДВС при обеспе-
чении 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 яв-
ляются следующие. Довольно значительная часть топливовоздуш-
ной 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 завихре-
ние 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 газо-
распределения, при которой имеется фаза дополнительного вы-
пуска, увеличиваются прямые потери заряда. При работе на малых
и средних частотах вращения коленчатого вала происходит также
обратный выброс смеси из кривошипной камеры в воздухоочисти-
тель, 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 газораспределе-
ния. Факторы, определяющие потери топлива и повышение токсич-
ности ОГ, видны из баланса рабочего тела, протекающего через
цилиндр двигателя (рис. 4.1). Составляющими объемного баланса
являются следующие объемы: Усм топливовоздушной смеси, посту-
пившей через впускной канал; VCM ог смеси, попавшей в выпуск-
ную 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 газообме-
на; V3 смеси после завершения газооб-
мена; Va. 0 продуктов сгорания; Г0Р
ОГ и смеси, поступивших в выпуск-
ную систему.
Использование газодинамических явлений в газовоздушном
тракте двигателя позволяет в широких пределах влиять на мощ-
ностные, экономические и токсические показатели двигателя.
Газовоздушный тракт быстроходного двухтактного ДВС мото-
цикла имеет сложную форму (рис. 4.2), в него входят: воздухо-
очиститель 1, глушитель 2 шума впуска, впускной патрубок 3,
карбюратор 4, впускное окно 5, кривошипная камера 6, продувоч-
ные 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 1—6 образуют
впускную систему, 7—9 — систему продувки, а 10—15 — выпуск-
ную систему.
Для определения рациональных размеров газовоздушного
тракта необходимо исследование происходящих в нем процессов и
определение влияния их на показатели ДВС. Газообмен в двига-
теле можно разделить на процессы наполнения, продувки и вы-
пуска. 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 проте-
кает 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 мотоцикла
103
Рис. 4.3. Индикаторная диаграмма кривошипной камеры и цилиндра двигателя:
I — впуск; II сжатие; III — продувка; IV — расширение; V — сгорание; VI — вы-
пуск
впускное окно в точке А (фо. вп), и заканчивается в момент его
закрытия в точке В (ф3.вп). Процесс наполнения целесообразно
разделить на два периода.
Период 1 основного впуска начинается с момента открытия
впускного окна (точка А) и заканчивается в момент достижения
поршнем ВМТ. Этому периоду предшествует период создания
вакуума в кривошипной камере, продолжающийся от момента
конца закрытия продувочных окон в точкеD (ф3. п) до начала откры-
тия 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 закан-
чивается закрытием впускного окна в точке В (ф3. ип). При движе-
нии поршня от ВМТ к НМТ давление в кривошипной камере интен-
сивно возрастает, достигая максимального значения в точке В'
(Ртах вп)- При дальнейшем движении поршень осуществляет
выталкивание смеси. В зависимости от кинетической энергии
потока смеси, определяемой скоростным режимом работы двига-
теля, 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
104
г
Рис. 4.4. Зависимости изменения давлений рвп +
+ рд во впускной трубе и рк в кривошипной ка-
мере для пяти скоростных режимов работы дви-
гателя «Восход»:
а — п = 6000 мин-!; б — п = 6000 мнн-1; в — п =
= 4000 мин~г; г — п = 3000 мнн“8; д —- 2000 мнн~>;
е — п = 1000 мин-*
на режимах средних частот враще-
ния; дозарядка на режимах больших
частот вращения вала.
После точки В' давление в кри-
вошипной камере начинает понижаться
вследствие интенсивного движения
смеси из кривошипной камеры во
впускной канал. Условия, определя-
ющие дозарядку или обратный выброс
смеси, можно получить по методу,
разработанному в МАМИ. При движе-
нии от ВМТ к НМТ поршень начинает
закрывать впускное окно и скорость
потока топливовоздушной смеси умень-
шается. Наполнение продолжается до
тех пор, пока полное давление рВп во
впускном канале, определяемое суммой
статического давления рвп и давления,
создаваемого инерцией потока смеси,
рд =-= 0,5 ремнем не уравновесит пол-
ное давление рк, действующее со стороны кривошипной камеры
Рвп Ч” Рд = Рк-
При дозарядке
Рип Рд Рк»
а при обратном выбросе смеси
Рвп Рд < Рк-
Исходя из условия максимального наполнения цилиндра, за-
крывать впускное окно нужно в точке В', когда дозарядка закон-
чилась, а обратный выброс еще не начался, т. е. рв + рд = р£.
Давление во впускном трубопроводе принимается
Рвп = 0,5 (Ро Рк)-
Давление, обусловленное инерцией потока,
J У‘ , J S
Рд ~ Евп^впРсм 1800 у СО® Т COS 2ф J П2,
где 1вп — коэффициент гидравлического сопротивления впускного
канала; 1т — длина впускного канала; — 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 + ря на впуске и рк в криво-
шипной 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 мощ-
ность, но при этом ухудшаются показатели двигателя в области
низких и средних частот вращения в результате возрастания обрат-
ного выброса смеси. Для двигателей мотоциклов, снегоходов,
работающих значительную часть времени на таких режимах,
это явление недопустимо.
Изменение давлений рвп рд и рв свидетельствует о том, что
продолжительность фазы впуска по углу поворота коленчатого
вала зависит от скоростного режима двигателя. В случае управле-
ния впуском с помощью вращающегося золотника можно выбрать
любые несимметричные относительно ВМТ фазы впуска для любого
скоростного режима. Но и в этом случае нельзя обеспечить опти-
мальность фаз впуска по всему скоростному режиму. Устройство,
управляющее впуском, должно быть таким, чтобы впуск начи-
нался с момента возникновения вакуума в кривошипной камере
и заканчивался при полном давлении потока смеси, равном давле-
нию в кривошипной камере.
Реализовать эти условия можно только применением специаль-
ного клапана впуска, например ОПК, обеспечивающего оптималь-
ную продолжительность фазы впуска для каждого скоростного
режима. Максимальное наполнение кривошипной камеры в зависи-
мости от скоростного режима можно улучшать, влияя не только на
продолжительность периода впуска, но и на изменение давления.
Достигнуть этого можно изменением размеров (объема) кривошип-
ной камеры, впускного патрубка, аккумулятора (резонатора) на
впуске и другими мероприятиями, рассмотренными выше.
После закрытия впускного окна в точке В (см. рис. 4.3) про-
исходит сжатие топливовоздушной смеси в кривошипной камере
(линия ВС). Сжатие связано в основном с уменьшением объема
камеры, а также нагревом смеси и испарением жидкой фазы топ-
лива 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 ОГ 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 N') 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 про-
дувочных каналах. Объем забрасываемых ОГ зависит от значения
давления рк тах. Заброс ОГ в кривошипную камеру нежелателен,
так как способствует ухудшению наполнения и экономичности
двигателя, а также повышению токсичности ОГ 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, сов-
местного 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, вытес-
няя ОГ. Перетекание смеси в цилиндр продолжается и после про-
хождения поршнем НМТ под действием разности давлений и инер-
ции струй смеси в продувочных каналах. В конце выпуска ОГ
при давлении в цилиндре меньше атмосферного вследствие инерции
струй вытекающих ОГ 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 продувоч-
ных 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 D) заканчивается в момент закрытия продувочных
окон. Во втором периоде продувки в зависимости от режима ра-
боты двигателя могут наблюдаться: обратный заброс смеси и ОГ
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 организа-
ции процессов и конструкции систем продувки, наполнения и
выпуска. Возможные усовершенствования этих систем рассмот-
рены выше.
Период от закрытия продувочных окон (точка Щ и до закрытия
выпускных окон (точка Н') оказывает влияние на процесс наполне-
ния цилиндра. Объем цилиндра уменьшается,и топливовоздушная
смесь выталкивается через выпускное окно в систему выпуска,
увеличивая прямой выброс смеси с ОГ. При использовании на-
строенной системы выпуска с помощью отраженной волны давле-
ния ОГ удается возвратить в цилиндр некоторую часть смеси,
попавшей в выпускную систему.
СНИЖЕНИЕ ВЫБРОСА ВРЕДНЫХ ВЕЩЕСТВ
Исследованиями установлено, что отработавшие газы двигате-
лей 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, чтов ОГ двухтактных карбюраторных
ДВС содержится NOX меньше, чем в ОГ четырехтактных. Однако
объемная доля СЖНЖ, СО и других примесей от сгорания смазоч-
ного 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 четы-
рехтактных двигателях.
Так как наибольшую опасность представляют выделения угле-
водородов, окиси углерода, оксидов азота, то ограничимся рас-
смотрением условий образования этих веществ.
108
4.1. Примерный состав ОГ двухтактных карбюраторных ДВС
Компоненты Объемная ДОЛЯ, % Удельное коли- чество выделенной теплоты, г/(кВт«ч) Допустимая массовая концен- трация в воздухе, мг/м*
максималь- ная разовая среднесуточная
Na О2 н2о Н2 со2 со NOS СН RCHO Сажа 3,4—бензо- пирен Соединения свинца 74 ... 77 0,3 ... 8,0 3,0 ... 5,5 0 ... 5,0 5,0 ... 12,0 0,5 ... 10,0 0... 0,8 0,2 ... 3,0 0 ... 0,2 0,04 * До 10 ... 20 ** 0 ... 0,06 70 ... 180 30 (в пересчете на N2O6) 15... 150 (в пе- ресчете на С) 3,5 (в пересчете на акролеин) 0,4 20 *** 1 й 3 0,085 1,5 0,035 0,15 Канцеро- генен То же Взрывоопасен Не более 0,7 0 1 0,085 (в пересче- те на NO2) 0,8 0,012 0,05
* Дана массовая коцеитрация, г/ма.
** Дана массовая концентрация, млн“"?/мв.
*•* 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 после-
дующего расширения газа при наличии кислорода может происхо-
дить горение окиси углерода. СО образуется при расширении,
выпуске и, главным образом, при сгорании богатых смесей. Посколь-
ку для работы двигателя на больших нагрузках, а также для улуч-
шения динамики движения на неустановившихся режимах тре-
буется богатая смесь, устранить выбросы СО довольно трудно.
Углеводороды (из условий равновесия) при сгорании топливо-
воздушной смеси образоваться не могут. Причины, определяющие
содержание углеводородов в ОГ, можно разделить на две группы,
влияющие на содержание СН: уносимых с ОГ при продувке цилин-
дров в результате прямого выброса; не сгоревших в цилиндре
двигателя.
Первая группа причин зависит от организации процесса газо-
обмена, настройки систем впуска, продувки, наполнения цилиндра
и выпуска, гомогенности состава топливовоздушной смеси, локаль-
ного 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
Рис. 4.5. Изменение состава ОГ двигателя
в зависимости от коэффициента а избытка
воздуха
площадью поверхности камеры
сгорания, концентрацией остаточ-
ных ОГ в цилиндре, параметрами
процесса сгорания, турбулентно-
стью струй в объеме цилиндра,
составом топливовоздушной смеси,
догоранием после гашения пла-
мени.
Пути устранения причин пер-
вой 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 окси-
дов азота показывает, что на выделение их с ОГ влияют такие
факторы: высокая температура процесса сгорания в цилиндре (при
Тц < 1700 К они практически не образуются); массовая концен-
трация азота и кислорода в ОГ (окисление азота происходит за
фронтом пламени в зоне продуктов сгорания); скорость охлажде-
ния продуктов сгорания; неравномерное распределение темпера-
туры в зоне продуктов сгорания.
Повышение температуры сгорания, характерное для смесей,
близких к стехиометрическим, определяет максимальную концен-
трацию 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 по-
явлению оксидов азота, а богатые — углеводородов и окиси угле-
рода. Процесс образования NOX в отличие от процесса образова-
ния СО и СН в ОГ усиливается при больших значения рв и малых
значениях ge, поэтому мероприятия, снижающие выделения NOXI
не совпадают с мероприятиями, направленными на совершенствова-
ние топливной экономичности.
Изменение состава ОГ в зависимости от коэффициента а избытка
воздуха, характерное для двухтактных карбюраторных ДВС,
показано на рис. 4.5.
110
4.2. МЕТОДИКА ОЦЕНКИ ТОКСИЧНОСТИ
Для оценки токсичности ДВС используются два основных
метода испытаний: на электротормозном стенде по методике,
рекомендованной SAE; на мотоцикле по ездовому циклу, имити-
рующему условия дорожного движения.
Первый метод предназначен для сравнительной оценки влияния
различных конструктивных, регулировочных и режимных факто-
ров на выбросы токсичных веществ с ОГ при проведении исследо-
ваний. Второй метод испытаний обеспечивает проверку на соответ-
ствие 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 нагру-
зочным (тормозным) устройством. Тормозной барабан регули-
руется 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 сиг-
нал, пропорциональный частоте, а следовательно, скорости движе-
ния мотоцикла. Сигнал от датчика поступает на регистрирующий
прибор, находящийся в поле зрения водителя, который проводит
испытания. Испытание по типу I Правил № 17 ЕЭК ООН преду-
сматривает 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 посто-
ронние примеси сильно влияют на чувствительность инфракрасных
газоанализаторов и могут вывести их из строя. Способ непосред-
ственного отбора применяют тогда, когда не требуется высокой
точности измерений.
Способ «сборного мешка». Если при проведении испытаний
по Европейскому ездовому циклу весь газ направить в специаль-
ный 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 соб-
ранного 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 пока-
зали исследования, в мешках, выполненных из новой полиэтиле-
новой 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 нахожде-
ния 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 двига-
теля ОГ. При этом способе отбора пробы ни в одной точке системы
не происходит конденсации паров воды. Поэтому можно предполо-
жить, что тяжелые углеводороды и кислородосодержащие компо-
ненты ОГ, которые могут быть удалены из пробы вследствие раство-
рения в воде при таком способе отбора пробы, останутся в газе [ 16 ].
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 вымыва-
ние углеводородов с высокой температурой кипения. Этому усло-
вию 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 установле-
ния их качественного и количественного состава широкое примене-
ние получили методы газоадсорбционной (газотвердой) хромато-
графии, спектральные и кондуктометрические [16].
Для анализа СО и суммарных углеводородов СН двухтактных
карбюраторных ДВС применяют в основном приборы, работающие
по методу инфракрасной спектроскопии (ИКС). Метод ИКС бази-
руется на селективном поглощении инфракрасного излучения в
области длин волн 4,7 мкм. ИКС-анализаторы обладают высокими
селективностью, стабильностью, надежностью показаний, быстро-
действием, относительно невысокой стоимостью. Основным их
112
4.2. Характеристика основных ИКС-анализаторов
Модель Компо- ненты О Г Объемная доля, % Относи- тельная погреш- ность, 0/ /0 Примечание
«ОА-2109» (СССР со 0 . .. 10 5 Стационарный
«ОА-5501» (СССР) со, 0 . ..0,5 10 »
со2,
сн4
«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 0 . . 2 2
CnHm 0 . . 8
«Мекса-322» (Япония) со, 0 . . 12 2 »
0 . . 10
«Мекса-2000» со, 0 . . 10 2 Аналитический ком-
(Япония) Спнт*. 0 . . 2000 плекс
NO* млн~1
(11 диапаз)
«САН-1020/1120» со, 0 ... 10 5 Диагностический
(США) Спнт 0 ... 2000 комплекс
МЛИ”1
• Хемилюминесцентный метод регистрации окислов азота.
недостатком является достаточно большая погрешность измерения,
обусловленная нестабильностью состава углеводородов в ОГ.
Поскольку отдельные углеводороды характеризуются определен-
ной полосой поглощения, создать универсальный детектор на
углеводороды CnHm не удается. Обычно ИКС-анализаторы калиб-
руют по л-гексану или -пропану — наиболее характерным угле-
водородам, входящим в состав ОГ.
Основные модели ИКС-анализаторов, применяемых в нашей
стране, представлены в табл. 4.2 [161. В исследованиях, проводи-
мых авторами, для анализа ОГ использовался главным образом
газоанализатор «МЕКСА-322» фирмы Хариба (Япония), созданный
специально для анализа ОГ двухтактных карбюраторных двига-
телей.
ОЦЕНКА РЕЗУЛЬТАТОВ АНАЛИЗА ОГ
Экономичный режим работы двигателя обусловлен наиболее
полным сгоранием топлива. Для уменьшения содержания токсич-
ных 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.
113
Ухудшение процессов газообмена, смесеобразования и сгора-
ния, снижение коэффициента наполнения, а также детонационное
явление приводят к дополнительным потерям топлива. Совершен-
ство рабочего процесса двигателя отражается на составе его ОГ.
Исследование состава ОГ позволяет количественно оценить недостат-
ки процессов газообмена, смесеобразования и сгорания. Состав топ-
ливовоздушной смеси также важен при оценке конструкции двига-
теля. С помощью современных методов анализа газов можно опре-
делять 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 ана-
лиза ОГ с помощью уравнения полного сгорания углеводорода
состава CnHm. При богатой смеси и полном сгорании углеводородов
СНа 4- 1,25 Оа = 0,5 СО + 0,5 СОа + Н2О,
а при бедных смесях
СНа 4- 1,25 Оа = СОа 4- Н2О.
Зависимости между составами ОГ и топливовоздушной смеси
получены по результатам исследований на одноцилиндровой уста-
новке в широком диапазоне режимов и расчетным путем.
Исследования показали, что по результатам анализа ОГ состав
топливовоздушной смеси определяется вполне точно при нормаль-
ном процессе горения и при его нарушениях. На точность опреде-
ления не влияют противодавление на выпуске, опережение зажи-
гания, 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 раз-
работаны вспомогательные таблицы, устанавливающие зависи-
мость между действительным составом топливовоздушной смеси и
общим содержанием кислорода, двуокиси углерода и углерода
в ОГ.
МЕТОДИКА ОПРЕДЕЛЕНИЯ КОЭФФИЦИЕНТА
ПОЛНОТЫ СГОРАНИЯ ТОПЛИВА
Как было показано выше, в карбюраторных двигателях количе-
ство теплоты, уносимой с ОГ в результате неполноты сгорания и
потерь топлива при продувке цилиндра топливовоздушной смесью,
может достигать 45 % общего количества, что объясняется примене-
нием богатых смесей с а < 1 и несовершенством системы газооб-
мена. 7
114
г
Поэтому для исследователей 4.3. Значения величин Н’а в
представляет несомненный ин- для различите топлив
терес определение доли qs. 0 —-——’Г-’- кДж/м8 .. -
несгоревшего топлива с целью изыскания путей ее дальней- Топливо £^2 тпахг %
шего уменьшения. Для двигателей с внешним смесеобразованием, работающих Бензин Дизельное Мазут 3739 4082 4020 14,6 15,6 16,4
на жидком топливе, при коэф- фициенте избытка воздуха а < 1 Q«. о — 22,4ОттоДя> Природный газ 4187 11,9

где GT — часовой расход топлива, кг/ч; та — 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 q2 от
физического (механического) недожога, представляющие собой
долю теплоты топлива, потерянной вследствие уноса из цилиндра
двигателя части топлива в виде сажи, кокса, паров или даже несго-
ревших 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 коэффи-
циент полноты сгорания топлива
Пп. с = 1 ?i 1 ’ ?!•
При расчете коэффициента т|п. 0 доля количества теплоты, те-
ряемой в результате химического недожога топлива,
9i = meQr. кЮ0/Д« « Qr. пА/Н'и,
где Qr. к — теплота сгорания горючих компонентов, содержащих-
ся в 1 м3 сухих продуктов сгорания, кДж/м3; Qr. к = 30,2 СО +
4- 25,8 На 4- 85,5 СН4; А — отношение действительного объема
ОГ к теоретическому (при а = 1):
л = со2 шах/(С02 + со' + сн;).
Значения величин Н’и и СО2тах зависят от вида топлива
(табл. 4.3).
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-
115
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 двига-
теля, относятся: тип карбюратора и его регулировки; конструкция
воздухоочистителя и впускного патрубка; конструкция криво-
шипной камеры; конструкция системы продувки; конструкция и
объем цилиндра; конструкция камеры сгорания; конструкция
системы выпуска.
КАРБЮРАТОР
Тип карбюратора оказывает существенное влияние на показа-
тели двухтактных ДВС. На двухтактных карбюраторных двигате-
лях мотоциклов, выпущенных в нашей стране, установлены в
основном карбюраторы типа К-28, К-36, К-62.
Параметры некоторых карбюраторов, применяемых в двухтакт-
ных 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 коэф-
фициента а избытка воздуха.
Например, с изменением настройки карбюратора с режима мак-
симальной 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 к-збж К-28И К-36Д К-36И К-62Д К-62И
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
116
2500 3000 3500 0000 0500 5000 л, мин'1
Рис. 4.6. Внешняя скоростная харак-
теристика двигателя мотоцикла «Вос-
ход-250»
Рис. 4.7, Изменение коэффициента а
избытка воздуха и массовой доли СО
в ОГ двигателя «Восход-250» при се-
рийной регулировке карбюратора (ин-
дексы «в», «с» и «н» соответствуют верх-
нему, среднему и иижиему положению
иглы)
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 каче-
ства 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 значитель-
ным обогащением топливовоздушной смеси, приготовляемой кар-
бюратором 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 Тог газов, пони-
жающаяся до 800 К при низких частотах п (см. рис. 4.6).
Удельный эффективный расход ge топлива изменялся от 800 до
460 гДкВт.ч), достигая минимальных значений при высоких часто-
тах п и нижнем положении иглы распылителя. Минимальные
массовые доли СО и СН в ОГ также соответствуют установке иглы
распылителя в нижнее положение.
117
Рис. 4.8. Изменение характеристик
двигателя «Восход-250» в зависимо-
сти от подачи жиклера холостого
хода (игла распылителя в верхнем
положении, диаметр конуса иглы
1,61 мм):
—..- — подача равна нулю; ₽=?
подача 50 см3/мин
Влияние профиля дози-
рующей иглы. При открытии
дроссельной заслонки менее
чем на 3/4 хода главный топ-
ливный жиклер не оказывает
влияния на состав смеси,
приготовляемой карбюрато-
ром. Размеры дозирующей
иглы влияют на состав смеси
в широком диапазоне ра-
боты карбюратора (1/4...3/4 хода дроссельной заслонки). При
изменении диаметра конца иглы распылителя от 1,61 до 1,82 мм,
а длины конуса иглы от 27 до 30 мм для различных положе-
ний дроссельной заслонки (50 и 100%) и нижнего положе-
ния 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 откры-
тиях дроссельной заслонки. Минимальные удельный расход топ-
лива 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 скорост-
ной характеристике при уменьшении расхода топлива через жик-
лер 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 топ-
ливный жиклер холостого хода целесообразно заглушить или
уменьшить его диаметр (по сравнению с серийным жиклером).
Влияние регулировки главной дозирующей системы. Регули-
ровка главной дозирующей системы у карбюратора с диффузором
постоянного сечения определяется в основном параметрами топ-
ливного и воздушного жиклеров. При изменении размеров топлив-
ного 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 поло-
жениями 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 характе-
ристике. Поэтому при регулировке карбюратора на минимальную
экономичность и токсичность ОГ необходимо определить оптималь-
ные размеры диффузора.
Размеры диффузора устанавливают с учетом условий наилуч-
шего наполнения цилиндра двигателя, тогда площадь сечения диф-
фузора следует увеличивать, и обеспечения надежного смесеобразо-
вания, тогда площадь сечения следует уменьшать, так как это
позволяет повысить степень вакуума в дозирующих системах
карбюраторов. Применение карбюраторов с увеличенными пло-
щадями проходных сечений диффузоров приводит к ухудшению
смесеобразования на всех режимах работы, кроме режима макси-
мальной мощности. Поэтому при таких диффузорах часто происхо-
дит «вялый» разгон двигателя.
Сравнение показателей двигателя «Восход-250» проводили для
двух диффузоров диаметром 32 (серийный) и 30 мм при распыли-
теле 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 топ-
лива 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 дру-
гих — фильтры с бумажным фильтрующим элементом, которые
в настоящее время получили наибольшее распространение, благо-
даря высокой фильтрующей способности. Использование воздухо-
очистителя вместе с глушителем шума привело к значительному
снижению размеров последнего. На современных гоночных мото-
циклах, работающих при очень высоких частотах вращения, уста-
119
Рис. 4.9. Изменение крутящего
момента AfKp при различных
длинах впускного патрубка:
1 — двигатель рабочим объемом
200 см8 со вставками длиной 50 и
100 мм; 2 — двигатель рабочим объ-
емом 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, оборудо-
ванным 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
Рктах 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 Евп впускного
патрубка (от входного сечения до впускного окна); средней пло-
щадью Гвп поперечного сечения впускной системы (патрубок и
карбюратор); диаметром dBn круга площадью, равной площади
впускного окна; скоростью звука а входящего воздуха; общим
объемом Ук 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 Евп
впускного патрубка может быть улучшена характеристика крутя-
щего момента ЛДР (рис. 4.9). У двигателя рабочим объемом 200 см3
благодаря вставкам длиной 50 и 100 мм удалось повысить крутя-
щий момент во всем диапазоне частот.
Двигатель рабочим объемом 250 см3 имел первоначальную дли-
ну впускной системы, включая карбюратор, около 150 мм. Макси-
мальный крутящий момент Л4кр (сплошная кривая 2) достигался
при 3600 мин"1 (Л4кр = 18,3 Н-м), а затем снижался до 12 Н-м при
1800 мин-1. Применение вставки длиной 100 мм позволило повы-
120
Рис. 4.10. Скоростные характе-
ристики двигателя MMB3-3.111
с впускными патрубками дли-
ной £вп=140, 210, 280 и
350 мм
Рис. 4.11. Осциллограмма дав-
ления рвп во впускиом патрубке
длиной £вП — 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)
[24]. Параметры двигателя без воздухоочистителя фо, р'е и g'e.
Наибольшее обеднение смеси (а = 1,06) получено при п =
= 4000 мин-1 при впускном патрубке длиной 350 мм. Такое обед-
нение рабочей смеси вызвало резкое снижение давления ре и
уменьшение удельного расхода ge топлива. При увеличении длины
впускного патрубка происходит рост коэффициента фа 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 -не-
обходимо рассмотреть осциллограмму давления рвп во впускном
патрубке длиной Ьвп (рис. 4.11).
При закрытии впускного окна в патрубке возникают колебания
давления рвп с высокой частотой А, что связано с ударом движу-
щегося 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 коле-
бания 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
121
Рис. 4.12. Осциллограммы давления рк в кривошипной камере двигателя
ММВЗ-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;
-------= 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 <ро == 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 избы-
точного давления. Так, при длине патрубка 350 мм избыточное
давление на впуске достигает 10 кПа, а коэффициент <ро возрастает
до 1 (см. рис. 4.10).
Влияние длины £вп впускного патрубка на наполнение криво-
шипной камеры оценивалось по изменению давления рк в криво-
шипной камере при длине патрубков Lsn = 210 и 350 мм и разных
частотах вращения и (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 (£вп = 350 мм), что обусловлено газодинамиче-
скими процессами во впускном патрубке. По этой же причине
коэффициент избытка продувочной смеси фо при LBa = 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 наиболь-
шей степени это проявляется при патрубках большей длины. При
частоте вращения больше 5000 мин”1 при £Вп — 350 мм значения
Фо значительно снижаются.
Как видно из анализа, при работе с длинными впускными пат-
рубками большие значения фо и р'е получаются на малых и средних
частотах вращения, а при работе с короткими — на высоких.
Площадь поперечного сечения впускной системы. Значитель-
ное влияние на показатели двухтактных ДВС оказывает площадь
122
поперечного сечения впускной системы. При большем среднем
значении площади Квп поперечного сечения впускной системы
(увеличенном диаметре всасывающего патрубка карбюратора)
повышается частота fsa колебаний впуска, быстрее наполняется
кривошипная камера, т. е. область лучшего наполнения сдвигается
в зону более высоких частот.
Уменьшение площади FBn поперечного сечения оказывает
обратное действие. Обычно площадь сечения впускного патрубка
определяется в зависимости от площади Fa проходного сечения
диффузора карбюратора и принимается Fsn =1,1 Fs. Площадь
Fn диффузора выбирают путем анализа аналогичных площадей
существующих двигателей. Площадь Fs, отнесенная к 100 см®
рабочего объема двигателя, колеблется в достаточно широких пре-
делах (см. ниже).
Двигатель . . <ИЖ-Юпитер-2» «ИЖ-Юпитер -3» «ИЖ-ЮЗ-01» «иж-п-з-01»
Кд, cmVcm8 . 1,3 • ‘ 100 1,64 2,03 2,31
100 100 100
Двигатель. . «Восход-250» «Восход-1751 «Цюидапп» Кроссового мотоцикла
3,2 4,03 4,54 5
' 1 100 100 100 100
Диаметр диффузора у этих двигателей 24...38 мм. Для гоноч-
ных мотоциклов обычно площадь FK — 5 см2 на каждый 100 см’
рабочего объема цилиндра. Это определяет приведенные ниже
необходимые диаметры диффузоров dn.
Vhi см«............................. 50 125 175 200 250
dn, мм............................. 18 28 33 36 40
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 влия-
ние на наполнение кривошипной камеры. Обычно площадь впуск-
ного окна Квпо = 1,25 Кд, потому что окно открыто обычно не
полностью. Площадь Квп.о впускного окна оказывает аналогичное
влияние: при увеличении площади Квп. о впускного окна повыша-
ется частота /вп колебаний впуска, область лучшего наполнения
сдвигается в зону высоких частот. Уменьшение Квп, 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 Vh. Ширина впускного окна (по хорде) прини-
мается 55...65 % диаметра цилиндра. При увеличении ширины
возникает опасность поломки поршневых колец. При больших
123
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
LBn впускного патрубка для получения наилучшего наполнения
кривошипной камеры при необходимой для этого частоте в зависи-
мости от рабочего объема цилиндра показана на рис. 4.13.
Если отношение LBIJVh = const при изменении рабочего объема
(например, LBJVh = 0,1; LBa = 5 см при Vh = 50 см8 и Лвп =
= 50 см при Vh = 500 см3), то частота максимального наполнения
кривошипной камеры снижается с 17 000 мин-1 при Vh = 50 см3
до 5800 мин-1 при = 500 см3. Для двигателя Vh = 200 см3 при
длине впускного патрубка 20 см максимальное наполнение криво-
шипной камеры будет при п = 9000 мин-1.
Продолжительность фазы впуска. Необходимо иметь в виду,
что для получения достаточно высокой степени вакуума в криво-
шипной 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 кривошип-
ной камеры на более высоком скоростном режиме с меньшей про-
должительностью открытия впускного окна, т. е. уменьшается
время — сечение впускного окна:
р(<Рвп)<*/,
<1
где 4 и t2 — моменты времени.
Тогда для увеличения наполнения потребуется расширить
фазу впуска <рвп или уменьшить период колебания впуска. Вместе
с расширением фазы впуска снижаются полезный объем цилиндра,
ход сжатия в кривошипной камере и соответственно объем подавае-
мой в цилиндр смеси. Из зависимостей продолжительности фазы
впуска фвп от коэффициента <р0 избытка продувочной смеси следует,
что более позднее окончание впуска обеспечивается при меньшем
коэффициенте <р0 избытка продувочной смеси ввиду потери полез-
ного объема (рис. 4.14).
124
Зависимость необходимой
Рис. 4.13.
длины Лвп впускного патрубка от ра-
бочего объема Vh цилиндра
Рис. 4.14. Изменение коэффициента <р°
избытка продувочной смеси в зависимости от продолжительности фазы впуска
<рвп при различных частотах вращения п
Влияние фазы впуска <рвп на показатели двигателя «Восход-250
СКУ» определено расчетом на ЭВМ по методике, изложенной выше.
При высоких значениях <р0 ухудшается экономичность двигателя,
так как увеличиваются потери топливовоздушной смеси, уносимой
вместе с ОГ в выпускную систему, главным образом на малых
частотах вращения.
Уменьшение коэффициента <р0 способствует снижению мощ-
ности 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 двухтакт-
ных ДВС различного назначения с различным типом газораспреде-
ления 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 колен-
чатого 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 опе-
режения 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
125
4.S. Продолжительности фаз газообмена двухтактвых ДВС
(угол поворота коленчатого вала, °)
Двигатель Модель СМ3 Тип газорас- пределения Впуск Про- дувка Выпуск
Мотоцикла:
дорожного ИФА (ГДР) 125 Поршневое 156 122 144
«Адлер» (ФРГ) 250 » 147 112 162
«Ява» (ЧФР) 250 142 124 152
«ИЖ-Планета» (СССР) 350 145 112 150
«Ява* (ЧФР) 350 S 144 130 165
гоночного «Симсои» (ГДР) 50 Золотниковое 222 135 190
«С2-125» (СССР) J25 а 192 (0ТКрЫТ1 после I 139 te 52® 1МТ)11 188
Снегохода «Буран» 635 Поршневое 144 125 157
Лодочный «Москва-25'i. 496 Клапанное (с ОПК) 118 124 158
«Москва-30» 496 То же 122 116 154
«Вихрь» 422 Золотниковое 147° 30' 116 140
«Вихрь-ЗО» ПД-8М 488 > 177е 30' 106 148
Пусковой 199 Поршневое 135 108 132
П-350 346 » 129° 15' 124 141® 30'
Стационарный СД-60 61 1 128 124 140
2СД 123 > 122 120 132
Мотоиасосиого агрегата МП-800Б 692 > 134 120 150
высоких значений 7Икр 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 двух-
тактных 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-камер-
ной продувкой осуществляется в два этапа: сначала топливовоз-
душная смесь заполняет кривошипную камеру, а затем цилиндр.
Поэтому наполнение двигателя связано с заполнением кривошип-
ной камеры смесью. Объем кривошипной камеры без объема под-
поршневого пространства определяется необходимостью размеще-
ния в нем кривошипного механизма.
W6
Для оценки влияния объема кривошипной камеры на наполне-
ние двигателя используют коэффициенты г]ок наполнения криво-
шипной камеры и р неиспользуемого объема:
Цок = VK/Vо. кг Р = Vк nilnl.Vhi
где VK — объем поступившей в камеру смеси; Vo. к — объем смеси
в камере при условиях окружающей среды.
Коэффициент цак зависит от многих факторов: давления в ка-
мере в начале впуска; частоты вращения двигателя; продолжи-
тельности 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 увели-
чения наполнения кривошипной камеры зарядом топливовоздуш-
ной смеси необходимо в момент начала впуска 3 иметь минимальное
давление рк mln.
В этом случае скорость смеси на впуске будет наибольшей,
что способствует увеличению iiaK. Как видно из диаграммы, мини-
мальное 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 давле-
ние при движении поршня к ВМТ и к моменту открытия впускного
окна.
Продолжительность фазы впуска. При симметричной фазе
впуска с поршневым газораспределением колебания потока опре-
деляют процесс наполнения. Максимум наполнения кривошипной
камеры соответствует какой-то определенной частоте. При умень-
шении частоты происходит ярко выраженное снижение ,пок, 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 несимметрич-
ного впуска (см. рис. 2.2).
127
Рис, 4.15. Скоростная характеристика двига-
теля MMB3-3.111 с кривошипной камерой раз-
личного объема:
------ у = 396 си*; --------— Укз = 462 см«
Симметричная фаза (62° до ВМТ и
62° после ВМТ) при высоких частотах
вращения почти соответствует по
г]ок несимметричной фазе (<рвп =
== 150°), но на средних и низких
частотах (начиная с п=3300 мин-1) rjDB
ниже в среднем на 6... 10 %.
Объем кривошипной камеры.
Одним из наиболее существенных
факторов, определяющих коэффи-
циент наполнения двигателя, явля-
ется объем Ук кривошипной ка-
степень сжатия ев кривошипной камеры:
меры. При изменении VB меняется
ев = V'k/Vk}
где Vk — объем камеры в момент закрытия впускного окна?
Vk — объем камеры в момент открытия поршнем продувочных
окон.
Исследования влияния объема Ик (Ик1 = 396 см8 и =
= 462 см3) на скоростные характеристики двигателя MMB3-3.111
(рис, 4.15) с различной степенью сжатия в кривошипной камере
(ек1 = 1,44; е,!2 — 1,36) показали [191: с уменьшением объема
VK скоростные характеристики (а', срб, р'е, g'e) сдвигаются в область
более высоких частот вращения (пропорционально уменьшению
объема VK, в среднем на 14%). Максимальные значения а', <ра
и р’е 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 ps в кривошипной камере
(рис. 4.16) позволяют объяснить изменение скоростных характе-
ристик двигателя в зависимости от объема VK кривошипной каме-
ры. Объем заряда, поступившего в камеру, определяется макси-
мальным 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 макси-
мальное 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-3.111 при частоте вращения п = 5870 мин-1:
1 — впуск; 2 — сжатие; 3 — продувка; 4 — расширение; ---- — 7К = *62 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 достиг-
нуто более качественной продувкой. Наибольшее влияние на каче-
ство продувки оказывают выпускная система, фазы газораспреде-
ления, 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) двух-
тактного ДВС целесообразной диаграммой газораспределения,
несложно определить необходимую высоту окон, например, по
методу Брикса (табл. 4.6).
Время-сечение продувочных окон
I,
Р
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 перераспределения для различных окон
Определяемые параметры Впускного Продувоч- ного Выпускного
Фаза газораспределения, 0 122 ... 156 106 ... 139 132 ... 190
Относительная высота окна, й 20 ... 40 16 ...22 29 ... 55
J Fdt
—, мм*-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). Двух-
канальная продувка не всегда обеспечивает необходимое качество
газообмена и продувки. Существенное улучшение мощностных
Ряс. 4.17. Схемы возвратно-петлевой продувки:
а — двухканальная; б — трехканальная; в — четырехканальная: 1 продувочный ка*
нал; 2 — цилиндр; 3 — выпускной канал; 4 — дополнительный продувочный канал
130
Рио. 4.18. Цилиндр с четырехка-
нальной системой продувки мото-
циклов фирмы Кавасаки:
а — схема; б «> развертка; Z впуск-
ной какал; 2 •« цилиндр; 3 •» ироду.
воиные окна; 4 — выпускной канал
показателей двигателей по-
лучается при введении треть-
его продувочного канала 4
напротив выпускного окна.
Для продувки через допол-
нительный канал 4 на поршне
предусматривают специаль-
ное окно. Дополнительный
продувочный канал позво-
лил устранить образование
скопления ОГ над головкой
поршня. В результате уве-
личилось наполнение ци-
линдра, улучшились охлаждение поршня и смазывание иголь-
чатого подшипника верхней головки шатуна. Мощность двига-
телей повысилась на 10 %, прогары поршней и поломки подшип-
ника 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 допол-
нительными продувочными каналами показана на рис. 4.18. Такая
схема газораспределения применена, например, на мотоциклах
фирмы Кавасаки. В табл. 4.7 приведены параметры системы газо-
распределения и основные размеры окон ДВС трех моделей мото-
циклов 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 проек-
тировании размеров продувочных каналов и окон эти потери можно
свести к минимуму.
Эпюры распределения скоростей при различных вариантах
четырехканальной продувки опытных цилиндров позволяют оце-
нить, 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, проходя-
щего 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 перемешива-
нию свежего заряда с продуктами сгорания. Эпюры (рис. 4.19, в, г)
5* 131
i.T. Параметры системы газораспределения двигателей фирмы
Кавасаки трех моделей
Параметры 81КН2Б S2 S3KH400
см? 250 350 400
Л в, кВт 20,6 32,3 28
п, мин * Фавы газораспределения по углу по- ворота коленчатого вала, °: впуск 7500 8000 7000
130 146 146
продувка 120 116 116
выпуск 166 178 172
Размеры окон по рис. 4.18, мм: А 33,7 31 33
В 22 24 22,5
С 30 35,5 36
D 9 12,5 11
Е F 12,5 11 11,5
22,6 22,6 22,6
G 30 36 36
Н 55,2 54,5 55,5
J А 90 90 90
50 50 70
82,4 81,6 82.1
близки к идеальным. Смесь движется с максимальной скоростью
у задней стенки цилиндра. В центре цилиндра скорость близка
к нулю,
Продувочные каналы имеют обычно форму по типу А или В.
Плавный поворот у каналов формы типа В мало влияет на макси-
мальную мощность, но имеет преимущества в диапазоне низких и
средних частот вращения п.
Рис. 4.19. Эпюры распре-
деления скоростей (м/е)
заряда при продувие:
а — неблагоприятного: б —
с перемешиванием заряда и
ОГ: в, г — близкого к иде-
альному; 1 ~ сторона про-
дувки; 11 — сторона выпу-
ска
132
При прямоугольном изгибе колена сопротивление потоку зави-
сит от радиусов изгиба колена. Чем больше радиус, тем меньше
сопротивление потоку при одинаковых площадях входного и
выходного сечений. Следует избегать отрыва потока от стенок кана-
лов, 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 проду-
вочных каналов в цилиндр. От них зависят структура и направле-
ние 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 сече-
ний продувочных окон, равном приблизительно 0,4 [21. Верти-
кальный угол а2 в таких системах продувки изменяется в широких
пределах: для главных продувочных каналов от 75 (мод. ТД2
фирмы Ямаха, 250 см8) до 90° (мод. TR2, 350 см8); для дополни-
тельных каналов от 45 (TR2) 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, сни-
зится мощность двигателя и повысится токсичность ОГ.
Для организации эффективной продувки важное значение имеет
симметричность продувочных окон, углов входа и размеров проду-
вочных каналов относительно выпускного окна При несимметрич-
ности продувочных потоков происходит образование вихрей и ин-
тенсивное перемешивание свежей смеси с ОГ, что также увеличи-
вает прямой выброс топлива, а следовательно, коэффициент оста-
точных 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 повы-
сить Т]о.
Совершенство газообмена определяется не только формой и
размерами продувочных каналов, но и перепадом давления в криво-
шипной камере и цилиндре, от которого зависит скорость проду-
вочных струй, а также настройкой системы продувки. Перепад
давления определяется степенью ек сжатия смеси в кривошипной
камере, а следовательно, конструкцией кривошипной камеры.
133
Рис. 4.20. Изменение необходимой
длины Дпр продувочных каналов в
зависимости от частоты вращения а
коленчатого вала двигателя
Настройка системы продувки
зависит от правильного вы-
бора длины продувочных ка-
налов.
Кривошипная камера с
продувочными каналами яв-
ляется резонатором Г ельм-
гольца, который можно рас-
считать по известным формулам. При продувке в системе криво-
шипная камера — продувочные каналы возникают колебания, ча-
стота которых зависит от геометрических размеров этой системы.
Как и в случае впуска, продувка должна проводиться только
за 1/2 периода колебания. Если продолжительность продувки пре-
вышает 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» (Йк == 274 см3, <рпр = 112°,
Lnp — 6,13 см, Fnp = 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 продувоч-
ных каналов для достижения наилучшего наполнения. Для двига-
теля «Адлер-250» при частоте вращения п — 3000 мин-1 требуется
средняя длина продувочных каналов £пр « 80 см, что конструк-
тивно выполнить невозможно.
Из идеальной зависимости колебаний давления рк двигателя
«Адлер-250» следует, что вакуум в кривошипной камере прихо-
дится 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 влия-
ние 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 дви-
гателя.
Что дает уменьшение рабочего объема цилиндра? Во-первых,
при меньшем рабочем объеме цилиндра получается меньший объем
кривошипной камеры при положении поршня в ВМТ, что повы-
шает 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 поршне-
вую (до 0,6 ... 1 кВт/см2) мощности ДВС как улучшением напол-
нения, так и увеличением частоты вращения и степени сжатия.
Однако установлено, что уменьшать рабочий объем одного ци-
линдра 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 ци-
линдре, оказывают доминирующее влияние на процесс газооб-
мена. В частности, изменение давления в цилиндре в период про-
дувки сказывается на очистке и наполнении кривошипной ка-
меры. Давление в цилиндре зависит от фаз газораспределения,
в том числе и от фазы предварения выпуска и изменения давления
в выпускной системе.
Исследование влияния фазы выпуска на двигателе MMB3-3.111
проводилось как без выпускной, так и с выпускной системой 119].
Фазы Дфвып предварения выпуска и соответствующие им удель-
ные время—сечения предварения выпуска Д/^вып/Иь, фазы <рВып
выпуска и доли фвып потерянного хода даны ниже.
Д<рВЫп поворота коленчатого вала, ° . .
ДГвып/Уй, мм?-с/л.....................
Фвып поворота коленчатого вала, ° . .
4>вып. % (от S).......................
7 14 21 28
0,078 0,313 0,705 1,25
125 139 154 167
24,1 29,3 34,5 39,7
При увеличении фазы предварения выпуска (рис. 4.21) имеет
место снижение среднего значения противодавления Дрп в ци-
линдре за период продувки (рис. 4.21), что улучшает истечение
рабочей смеси из кривошипной камеры. (Параметры а , <р6, ре,
g'e характеризуют работу двигателя без выпускной системы.)
Вследствие увеличения Дрп происходит рост коэффициента <ро
избытка продувочной смеси со смещением максимума в сторону
более высоких частот вращения. При частотах п, меньших тех,
ЧТО СООТВбТСТВуЮТ фо max» снижение <р6 объясняется обратным вы-
бросом смеси из кривошипной камеры. Возрастание коэффициента
избытка воздуха а при п « 4100 мин-1 обусловлено возросшими
колебаниями во впускной системе, кривошипной камере и про-
дувочных каналах. Обеднение смеси на этой частоте вращения
отражается и на протекании скоростной характеристики ge.
135
Рис. 4.21. Скоростная характеристика двигателя MMB3-3.111 при изменении фа-
зы Афвып предварения выпуска
Основная часть прямого выброса смеси из цилиндра приходит-
ся на период выпуска, определяемого продолжительностью фазы
предварения выпуска. При снижении частоты (ниже 4100 мин-1)
по мере увеличения фазы предварения выпуска существенно воз-
растает удельный расход ge топлива и снижается ре. Это объяс-
няется 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 <pd и улучшением наполнения. Рост
удельного расхода ge топлива при этом объясняется увеличением
прямого выброса топливной смеси. Иллюстрацией к этим поло-
жениям служат диаграммы изменения давления рк в кривошип-
ной камере при частоте п ~ 3000 и 5000 мин"1 (рис. 4.22).
136
Рис. 4.22. Осциллограммы давления рк двигателя MMB3-3.111 при фазе пред-
варения выпуска Дсрвып = 28°:
1 — впуск; 2 — сжатие; 3 — продувка; 4 — расширение; - — п = 3000 мин"1;
-----— п — 5000 мии"1
Импульс противодавления Дрц в начале процесса продувки
приводит к забросу ОГ в кривошипную камеру и обусловливает
образование блуждающих волн давления в продувочных каналах.
С увеличением Д<рвып максимальное давление Дрц 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 умень-
шении 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 обусловли-
вает снижение концентрации углеводородов в ОГ. Однако данный
вывод справедлив лишь при условии, что изменяется только рабо-
чий 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 rjt
двигателя, полноты сгорания т)п. с топлива, потерь теплоты
в системе охлаждения двигателя и др. Термический КПД двига-
теля связан только со степенью сжатия. Увеличение степени сжа-
тия ограничено, как известно, появлением детонационного сго-
рания.
Степень сжатия и потери теплоты в процессе горения опреде-
ляются конструкцией камеры сгорания. Двухтактные ДВС имеют
камеры сгорания обычно компактной полусферической формы
137
Рис. 4.23. Камеры сгорания двухтакт-
ных двигателей:
а ~ полусферическая; б — полусфернчес-
кая без антндетовациовной щели; в —1 ша-
тровая
Рис. 4.24, Влияние формы камер сгорания ва показатели двигателя «Вос-
код-250»:
---------—— — серийная полусферическая; *-•—»— сферическая без антндетона»
двойной щели; •— — шатровая
(рис. 4.23, а, б) с кольцевой или полукольцевой щелью, образу-
ющейся 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 минималь-
ной при заданном объеме (рис. 4.23, в).
Влияние формы камеры сгорания на мощностные, экономиче-
ские и токсические показатели двигателя мотоцикла «Восход-250»
можно оценить по рис. 4.24. Лучшие мощностные показатели
обеспечиваются при полусферической (серийной) камере сгора-
ния, а лучшие экономические и токсические — при шатровой.
Наибольший выброс углеводородов наблюдается у двигателя
со сферической камерой без антидетонационной щели, что под-
тверждается пониженной температурой Тат и большими удель-
ными 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 сте-
нок 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
138
Рис. 4.25. Схемы камер сгорания, соз-
дающих вихревое движение при сжа-
тии смеси:
а •— типа Заурер (двигатель «Трабант Р50»,
в' = 8,6); б лемннскатной формы (Р50,
в = 8,6); 6 частичный тангенциальный
ввод заряда («Трабант Р50>, в в 8,8); г —
то же («Трабант Р6О>, 88,75); д — то же,
камера сгорания расположена в поршне;
е — камера в головке с выступом на днище
поршня для усиления вихря; йй выступ
на головке, камера в поршне
г з
объемная концентрация СН в
ОГ двигателя уменьшается в
2,5 ... 3 раза на всех скорост-
ных режимах, тогда как объем-
ная концентрация СО остается
практически постоянной.
В двухтактных двигателях
с петлевой продувкой для
улучшения смесеобразования
топливовоздушной смеси при
сжатии можно придать органи-
зованное вихревое движение.
Для этого используют каме-
ры сгорания различной формы
(рис. 4.25). На двухтактных
карбюраторных ДВС автомоби-
лей «Трабант Р50» со сте-
пенью сжатия 8,6 были исследованы камеры сгорания 4 различ-
ной 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 ма-
лой компактностью) ни при центральном А, ни при эксцентрич-
ном В положении свечи 3 зажигания.
Камера с лемнискатным профилем в зоне движения потока
и свечой 3, расположенной у входа в камеру сгорания, суще-
ственного улучшения показателей двигателя также не дала
(рис. 4.25, б). В этой камере оказалась занижена площадь сечения
горловины 5, связывающей ее с цилиндром 1. Двигатель с каме-
рой такой формы имел хорошие пусковые качества. Исследова-
лись камеры, имеющие каналы 6, придающие входящей топливо-
воздушной смеси тангенциальное движение (рис. 4.25, в—ж).
В осесимметричных камерах (рис. 4.25, в, г), кроме осевого основ-
ного входа горючей смеси, имеются тангенциально направленные
каналы.
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 предваритель-
ным оценкам склонность к детонации экспериментальных моде-
лей 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 пока-
зала снижение расхода ge топлива от 0,6 до 1,75 л на 100 км пути.
Кроме того, улучшились работа на повышенных частотах, приеми-
стость.
Таким образом, в результате выбора оптимальных формы и
конструкции камеры сгорания можно существенно улучшить по-
казатели двухтактных ДВС.
Для уменьшения передачи теплоты от ОГ к поверхности ка-
меры 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-
пятствует выпускная труба. ОГ, вытекая из цилиндра в выпуск-
ную трубу со сверхзвуковой скоростью, создают волну давления
(Рвып > Ро)> которая при изменении поперечного сечения канала
или трубы создает отраженную волну. В случае увеличения пло-
щади сечения возникают волны разрежения, а при сужении
сечения — волны положительного давления. При постоянной пло-
щади 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 интен-
сивные волны разрежения и ОГ отсасываются из цилиндра. Но
этот эффект характерен только для ограниченного диапазона вы-
соких 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, в). 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 опре-
деляют форму кривой изменения давления.
140
г
Рис. 4.26. Индикаторные диаграммы при выпускных трубах разной конструкции:
я —. постоянного сечения; б — с коническим диффуаором; в — с сужением после диффу-
зора: 1 — открытие выпускных окон (<ро вып); 2 — открытие продувочных окон (<р0 пр);
3 — закрытие продувочных окон (<?а. пр); 4 — закрытие выпускных окон (<₽а вып)'
Рис. 4.27. Диаграмма идеального
изменения давления рвып у выпуск-
ного 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 сужа-
ющейся 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 повы-
шается 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 вы-
пуска, необходимой для снижения давления в цилиндре к началу
продувки до значения, близкого к значению давления в криво-
шипной камере.
Влияние доли потерянного хода на топливную экономичность
и токсичность ОГ было исследовано на двигателе «Восход-250».
В исходном варианте цилиндра было использовано овальное вы-
пускное 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. След-
ствием этого явились высокий контрольный расход топлива на
Н1
Рнс. 4.28. Развертка цилнадра двига-
теля «Восход-250»:
/ — продувочные окна; 2 — впускное окно;
3 — выпускные окна;-------— исходный
вариант; ----- « конечный вариант
Рнс. 4.29. Выпускная труба с суже-
нием после диффузора и цилиндриче-
ской частью за ним
100 км (7,6 л вместо заданных 5 л) и неблагоприятная зависимость
изменения крутящего момента, что затруднило движение на мото-
цикле при четырехступенчатой коробке передач. Ни предельным
обеднением смеси до ухудшения тяговых качеств мотоцикла,
ни применением трехканальной продувки и соответствующей на-
стройки 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 перемыч-
кой, что позволило сохранить время—сечение предварения вы-
пуска.
При уменьшении доли потерянного хода до фвып = 0,33, не-
котором сокращении продолжительности фаз продувки и впуска
при соответствующей настройке было достигнуто снижение кон-
трольного 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), угле-
водородов 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 ши-
рина выпускного окна в серийных двигателях практически не пре-
вышает 65°, а в двигателях спортивных мотоциклов — 70°. Ши-
рина выпускного окна должна составлять 20 % периметра окруж-
ности 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 поверх-
ность выпускного канала следует выполнить наклонной. Как по-
казывают результаты продувки, после открытия окон на 20 % ОГ
вытекают из цилиндра под углом 80°. При скруглении кромок
142
днища поршня и выпускных
окон повышается начальный
4.8. Значення длины Lt трубы для
различных двигателей
Характе- ристика по рис. 4.30 Ре max» МПа Д,. и
I 0,85 ... 0,95 0,2 ... 0,05
II 0,7 ... 0,85 0,35 ... 0,2
III 0,6 ... 0,7 0,5 ... 0,35
IV 0,5 .,. 0,6 Свыше 0,5
пик давления. При малом от-
крытии окон ввиду скругления
кромок канал становится по-
добен соплу Лаваля с пере-
менным сечением, что позво-
ляет увеличить коэффициент
расхода от 0,78 до 0,85. При
правильном выборе радиуса
закругления снижается удель-
ный расход топлива. Так, на одноцилиндровом двигателе с ци-
линдром 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 благоприят-
ный характер изменения давления рвып у выпускного окна до-
стигается при выпускной трубе (рис. 4.29) с сужением после диф-
фузора и цилиндрической частью за ним.
Размеры каждой части выпускной системы можно оптимизи-
ровать с тем, чтобы получить лучшие показатели двигателя на
определенном режиме. Размеры выпускной трубы можно опреде-
лить с помощью эмпирических формул. Длину трубы Lt можно
выбрать на основе статистических данных, полученных в резуль-
тате анализа выполненных конструкций (табл. 4.8). Она зависит
от скоростной характеристики двигателя, определяемой его на-
значением (рис. 4.30).
Влияние длины выпускной трубы на изменение давления
Рвып в выпускной системе исследовалось на двигателе ММВЗ-З.111
с трубами разной длины (Lx = 340, 430 и 550 мм), диаметром
Dy = 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 диффу-
зором 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 ха-
рактеристик двигателей различ-
ного иазиачення:
I— гоночные мотоциклы; II —•
спортивные, кроссовые мотоциклы;
III — дорожно-транспортные мо-
тоциклы; IV — дорожные мотоцик-
лы, снегоходы; V — без выпускной
системы
143
Рис. 4.31. Осциллограммы изменения давления рВып У выпускного окна двига-
теля с выпускной трубой разной длины при различной частоте вращения ко-
ленчатого вала:
а — Li = 340 мм; б — М — 430 мм; в — = 500 мм; 1 — выпуск; 2 — продувка;
-------п = 3000 мин“г;-------— п ~ 5870 мин”"1
ные линии), при п = 4000 мин-1 — смещена к началу фазы допол-
нительного 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 ко-
роткой трубе и снижается при увеличении Lr. При уменьшении
длины Lx максимум ре перемещается от 5000 мин-1 (при Lx =
= 500 мм, L = ИЗО мм) к 5100 мин-1 (при Lx — 430 мм, L =
= 1060 мм) и к 5300 мин-1 (при = 340 мм, L = 970 мм).
Таким образом, при увеличении длины кривая изменения ре
и крутящего момента сдвигается в сторону малых частот враще-
ния, а при уменьшении — в область высоких частот. Оптималь-
ная длина Li = (5 ... 6) Dr. С уменьшением Lr, например от 230
до 180 мм, мощность Ne возрастает от 8 до 9,2 кВт (рис. 4.32, а).
Внутренний диаметр трубы Dr (см. рис. 4.29) может быть
определен из соотношения

144
Рнс. 4.32. Влияние длин элементов выпуск-
ной трубы на максимальную мощность
двигателя
где Ft = (1,3 ... 1,75) Fo.Bbin;
Fr — площадь сечения выпуск-
ной трубы; Fo. вып — площадь
сечения выпускных окон.
Угол ад раскрытия диффузора
принимается из условия обеспе-
чения безотрывного течения:
ад = 6 ... 10°. Длина конической
части диффузора L2 определяется
углом ад и диаметром О2 глу-
шителя, который принимается из
соотношения
Д = V4FJn;
F2 = (3,5 ... 4,5) Fx.
Характер изменения коэффи-
циента а избытка воздуха в за-
висимости от угла раскрытия диффузора при работе с вы-
пускной 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 q>0 при наличии трубы с диффузором существенно пре-
вышает 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 рвып в вы-
пускной 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'
145
Рис. 4.34. Влияние цилиндрической
части глушителя на изменение среднего
эффективного давления ре двигателя
М53КН фирмы Симсои (РЛ = 50 см3):
1 — 13 = 0; 2 — Lt = 100 мм; 3 « Li =
= 200 мм
кого выпуска препятствует
утечке рабочей смеси из ци-
линдра. При высоких часто-
тах (п > 5000 мин-1) в систе-
мах с диффузорами волна про-
тиводавления смещается к
НМТ, что уменьшает степень вакуума в первой половине фазы
продувки, а возникновение вакуума в конце продувки спо-
собствует беспрепятственному выбросу смеси из цилиндра.
В . результате происходит снижение <р0 и ре в системах
с диффузорами при высоких частотах вращения. Влияние
размеров цилиндрической части глушителя (L3, D2) и поло-
жения конфузора (L4, Ds) проявляются в характере изме-
нения давления в выпускной системе. Изменяя длину Ls цилин-
дрической части трубы и положение конфузора, можно смещать
характеристику двигателя в необходимом направлении (рис. 4.34).
Выбирая длину Ls, можно повысить максимальную эффектив-
ную мощность Ne в определенном диапазоне частот благодаря
дозарядке цилиндра (см. рис. 4.32). Однако на других частотах
происходит ухудшение показателей. С увеличением длины Ls
уменьшается номинальная мощность, но значительно возрастает
ее значение в диапазоне средних частот вращения.
Диаметр цилиндрической части глушителя рекомендуется при-
нимать D2 — (2 ... 2,2) Dv При изменении диаметра Ь2 (сохра-
нении других размеров выпускной системы) изменяется угол
раскрытия диффузора, поэтому влияние D2 аналогично влиянию
угла ая. С увеличением диаметра Г>2 (так же как ая) возрастает
интервал по углу поворота коленчатого вала, при котором су-
ществует зона вакуума на средних скоростных режимах. Но ва-
куум при этом понижается, так как возникает отраженный им-
пульс давления выпуска и амплитуда волны давления умень-
шается. Увеличение Ьъ способствует росту ре на средних режи-
мах. Такие результаты получаются лишь в диапазоне углов
раскрытия диффузора ая = 6 ... 10°. Дальнейшее увеличение
угла ая и диаметра И2 приводит к ухудшению показателей дви-
гателей. При высоких частотах увеличение D2 обусловливает
резкое снижение амплитуды волны подпора, вызванной наложе-
нием волн давления и разрежения. Это приводит к снижению ре
при высоких частотах.
Длина Lt конфузорного участка глушителя влияет на показа-
тели двигателя следующим образом. Если конус участка L4 не-
велик (большая длина Ё4), то мощность двигателя при частотах
146
вращения выше номинальных снижается медленно. При малой
длине L4 мощность падает быстро. Рекомендуемая длина L4 =
= (1 ... 2,5) Dv
Концевой участок глушителя длиной L6 также оказывает не-
которое влияние на показатели двигателя L6. При росте Ls и
уменьшении диаметра D3 максимальная мощность двигателя и
кривая крутящего момента смещаются в область больших частот.
Уменьшение длины L6 способствует повышению максимальной
мощности на малых частотах (см. рис. 4.32). Уменьшение диаме-
тра Da вызывает перегрев днища поршня.
Таким образом, конструкция газовоздушного тракта двухтакт-
ного 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.
4.4. 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. Минималь-
ное 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 (/гдр) и регулировками кар-
бюратора (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 обо-
рота. 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 превы-
шает 13 %.
147
Рис. 4.35. Изменение экономических и токсических показателей двигателя
MMB3-3.111 в зависимости от коэффициента избытка воздуха
С Г, КГ/Ч
Рис. 4.36. Зависимости расходов GB
воздуха, GT топлива, состава топливо-
воздушной смеси от высоты hap подъема
иглы дроссельной заслонки (двигатель
ММВЗ-З. 115) с обедненной регулиров-
кой карбюратора (л = 4500 мин-*)
Состав смеси и показатели двигателя зависят также от поло-
жения 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 раз-
деле и будет рассмотрено при ходовых испытаниях мотоциклов.
Влияние скоростного режима. Влияние частоты вращения ко-
ленчатого вала на отдельные показатели ДВС при работе по ско-
ростной характеристике установить трудно в связи с тем, что
при этом изменяется целый комплекс параметров, определяющих
рабочий процесс (качество процесса газообмена, теплообмен, тур-
булизация 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 NeamL увеличи-
вается, а удельный расход ge топлива снижается. С ростом ча-
стоты 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 топли-
вовоздушной смеси, приготовляемой карбюратором К62И.
Влияние нагрузочного режима. Показатели ДВС зависят от
величины открытия дроссельной заслонки карбюратора. При от-
148
Рис. 4.37. Изменение расхода топлива
GT. д главной дозирующей системы,
GTxx системы холостого хода и 2 GT
суммарного двигателем в зависимости
от высоты Адр подъема иглы дроссель-
ной заслонки (двигатель ММВЗ-3.115
при п = 3500 мин~х)
диапазоне частот уменьшился в
Рис. 4.38. Влияние опережения зажи-
гания на показатели двигателя «Вос-
ход-250»
крытии дроссельной заслонки
на 1/2 максимальная мощность
снизилась на 20%,в тожевремя
удельный расход топлива во всем
среднем на 42%. Такому сниже-
нию удельного расхода топлива соответствует уменьшение содер-
жания вредных выбросов в ОГ. При среднем положении дрос-
сельной 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 Лдр 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 рас-
ходов топлива 0т.д главной дозирующей системой, 0тХх си-
стемы холостого хода и 2jGt суммарного расхода в зависимости
от высоты /гдр 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 hap,
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 ВМТ (при частоте
вращения 4000 мин-1 и 50%-ном открытии дроссельной заслонки
показывает:
149
Рис. 4.39. Влияние объемной доли gM мас-
ла в топливе на показатели двигателя «Вос-
ход-250» (п = 4000 мин-1, дроссельная за-
слонка 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 дости-
гает минимума при б = 0,7 мм
до ВМТ. Массовая доля СН вы-
явлена при б = 1,7 мм до ВМТ.
По мере изменения б, соответствующего раннему зажиганию,
концентрация СН убывает, что объясняется лучшим протеканием
процесса горения, а также более интенсивным окислением СН
в выпускной системе двигателя (ввиду увеличения температу-
ры ОГ).
Влияние содержания масла в топливе. По результатам иссле-
дования влияния содержания масла в топливе на показатели ДВС
(рис. 4.39), номинальная мощность Ne двигателя при объемной
доле gw масла в топливе (10 ... 0,8%) практически не меняется,
а минимальный удельный расход топлива достигается при объем-
ной 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 %.
4.5. ВЛИЯНИЕ СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ
Двухтактные карбюраторные двигатели могут нормально ра-
ботать при довольно ограниченном диапазоне температур отдель-
ных элементов. Так, температура цилиндра не должна превышать
453 ... 493 К, так как в противном случае резко снижается сопро-
тивляемость 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 наполне-
ния. Кроме того, при повышении температуры головки возрастает
опасность детонационного горения. Поэтому температура головкн
должна быть ниже 493 К.
Снижая температуру головки, можно уменьшить подогрев топ-
ливовоздушной смеси от ее стенок, повысить степень сжатия без
150
4.9. Основные параметры систем охлаждения двухтактных ДВС мотоциклов
Я
я
я
о
ч
о
Действительная степень сжатия.
К
151
детонационного сгорания, т. е. улучшить мощностные, экономи-
ческие и токсические показатели двухтактных ДВС.
Для двигателей мотоциклов, мотороллеров, снегоходов при-
меняют в основном воздушную систему охлаждения, т. е. отвод
теплоты осуществляют потоком воздуха, создаваемым при дви-
жении 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 недо-
статок такой системы охлаждения — перегрев двигателя при дви-
жении мотоцикла в тяжелых дорожных условиях на малой ско-
рости.
Для двухтактных ДВС мотоцикла с воздушным охлаждением
необходимо отводить около 580 ... 700 Вт количества теплоты
на 1 кВт мощности двигателя для поддержания заданной темпе-
ратуры. 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 ско-
рости 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 го-
ловки двигателя первой системы должны быть в 8 ... 20 раз больше
площади внутренней, поглощающей теплоту.
Соотношения площадей внешней охлаждающей поверхности
(50хл) и внутренней поглощающей теплоту (5ПОГЛ) современных
двухтактных ДВС мотоциклов воздушного охлаждения приведены
ниже.
Рабочий объем Уд, 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 коэф-
фициента 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 h/a =
= 6/1. Для современных двухтактных ДВС отношение h/a =
= 4 ... 6,7 для цилиндров и 3,75 ... 6,8 для головок.
152
Оребрение «ежиком» (см.
рис. 2.6) при отношении h/a —
= 6 дает лучшее охлаждение
при низких скоростях. Коэф-
фициент ак больше на 12 %
при 30 км/ч и ниже при более
высоких скоростях (на 2,5 %
меньше при скорости 100 км/ч).
Теплоотдача от поверхно-
сти цилиндра происходит не-
равномерно. Между передней
и тыльной частями цилиндра
4.10. Значения теплопроводности
материалов, применяемых для
изготовления цилиндров и головок
Материал л о, с X ь Тепло- провод- ность, Вт/(м-К)
Серый чугун (3% С) 293 55
Хромоникелевая 373 62
сталь
Алюминий 293 200
отношение коэффициентов те-
плоотдачи 7,5 : 1 при скорости 51 км/ч и 4,5 : 1 при скоро-
сти 123 км/ч. Теплоотдача от стенок цилиндра и головки
зависит от многих факторов, в том числе от теплопроводности
материала, толщины стенок, разности температур между вну-
тренней и наружной поверхностями. Наиболее часто применяемые
для изготовления цилиндров и головок металлы имеют теплопро-
водность, приведенную в табл. 4.10.
Поскольку алюминий обладает значительно лучшей теплопро-
водностью, при изготовлении цилиндров современных ДВС от-
дается предпочтение алюминиевым сплавам.
Комбинированные цилиндры (чугунные с алюминиевыми реб-
рами) имеют средние значения теплопроводности, близкие к тепло-
проводности цилиндров из алюминиево-магниевого сплава с вну-
тренней облицовкой твердым хромом.
Для улучшения охлаждения фирма БМВ увеличила на 50 %
площадь поверхности охлаждения головки (удлинено каждое вто-
рое ребро) и провела «чернение» головки из легкого сплава. Сред- •
няя температура «черненой» головки снизилась в среднем на 40 °C.
Изменение температур /г головок и /ц цилиндра двухтактных
ДВС фирмы БМВ в зависимости от скорости v движения мотоцикла
и степени сжатия в получено при движении мотоцикла БМВ
с полностью открытой дроссельной заслонкой и частотой враще-
ния 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 распреде-
ление 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 (лег-
кий 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;
153
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 про-
блема охлаждения двухтактного двигателя взаимосвязаны, так как
с ростом теплоотдачи от картера двигателя, поршня, цилиндра
и головки топливовоздушная смесь расширяется в объеме и мас-
совое наполнение цилиндра смесью уменьшается. Максимальная
мощность двухтактных ДВС вследствие этого снижается на
10 ... 20 % сразу после начала работы двигателя при максималь-
ной 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 боль-
шинстве случаев водой охлаждается и головка цилиндра. Водя-
ную рубашку цилиндров и головок выполняют с оребрением для
дополнительного охлаждения встречным воздухом. Комбиниро-
ванное (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 темпера-
турное поле цилиндра. Исследования теплового состояния двига-
теля 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 неравно-
мерность составляет 15 ... 60 °C;
температурное поле головки цилиндра довольно равномерное.
Температурная неравномерность не превышает 34 °C.
154
5. ДВИГАТЕЛИ С ЛЕПЕСТКОВЫМИ КЛАПАНАМИ
НА ВПУСКЕ
5.1. 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 пере-
пускным каналом 5 продувки, расположенным напротив ка-
нала выпуска.
Интересное решение найдено фирмой КТМ (Австрия): впускной
канал 2 в стенке цилиндра 1 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 по-
ступает 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 раз-
делить по типу применяемых на них ОПК: на полнопоточные,
когда вся горючая смесь, приготовленная карбюратором, про-
ходит через лепестковый клапан (рис. 5.2, а) и частично поточные
с клапаном, установленным параллельно основному каналу,
когда только часть рабочей смеси проходит в кривошипную ка-
меру 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 полно-
поточными 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 1
соединен впускным каналом с установленными в нем ОПК пере-
ходником 2. Мотоцикл «Восход-ЗМ-Спорт» является модификацией
мотоцикла «Восход-ЗМ» и отличается от него только конструк-
цией двигателя.
155
Pee. 5.1. Двигатель фирмы КТМ с ОПК на впуске
Мотоцикл «Восход-175 СМБ-3» предназначен для игры в мото-
бол. Техническая характеристика двигателей этих мотоциклов
приведена в табл. 5.1.
Цилиндр двигателя «Восход-ЗМ-Спорт» с полнопоточным ле-
пестковым клапаном на впуске выпускают в двух исполнениях:
с постоянной фазой впуска продолжительностью 135° поворота
Рие. 5.2. Принципиальные схемы двигателей с ОПК иа впуске:
°вп^скиойОкХ?аЯз; 6 ОПК^Т0 1 7 кРввошипная «амера; 2 - основной
ввтельвый впускИой~Ка2ал 4 ~ каРбюРатоР' 5 ~ ДР°«№иая заслонка; f ~ допол-
156
Рис. 5.3. Двигатель мотоцикла «Восход-ЗМ-Спорт» с ОПК на впуске
5.1. Техническая характеристика двигателей
Наименование «Восход-ЗМ* Спорт* <Восход-175 СМБ-З*
Тип карбюраторного двигателя Двухтактный
Возвратно-петлевая продувка Трехканальная Шестиканальная
Число цилиндров Один, 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 "6100"
59,3 76,3
Охлаждение Воздушное
Смазываине Добавлением масла к totwihbv
Фазы газораспределения:
впуск в кривошипную камеру Лепестковый клапан
продувка, соответствующая углу по- ворота коленчатого вала, 0 выпуси, соответствующий углу по- 125 125
160 160
ворота коленчатого вала, 0
Карбюратор К-62В
Система зажигания С генератором Электронное
переменного тока бесконтактное
Опережение зажигания Постоянное за 27° до ВМТ Постоянное
157
Рис. 5.4. Цилиндр днигателя «Восход-ЗМ-
Спорт* с ОПК на впуске;
/ основной продувочный канал; 2 — гильза ци-
линдра; 3 —• дополнительные впускные окна: 4 •—
основное впускное окно; 5 рубашка цилиндра;
б — юбка поршня; 7 —- отверстия в юбке поршия
коленчатого вала, управляемой
поршнем и двухканальной продув-
кой, и с расширенной фазой впуо-
ка, управляемой клапаном и трех-
канальной продувкой. Расшире-
ние фазы 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 про-
дувку (рис. 5.5). Форма основных четырех продувочных
каналов 5 получена экспериментальным путем и обеспечивает
лучшую по сравнению с трехкаиальной продувкой аэродинамиче-
скую 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 кла-
панной камерой каналом 7, что при определенных условиях
способствует поступлению рабочей смеси в цилиндр непосред-
ственно 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»:
а — цилиндр; б — гильза; 1 — впускное окно; 2 — дополнительный продувочный ка-
нал; 3 — ребро; 4 — выпускной канал; 5 — основные продувочные каналы; 6 — рубашка
цилиндра; 7 — впускной канал
158
Рис. 5.6. Головка цилиндра двигателя мото- . Д /
цикла «Восход-175 СМБ-3» с ОПК на впуске * &^k'jLzJn ГП л
поршня соединяют кривошипную
камеру с впускным трактом при
повороте коленчатого вала на угол 7 77'777Ж |Тг7777777
больше 200°. Благодаря этому про-
должительность фазы впуска полу-
чается максимальной, впускное окно Ц
1 поддерживается открытым полно- з та ~i <ЖЛ] Tffl
стью или частично в течение почти
всего рабочего цикла.
Цилиндры рассматриваемых дви-
гателей имеют большую площадь выпускного окна с пере-
мычкой, охлаждаемой примыкающим к ней ребром 3.
Цилиндры выполнены из алюминиевого сплава АЛ9. Гильза
цилиндра изготовлена из серого чугуна. Головка / цилиндра
является наиболее теплонапряженной частью двигателя, так
как в ней размещена камера сгорания (рис. 5.6). При веерном
расположении охлаждающих ребер относительно полусфериче-
ской камеры сгорания большее число ребер примыкает к наиболее
нагретой части головки цилиндра, улучшая ее охлаждение. Цен-
тральное расположение камеры сгорания улучшает внешнюю ско-
ростную характеристику двигателя по сравнению с характери-
стикой 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 боч-
кообразной и эллиптической формы. Применение поршня бочко-
образной 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 ниж-
няя оребренная часть цилиндра 4 (см. рис. 5.3) с впускным кана-
лом, в котором предусмотрено посадочное место под четырех-
лепестковый клапан 3. Крепление цилиндра к картеру анкерное,
четырьмя шпильками через головку цилиндра.
Воздушный фильтр 1 системы впуска хорошо зарекомендовал
себя при эксплуатации двигателей (рис. 5.7). Карбюратор 2 кре-
159
Рис. 5.7. Система впуска двигателя:
J — воздушный фильтр; 2 — карбюратор К-62; 3 ~ резиновая муфта; 4 — патрубок;
5 — хомуты; 6 — лепестковый клапан; 7 — прокладка
пится к цилиндру муфтой 3, выполненной из масло- и бензостой-
кой резины. В предыдущей модели карбюратор был жестко за-
креплен на двигателе. В результате установки резиновой муфты
значительно уменьшился уровень вибрации карбюратора и сни-
зился его нагрев, что положительно повлияло на процесс напол-
нения кривошипной камеры.
Полнопоточный четырехлепестковый клапан 6 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» — верх-
нее (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 обслу-
живания мотоцикла, например быстрого съема глушителя, вы-
пускную 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. Двига-
тели современного кроссового мотоцикла, испытывающего огром-
ные динамические и тепловые нагрузки, должны обладать очень
высокой надежностью. Максимальная мощность лучших зарубеж-
ных 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 реализо-
вана практически. Поэтому почти все отечественные предприятия
работают не над увеличением мощности, а над улучшением ско-
ростной характеристики на низких и средних частотах. Для этого
160
Рис. 5.8. Система впуска
двигателя «Восход-250
СКУ-5» с жидкостным ох-
лаждением:
1 —• карбюратор; 2 — пере-
ходник; 3 — ОПК; 4 — ци-
линдр
на впуске двигателя устанавливают ОПК, который обеспечивает
автоматическое изменение длительности фазы впуска в зависи-
мости от частоты вращения коленчатого вала двигателя.
Двигатель «Восход-250 СКУ-5» с ОПК на впуске имеет следу-
ющую техническую характеристику.
Тип двигателя ...................
D, мм ...........................
S, мм ...........................
Nе, кВт .........................
Н*м ........................
8................................
Топливо .........................
Карбюратор (диффузор)............
Зажигание .......................
Коробка передач .................
Двухтактный одноцилиндровый карбюра-
торный
70
64
30,9
33,35
15
Бензин с октавным числом ие ниже 85
БИНГ (диаметр 38 мм)
«Мотоплат»
Пяти сту пен чатая
Двигатель жидкостного охлаждения выполнен в одном блоке
с коробкой передач (рис. 5.8). Для достижения высоких мощ-
ностных показателей на впуске двигателя применен полнопоточ-
ный ОПК 3, а в цилиндре 4 — многоканальная возвратно-петле-
вая продувка. Продувочные каналы (четыре основных и два до-
полнительных) и фазы газораспределения подобраны экспери-
ментально 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 откры-
вается и закрывается поршнем с постоянной фазой впуска. А при
впуске через дополнительный канал 7 создается асимметричная
фаза впуска, изменяющаяся в зависимости от частоты, что спо-
собствует лучшему наполнению кривошипной камеры.
Головка и цилиндр двигателя выполнены из алюминиевого
сплава АЛ9. Поверхность и форма оребрения выбраны с учетом
6 В. М. Кондратов и др. 161
обеспечения оптимального теплового режима. Гильза цилиндра
изготовлена из высокопрочного чугуна с шаровидным графитом.
Головка цилиндра, цилиндр и картер имеют «чернение». Благо-
даря бочкообразной форме поршня и овальной юбке удалось
получить хорошую приработку поршня по всей поверхности.
Двигатель РМЗ-640 снегохода «Буран» с ОПК на впуске, до-
полнительными продувочными каналами и автоматически изме-
няющейся 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 1 к карбюратору, выполненного в виде диффу-
зора, 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, на-
правленными под углом 30° к оси цилиндров 4. В поршнях 8
напротив впускных окон выполне-
ны четыре впускных и перепуск-
ных окна 6. Продувочные каналы
5 сообщаются с кривошипной каме-
рой 9.
1 5 7 6
Рис. 5.9. Цилиндр двигателя «Восход-250
/ — 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
5.2. СХЕМЫ И КОНСТРУКЦИИ опк
ОПК должен обеспечивать: достаточную площадь проходного
сечения при наименьших гидравлических потерях; быстроту от-
крытия при небольших перепадах давления; своевременность
закрытия; герметичность в закрытом состоянии; постоянство на-
правления движения потока; необходимую надежность; управляе-
мость потока смеси. Создание клапана, отвечающего всем этим
требованиям для двигателя, работающего на скоростных режимах
с и <Д0 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 недолговеч-
ность пластин, что особенно характерно для первых клапанов
с пластинами, устанавливаемыми под углом 90° к направлению
потока. Применение клапана, расположенного наклонно, во мно-
гом 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 двига-
телей. Повышение надежности пластинчатых клапанов может
быть обеспечено, если поверхность седла клапана выполнить кри-
волинейной. Радиус кривизны выбирают из соотношения RJI =
— 5 ... 7,5, где Д — радиус рабочей поверхности седла; I — длина
плоской упругой пластины от места ее закрепления. Эта же цель
может быть достигнута, если продольное сечение пластины кла-
пана 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 «Бу-
ран» изготовляется четырехлепестковый клапан (рис. 5.11, а).
Особенностью этого клапана является то, что он целиком выпол-
нен 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 топливовозцушной
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 сече-
ния клапана увеличилась с 42 до 57 мм (площадь входного сечения
6* 163
;"d
a)
1
Нио. 6.11, Лепестковый ОПК:
а — чегырехлсиесткоаый; б --- двухчевестлоагзй, Г
S — «ластика; 5 — ограничитель; 4 — креиежььа
была больше на 23,85 %), число икон Д чи при
хода смеси и лепестков возросло до шести.
Для двигателей мотоциклов «Восход-250 СКУ-5»
в основном впускном канале применен четырех-
лепестковый клапан, а в дополнительном
впускном канале двухлеиесгковый (рие.
5.11, б).
Конструкции рассмотренных клапанов, раз-
меры, материалы деталей определены в резуль-
тате стендовых испытаний двигателей и ходовых
испытаний мотоциклов и снегоходов.
5.3. ВЫБОР МАТЕРИАЛА ДЛЯ ЛЕПЕСТКОВ
КЛАПАНА ВПУСКА
Проблемы снижения газодинамического сопротивления на
впуске и повышения надежности пластин клапана решаются вы-
бором материалов для пластин и корпусов клапанов. Стедует
отметить, что в настоящее время отсутствует однозначное решение
по выбору материала для лепестков Пластины клапанов фирма
Бримсвик изготовляет из стального пружинного материала тол
щиной 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 впрессо-
ванным тканым материалом. На мод. RD 400 фирмы Ямаха ле-
пестки выполнены из материалов переменной жесткости. На мо-
делях 175 фирмы Хускварна пластины получены из фиброгласса.
Применение этого материала, по мнению фирмы, сводит до мини
мума возможность выхода из строя двигателя. На моделях
RM 250Т фирмы Сузуки пластинчатый клапан с гремя лепест-
ками взтотовлея из стекловолокна.
Армированная пластмасса, из которой многие фирмы произ
водят лепестки клапанов, имеет лучшее соотношение массы ц
жесткости, чем пружинная стань Эти лепестки из такой пласт-
массы могут обеспечить и достаточную быстроту открытия, и вы-
сокую амплитуду поднятия без чапазлынающего закрытия. Ле
пес тки клииан-ш для некоторых перечисленных моделей нзготов
ляют также на коррозионно-стойкой пружинной стали. Но при
высоких ча.-оиак вращения клапаны с такими лепестками под-
вергаются у'. гало(.тно,му разрушению. Для высокооборотных дви-
гателей лепестки обычно получают из прочных эластичных пласт-
масс. Например, кроссовая модель КХ420 фирмы Кавасаки,
184
5.2. Режим термообработки и свойства сталей
Сталь Критическая точка, К Режим Термообработки МПа ов. МПа 0s. %
т. к Отпуск, К
65Г х.._ 1183 573 780 980 8
60С.2А 1023 1093 1143 693 1372 1588 6
Примечание. сгт-^ предел текучести; сгв— предел прочности при растя-
жении; 6S - относительное удлинение, закалочная среда масло.
выпущенная в 1980 г., имела шести лепестковый клапан с пласт-
массовыми лепестками и впрессованным тканым материалом.
Для Обеспечения долговечности работы пластин клапанов не-
обходимо исключить возможность резонанса при их работе. От-
стройка 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 резо-
нансных. Но у двухтактных ДВС диапазон возбуждения так
велик, что резонансные частоты в конструкции клапана или не-
возможно, или просто нецелесообразно отстраивать.
Анализ существующих материалов, условии работы пластин
клапанов, а также известных конструкций ОПК позволил выбрать
для дальнейших исследований четыре группы материалов: 1) пру-
жинные стали и сплавы; 2) лавсан (полиэтилентерефталат), поли-
амидные пленки и пластмассы; 3) фенидоны; 4) стеклотекстолиты.
К первой группе, относятся преимущественно углеродистые и
легированные стали перлитною класса (60С2А, 65Г, 70С2ХА,
У7А ... У12А). Другую групп}' исследованных материалов со-
ставляли мартенситно-стареющие стали (ЗбНХТЮ, 12Х18Н,
12Х18Ш0Т). Углеродистые и легированные стали, применяемые
для пружин, обычно, имеют повышенное содержание углерода
(0.4 ... 1,2 %). Для обеспечения высоких упруго, ги и до.шлвич-
ности пружины из углеродистой и легированной стали подвер-
гают енрочнению в результате м?.ртепсигного превращения и
холодной пластической деформации. Для повышения пределов
упругости и сопротивления усталое»; пружины из углеродистой
стали подвергают обычно закалке с отпуском, сюшшчагой за-
калке с отпуском или изотермиче. ю>й закалке. Рекомендуемые
термообработка и свойства углеродистой пружинной стали оЗГ
и 6UC2A приведены в табл. 5.2,
Изотермической .закалкой стали 6GC2A, можно улучшить пла-
стичность и вязкость при высоких прочностных свойствах Кроме
того, после изотермической закалки сопротивление усталости и
ударному разрушению повышается. В мартенситно-стареющих
сталях благодаря равномерному распределению дислокаций, по-
лучаемому как при мартенситном превращении, так и в резуль-
тате начальных стадий старения, обеспечивается исключительно
большое сопротивление малым пластическим деформациям при
высоких прочностных и пластических свойствах.
Особый интерес для пружинных сплавов представляет сочета-
ние наклепа и старения. Совмещение процессов наклепа и старе-
ния обеспечивает высокое упрочнение материала. Однако обеспе-
чить 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 раз-
меров, прочностью, качеством обработки поверхности в резуль-
тате шлифовки и полировки, что определяет ее хорошую сопро-
тивляемость хрупкому и усталостному разрушению. Сопротивле-
ние усталости повышается шлифованием не только поверхности,
но и кромок ленты, или получением закругленных кромок вслед-
ствие сплющивания под валками заготовки. Из термообработан-
ной ленты изготовляют пружины сравнительно простой конфи-
гурации. 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 полу-
чения лепестков клапанов используют ориентированную пленку
разной толщины (0,5 ... I мм). В табл. 5.3 приведены физико-
механические свойства таких пленок из лавсана. Пленки из лав-
сана отличаются стойкостью к действию слабых щелочей, смазоч-
ных 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 втабл, 5.3.
Изделия, полученные методе»! пресс-литья, обладают более высо-
кими прочностными свойствами и формоустойчивостью по сравне-
нию с прессованными. Фенилон отличается высоким сопротивле-
нием усталости даже при повышенных температурах. Изделия
Г
5.3. Физико-механические свойства материалов лепестков ОПК
При поглощении до 10% воды твердость н предел текучести фенилона снижаются в 2 раза.
167
из фенилона практически не набухают и размеры их не изменяются
при выдержке в среде большинства углеводородов и других орга-
нических жидкостей.
Стеклотекстолиты представляют собой листовые слоистые ма-
териалы, изготовляемые прямым прессованием предварительно
пропитанных и уложенных слоями полотен стеклоткани. Наиболь-
ший 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 механиче-
ским, теплофизическим и химическим свойствам могут быть при-
менены для лепестков ОПК. Корпуса клапанов изготовляют
обычно из алюминиево-магниевого сплава с обрезиненным седлом
для пластин.
5.4. ГИДРАВЛИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА КЛАПАНОВ
Для исследования и оценки гидравлической характеристики
впускной системы двухтактного двигателя с ОПК используют
метод статического моделирования процесса впуска на специаль-
ном аэродинамическом стенде (рис. 5.12). Ускоренная и эффек-
тивная проверка гидравлических характеристик ОПК проводится
в широком диапазоне расходов воздуха через двигатель, соответ-
ствующих эксплуатационным режимам. Стенд включает следу-
ющие основные элементы: поршневой компрессор 1 с ресиверами 2,
термометр 3, расходомерную шайбу 4, микроманометры и диффе-
Рис. 5.12. Схема стенда для статической продувки газовоздушвого тракта дви-
гателя
168
Рис. 5.13. Гидравлические характери-
стики ОПК с пластмассовыми лепест-
ками:
1 — ОПК без лепестков и ограничителей;
2 — пластмасса БИ-190, б = 0,15 мм, раз-
резной лепесток; 3 — пластмасса БИ-190,
6 — 0,15 мм, цельный лепесток, 4 —' лав-
сан; д — 0,25, разрезной лепесток; 5 — лав-
сан, 0 — 0,17 мм, разрезной лепесток; 6 —
лавсан, 0 = 0,6 мм; 7 — лавсан, 0 —
= 0,45 мм, разрезной лепесток; 8 — лав-
сан, б — 0,25 мм, цельный лепесток; 9 —
СТЭФ, 6 == 0,45; Л — цельный лепесток;
Б — разрезной лепесток
ренциальные манометры 5, лимб
6 угла поворота коленчатого
вала со стрелкой 7, закреплен-
ной на конце вала, испытуе-
мый двигатель 8 с пластинча-
тым клапаном 9 и карбюрато-
ром 10.
Процесс впуска считается
квазистационарным. Потери
давления Дркл на ОПК, из-
меряемые дифференциальными
манометрами 5 по перепаду
статического давления перед клапаном и после него, опреде-
ляют в функции угла <р поворота коленчатого вала, т. е.
для нескольких фиксированных подъемов поршня по соот-
ветствующим площадям проходных сечений впускного окна
и расходам воздуха через двигатель. Обычно принято оце-
нивать сопротивление элементов проточной части каких-либо
устройств коэффициентами гидравлического сопротивления £ =
= 2 Ар^л/(piwT) или полного давления п* — рэ)р*, где 8р*кл —
— р* — р2 — потери полного напора; р* и р5 — полное давле-
ние перед ОПК и после него; piwf/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 кла-
пана с ограничителями, но без лепестков. Коэффициент Е сопротивления клапан-
ной камеры оставался практически постоянным (g = 0,45). При установке кор-
пуса ОПК в клапанную камеру гидравлическое сопротивление возросло (£ =
— 0,65 ... 1,2), а потери полного давления увеличились от 0,5 до 0,8 %. Установка
ограничителей подъема пластин обусловила рост коэффициента £.
Затем были проведены испытания пол.чопоточного ОПК с лепестками тол-
щиной б из разных материалов (рис. 5.13). Анализ полученных данных позволил
сделать следующие выводы. Лепестки толщиной б 0,12 мм, изготовленные из
стали 60С2А, обеспечивают минимальное гидравлическое сопротивление, а тол-
щиной б = 0,16 мм, выполненные из пружинной стали, — наибольшие. Сред-
ние потери полного давления в корпусе ОПК без лепестков о = 0,3 %, с ле-
пестками из стали 60С2А толщиной б = 0,12 мм — о = 0,8 %, ас лепестками из
пружинной стали толщиной 6 = 0,16 мм — о = 1,4 %. Минимальное гидравличе-
169
Рис. 5.14. Экспериментальный
частично поточный клапан на
впуске
Рис. 5.15. Изменение скоростей к>2 и t»3 частично поточного клапана в зависи-
мости от угла <р поворота коленчатого вала для различных режимов работы дви-
гателя:
1 — холостого хода; 2 -= среднего; 3 номинального
ское сопротивление достигается для разрезных лепестков, полученных из лавса-
новой пленки, при толщине 6 = 0,15 мм (0,4 %), а наибольшее — для лепестков
из стеклотекстолита СТЭФ толщиной S = 0,45 мм (1,6 %).
Полнопоточный лепестковый клапан, установленный на впуске ДВС, при
высоких частотах вращения и нагрузках может приводить к снижению мощности
в результате ухудшения наполнения. Для поиска путей исключения этого отри-
цательного явления проводилось исследование частично поточного клапана с ос-
новным каналом без клапана и дополнительным каналом к ОПК (рис. 5.14).
В процессе аэродинамических испытаний на стенде определялись: расход GB
воздуха через двигатель, скорости на входе и ш2 и ш3 на выходе соответственно
из дополнительного и основного каналов; коэффициенты гидравлического сопро-
тивления и потерь полного давления £2 и аа дополнительного и са и аа основного
каналов частично поточного клапана.
Полученные зависимости изменения скоростей wlt ш2 и ш3 для частично поточ-
ного клапана с лепестками из стали 60С2А толщиной 6 = 0,17 мм от угла <р пово-
рота коленчатого вала свидетельствуют (рис. 5.15),что скорость w± на входе прак-
тически 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, ско-
рость ш2 начинает уменьшаться, скорость ш3 на выходе из основного канала мак-
симальна при положении поршня в ВМТ, а затем снижается по мере закрытия
впускиого окна поршнем. Таким образом, при <р = 0 ... 60° наибольший расход
воздуха обеспечивается основным каналом, а при <р = 40 ... 120° — параллель-
ным каналом с ОПК- Первое, что необходимо отметить по результатам анализа
этих графиков, — это существенное расширение фазы впуска при <р = 130 ...
220° у двигателя с частично поточным клапаном (при испытаниях на установке).
При повороте коленчатого вала от <р = 40° резко возрастает гидравлическое
сопротивление дополнительного канала с ОПК (?i-2 — 90 на режиме холостого
хода, ^_2 == 60 на среднем режиме н gx„2 = 37 на номинальном режиме), а по-
тери полного давления прн этом достигают о = 3 ... 3,5 % полной энергии потока
воздуха на входе в двигатель.Гидравлические потери в основном канале (без кла-
170
паиа) невелики (£j_8 1,73), а потери полного давления ai-s 0,14 %. Таким
образом, гидравлические потери в дополнительном канале с ОПК в среднем
в 20 ... 50 раз больше потерь в основном канале без клапана.
5.5. 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 ме-
ханическими параметрами (массой и жесткостью), присуще бес- '
конечное 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 соот-
ветствуют более высокие частоты (рис. 5.16, б, в). I
Поскольку высшие составляющие гармонических колебаний |
скорости и динамического напора потока смеси имеют по сравне- {
нию с основной гармоникой незначительные амплитуды, то при i
выявлении резонансных режимов, опасных для целостности пла-
стин, практический интерес представляют только низшие формы
колебаний (как правило, не выше второго порядка).
Аналитическое определение собственных частот колебаний Г
пластин ОПК- Аналитические методы определения собственных ;
частот колебаний, основанные на решении дифференциального
уравнения движения, разработаны только для пластин несло ж- i
ной геометрической формы. Для плоской прямоугольной пластины *
угловая частота колебаний по k-й форме (1, 2, 3 ...) ।
= (5.1)
где — 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 — 2nfk, после преобразований можно полу-
чить выражение для определения собственной частоты колебаний
пластины по fe-й форме, Гц;
ffe = 45 950^A-|/_|_) (5.2) 4
171
Соотношение собственных
формам следующее:
Рнс. 5.16. Формы собственных колеба-
ний пластин ОПК:
а — первая (основная): б вторая; в
третья
где 6 — толщина пластины, мм;
р — плотность материала пла-
стины, кг/м8; —- 1,875; а2 ™
= 4,694; при k > 3. 0.5X
X(2k - 1) л.
частот колебаний по первым трем
МН/” 1:6’27:17’55-
Расчетное выражение (5.2) для идеальной пластины соответ-
ствует принятой расчетной схеме. Реальная пластина по физико-
механическим 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 частот-
ные 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 электро-
динамическом стенде ВЭДС-10А. При плавном изменении частоты
вращения возбуждаются гармонические колебания, амплитуда
которых измеряется в характерных точках пластин ОПК.. Ампли-
тудные резонансы, появляющиеся на собственных частотах коле-
баний системы, обнаруживаются по резкому возрастанию ампли-
туды в этих точках. Соответствующее значение частоты опреде-
ляется ио шкале задающего генератора стенда. В пластинах из
однородного материала резонансы сопровождаются сильным уве-
личением амплитуды.
В комплект стенда ВЭДС-10 входят электродинамический
вибратор ВЭД-ЮА, усилитель мощности СУПВ-0,1А и датчик
ИС-318. Рабочий диапазон частот стенда 5 ... 500 Гн, собственная
частота вибратора (20 ± 5) Гц, максимальная амплитуда вибро-
перемещения 6 мм, максимальная возбуждающая сила 100 И.
Пластину ОПК. 3 закрепляют через прижимную планку 5
к основанию 2 винтами 4 зажимного устройства вибратора 1
(рис. 5.17). Массивное металлическое основание зажимного устрой-
ства прикреплено болтами к столу вибратора. Вертикальные коле-
.72
Рис. 5,17. Вибратор с установленной на нем клапанной
олгстипоЗ
2 5 4 3
При достижении
с тех мест
бания стола вибратора и пластины вызывают
действие силы инерции, приложенной к ила
стине, которая становится возбудителем коле
бяний пластины.
Резонансы по второй и более высоким фор-
мам колебаний визуально фиксировать не уда-
ется, так как амплитуда виброперемещения
мала. В этом случае резонансные частоты
определяют порошковым методом. На по-
верхность пластины тонким слоем насыпают
мелкодисперсный порошок, например тальк,
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 £7р, т. е. неблагоприятным соотношением
упругости и 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 Е/ имеют низкую собственную частоту коле-
баний (примерно 66 Гц). Собственная частота колебаний пластин
ОПК. должна быть не ниже частоты вращения коленчатого вала
двигателя на номинальном режиме; т. е. если двигатель работает
при час ю ге п — 6006 мин ’1, то собственная частота колебаний
пластин должна быть не ниже 100 Гц,
Лучшие результаты (наибольшую собственную частоту коле-
баний) имеют пластины из пеармированных и армированных пласт-
масс (фенилон, органит. стеклотекстолиты), Это объясняется тем,
что 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 основ-
ного материала пластинчатых клапанов следует применять арми-
рованную пластмассу типа стеклотекстолита СТЭФ.
В результате многовариантной конструкторской проработки,
после выполнения комплекса гидравлических, вибрационных стен-
довых и дорожных испытаний двигателей с ОПК была получена
базовая конструкция клапана ППК-Д.С-4 50 для различных двух-
тактных ДВС. Рабочий элемент этого клапана - пластина - - вы-
полнена и? пеклотекстолитэ СТЭФ длиной 47 мм (рабочая длина
17'?
5.4. Резонансные частоты колебаний пластин
Эскиз Материал Толщина 6, мм Резонансная частота, Гц, при. форме колебаний
первой второй третьей
/7 _ 2 7 (I НЛ ы Т 17 Пружинная сталь 60С2А 0,16 0,15 93 102 595 620 1386 1432
~7Г 16 шЫ 60С2А 0,20 119 704 1470
и _ 75 L -±-^ ~7/Г Лавсан 0,25 66 410 1500
77 Г» •kzr _2g . 29. т ЧТ Л 2 E-lLi _ т 33,5 СТЭФ СТЭФ 0,5 0,45 149 119 1029 1060 1776 2900
,21, ~~~Ч р2 |ЖЛ . . 76 (1 1 60С2А Фенилои 0,20 0,5 98 160 689 1070 1320 1820
JT 20 Оргаиит 0,45 121 1065 1875
174
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 соответ-
ствует резонансной частоте вращения коленчатого вала 6120 ...
6240 мин'1 (номинальная частота вращения коленчатого вала дви-
гателей «Восход», «Буран», «ИЖ-Юпитер» составляет 5600 ...
5800 мин-1).
5.6. ИССЛЕДОВАНИЕ КИНЕМАТИКИ И МЕХАНИЧЕСКОЙ
НАГРУЖЕННОСТИ ЛЕПЕСТКА
Необходимой предпосылкой для создания ОПК, обеспечива-
ющего лучшие мощностные, экономические и токсические показа-
тели двухтактных ДВС и достижение высокой долговечности кла-
пана, является изучение закономерностей и характера движения
клапанных лепестков во время их работы на двигателе. Необхо-
дима также оценка действительной механической нагруженности
лепестков в рабочих условиях. Ввиду малоизученности этих во-
просов 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 характери-
стику лепестка. Было установлено, что наклеенный тензометр
несущественно сказывается также на изгибной жесткости ле-
пестка, 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; тензометриче-
ские 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 мате-
риале 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/3/(3£7) или Р = 3EIfp)l3, (5.3)
где I — момент инерции сечения лепестка относительно нейтраль-
ной оси.
Изгибающий момент в сечении, отстоящем от места заделки
лепестка на расстоянии х (в месте наклейки тензометра 7),
= Р (I - х) или = ЗЕЦР (/ - х)1Р.
175
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 напря-
женное состояние одноосное) ах =
== 0,5Л4ж6//. Следовательно, ох =
= 3EIfp (I — х) 0,56/(Z3/) или ах —
= 1,5 (Z — х) &Efp/P.
Наибольшее напряжение изгиба
должно быть в месте заделки лепестка,
т. е. при х — 0. В этом случае на-
пряжение изгиба
ffp max = 1,56£//Z2.
(5.4)
В действительных условиях работы ОП'К на двигателе нагру-
жение 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 сече-
нии лепестка для обоих рассматриваемых случаев нагружения
(сосредоточенной и распределенной нагрузками) при условии оди-
наковых прогибов конца лепестка. Прогиб от силы fv — РР/{ЗЕГ).
Прогиб от распределенной нагрузки fq = gi4/(8EZ). Если fp = fg,
то РР/(ЗЕ Г) — дР/(8Е1). Откуда q = 8Р/(ЗГ). Момент от сил Р и q
в месте заделки лепестка (х = 0) М = Р1 и = 0,5q, Z2 =
= — pl. Следовательно,
Pg max _ Mq _ 4 1 _ 4 -Ап (5 5'1
Op max — Mp ~ 3 1 Pl “ 3 И °3>пах- 3 °Р шах- (О.О)
Подставляя в (5.5) значение ортах из (5.4), окончательно
получим
agmax = 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
адя = 26£f (Z - x)/Z3. (5.7)
Таким образом, определение механических напряжений в ле-
пестках сводится к измерению прогиба f 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 ста-
тической градуировки всего измерительного комплекса.
176
Рис. 5.19. Осциллограмма работы ОПК:
I — начало подъема лепестка; II — участок
подъема лепестка (открытие клапана); III —
участок опускания лепестка; IV — один
оборот коленчатого вала; V — продолжи-
тельность открытого состояния клапана;
А — момент посадки лепестка на седло
ВМТ ВМТ
Рис. 5.20. Осциллограмма движения
клапанного лепестка при полностью
открытой дроссельной заслонке н ча-
стоте вращения коленчатого вала п =
= 5500 мнн~х:
1 — подъем лепестка; 2 — закрытое состоя-
ние клапана; 3 — отметка ВМ.Т; К. — мо-
мент посадки лепестка на седло
Осциллограмма работы лепесткового клапана позволяет опре-
делить 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 кла-
пана, а следовательно, продолжительность фазы впуска;
величину h открытия клапана в различные моменты его ра-
боты и по ней, механические напряжения в лепестках;
скорость посадки лепестков клапана на седло, а также ско-
рость подъема их от седла;
общий характер движения лепестков (наличие задержек и
ускорений, вибрации, подскоков и других характерных особен-
ностей);
частоту и амплитуду вибраций лепестков.
Изучение закономерностей работы ОПК с лепестками, изго-
товленными из листового стеклотекстолита марки СТЭФ-1 тол-
щиной 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 дрос-
сельной заслонкой клапан при любой частоте работает синхронно
с движением поршня, открываясь и полностью закрываясь в соот-
ветствии 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-
177
3000 3500 О 0 00 4-500 5000 о, мин-1
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 кла-
панного 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 не-
больших размеров, каждое из которых закрывается отдельным
упругим лепестком или частью разрезанного на полосы общего
лепестка.
При снижении нагрузки двигателя (дроссельная заслонка от-
крыта на 50 %) характер работы клапана несколько изменяется:
синхронность его работы относительно движения поршня сохра-
няется, но в лепестке на участке как подъема, так и (особенно)
опускания возникают изгибные высокочастотные колебания нере-
зонансного характера, гак как их частота не соответствует ни
одной из собственных частот колебаний лепестка. Следовательно,
эти колебания имеют вынужденный характер и являются резуль-
татом взаимодействия с лепестком возмущенного (вследствие ча-
стичного 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 значи-
тельной: клапан только прикасается к седлу, а все остальное
время он находится в приоткрытом состоянии и совершает высо-
кочастотные, в основном хаотические колебания.
Максимальная высота h подъема клапана (лепестков) в каж-
дом 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 харак-
теристике максимальная высота подъема ОПК монотонно увели-
178
2000 3000 WOO 5000 n,мин-1
Рис. 5.23. Зависимости угла ф3.вп за-
лаздывания закрытия впускного окна
н коэффициента т]0 наполнения криво-
шипной камеры двигателя «Восход-2»
от частоты вращения при разном газо-
распределении:
1 — поршневом; 2 клапанном
Рис. 5.24. Зависимость максимального
напряжения отах в клапанном лелеет*
ке от режима работы двигателя:
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 % вы-
сота 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 v посадки лепестка на седло возрастает. Таким образом,
продолжительность фазы впуска двигателя может автоматически
изменяться в зависимости от скоростного режима работы двига-
теля 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, ко-
торое возрастает с увеличением частоты п. При продолжитель-
ности <р = 160° при п = 3750 мин“х клапан впуска закрывается
при 40° после ВМТ. При частоте 5000 мин-1 закрытие ОПК за-
паздывает 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.
179
Расчет оптимального угла ф3 „п опаздывания закрытия впуск-
ного окна в зависимою и or частоты вращения п, выполненный
для двиют.еля «Восход -2» с ОПК на впуске |35], показывает
изменение коэффициентов наполнения кривошипной камеры р!1н
для двигателей с поршневым I и клапанным 2 газораспределе-
нием (рис,. 5.23).
Скорость о движения лепестков на участке опускания (опреде-
ляющая силу удара лепестка о седло) с ростом частоты вра-
щения и изменяется почти по линейному закону и возрастет
с > ,6 м/с при 3000 мин 1 до 3,6 м/с при 5Б<Ч) мин 1 (см. рис. 5 22),
Fla учаоке подтема ленесн<.-1 <-кс.рос!ь ее меньше указанных
значений па 20 ... 30 % .
По высоте подъема лепестка вычисляют механические, напря-
жения в месте его заделки. На участке подъема лепестка напряже-
ние увеличивается практически но линейному закону и достигает
наибольшего значения атах = 88 ... 90 /дПа в зоне ВМТ. При
посадке лепестка на седло напряжение ст снижается также по
закону, близкому к линейному.
На других скоростных режимах работы двигателя кривые на-
пряжения в лепестках имеют аналогичный характер, а значение
максимальною напряжения стшях возрастает с увеличением ча-
стоты вращения п (рис. 5.24). По мере повышения частоты ата3(
возрастет с. 67 мПа при 3000 мин"’ 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.
5.7. СТЕНДОВЫЕ ИСПЫ1АНИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ С ОПД
ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОЩНОСТНЫХ, ЭКОНОМИЧЕСКИХ
И. ТОКСИЧЕСКИХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ
Стендовые испытания двухтактных ДВС с ОПК на впуске про-
водятся с целью исследования возможностей улучшения мощност-
ных. экономических и токсических показателей двигателей путем
совершенствования процесса наполнения. Для решения этих
задач определяются с достаточной степенью точности следующие
параметры: крутящий момент и мощность; частота вращения ко-
ленчатого вала; расход воздуха и топлива; температура ОГ и
основных деталей двигателя; давление в цилиндре, кривошипной
камере, во впускной ц выпускной трубах в зависимости от угла
поворота вала; сослав заряда рабочей смеси и ОГ в цилиндре в
конце расширения и в выпускной трубе.
По известным формулам и зависимостям рассчитывают: мощ-
ность, часовой и удельный расходы топлива, токсичность ОГ;
коэффициенты избытка воздуха и наполнения, полноты сгорания
и химического пед-оюия топлива, продувки, КПД продувки,
испоят-воняйпя npo?ivB’’n и другие параметры газообмена. Расчет
показателей процессов газообмена по данным газового анализа
ОГ проводится по известным методам Н. М. Глаголева, А. С. Ор-
лвна, М. Г. Круглова и Е. К. Мазинга.
Исследования двигателей осуществлялись в основном на моторных стендах.
Стенды позволяли прокручивать и нагружать двигатель через коробку передач при
rj — 2000 ... 8000 мин-1.
Измерения массовой доли окиси углерода СО и углеводородов СИ в ОГ про-
водились газоанализатором МЕКСА-322. Двигатели перед началом испытания
были отрегулированы в соответствии с инструкцией по эксплуатации. При иссле-
довании 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 полно-
поточными клапанами. Лепестки разной толщины были выполнены из стали, фе-
нидона, органита, стеклотекстолита. Двигатели работали при открытии дроссель-
ной заслонки на 25, 50, 75 % ио внешней скоростной характеристиках. Затем дви-
гатель «Восход-3» сопоставляли с двигателями с частично поточными клапанами
впуска. После чего производили выбор оптимального варианта конструкции дви-
гателя и ОПК для него.
Стендовым испытаниям подвергали серийные двигатели «Восход-2» и «Вос-
ход-3» с поршневым газораспределением. Для возможности установки на двига-
тель экспериментальных полнопоточиых ОПК в картере было выфрезеровано по-
садочное место под ОПК. Специальными шпильками к картеру крепили корпус
клапана, клапан и переходник для установки карбюратора. До установки клапа-
нов, после обкатки, в соответствии с техническими условиями состояние двига-
теля 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 Угол при вершине 7, ° - j Размер } ОКОН, ММ j *— —1 : Суммарная j i площадь 1 ОКОН, ММ2 1 Размеры, пло- щадь ВХОДНОГО сечения, мм и мм2 Число скатов
ПИК ОС-2-40 40 40X17 1360 39X30, 1170 Односкатный с дву-
мя окнами
ППК-ОС-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 тре-
мя окнами
ППК-ОС-3-60 60 37X15 1665 55X 38, 2090 То же
ППК-ДС-4-40 40 35X17 2380 39X30, 1170 Двухскатный с че-
тырьмя окнами
ППК-ДС-4-50 50 30X17 2040 39X30, 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 55X38, 2090 То же
— ™ . - - — - -
181
Рис. 5.25. Нагрузочная харак-
теристика двигателя «Восход-3»
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 тол-
щиной 1 мм.
Первая серия опытов была
проведена на двигателе с по-
стоянными фазами газораспре-
деления (поршневом), а ОПК
только предупреждал обратный
выброс смеси. Целью испытаний
былапроверка работоспособности
двигателя и оценка влияния
ОПК иа его показатели. Резуль-
таты этих испытаний приведены
ниже.
Скоростные (рис. 5.25) и
нагрузочные характеристики
опытного двигателя «Восход-3»
с управляемым процессом впус-
ка с помощью поршня и ОПК
с лепестками из стеклотексто-
лита (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 вы-
воды. При малых и средних нагрузках двигателя (полное открытие дроссельной за-
слонки и частота вращения n<Z 4000 мии-1) отмечается прирост мощности у дви-
гателя с ОПК с лепестками из СТЭФ до 17 %, нз стали — до 10 %, что объясняется
увеличением степени наполнения цилиндра. По мере возрастания скоростного ре-
жима работы двигателя в указанном выше диапазоне нагрузок влияние ОПК иа
мощность двигателя снижается (при п= 4500 мин-1), а при и — 5000 мин-1
становится даже отрицательным: мощность уменьшается на 7 ... 12 % в случае
ОПК с лепестками нз СТЭФ, и на 13 ... 20 %— со стальными лепестками. Часовой
расход топлива двигателей с ОПК как со стальными, так и со стеклотекстолито-
выми 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 топ-
лива, особенно заметно при работе двигателя на низких и средних частотах вра-
щения. При работе ОПК с лепестками из СТЭФ на режимах с п 4000 мин-1
снижение ge составило 30 %, а со стальными — 25 %. С увеличением п влияние
ОПК на 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 скорост-
ной характеристике, так и на частичных режимах с открытием дроссельной за-
слонки на 50 и 75 % • На малых нагрузках двигатель с ОПК с лепестками нз 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 %-ным открытием дроссельной заслонки
(2 %). У серийного двигателя без ОПК объемная доля СО в ОГ на всех скоростных
н нагрузочных режимах находится в пределах 0,5...2,5 %, Содержание несгорев-
г
Рис. 5.26. Изменение показателей
с ОПК на впуске:
1 — серийного; 2 — а ОПК на впуске;
качества газообмена двигателей «Восход»
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 пластинами из стеклотекстолита. Более гибкие (сталь-
ные) лепестки немного больше увеличивают мощность двигателя в диапазоне сред-
них и высоких частот вращения и неэффективны при низких 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 из-
меняется давление рк в кривошипной камере в зависимости от угла (р 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 рань-
ше и давление продувки выше, что позволиет улучшить очистку цилиндра и избе-
жать выброса ОГ в кривошипную камеру.
Изменения коэффициентов т]ок наполнения кривошипной камеры и цилиндра
г|в0 сравниваемых двигателей, полученные опытным путем (рис. 5.26, а, б), ана-
логичны кривым ре (рис. 5.26, в). Сравнение расчетных 3 и экспериментальных 1
и 2 зависимостей показывает, что опытный двигатель с ОПК может повысить мощ-
ность в основном на инзких и средних частотах. Влияние гидравлического сопро-
тивления клапана в значительной мере проявляется иа режимах малых и средних
частот, имеет минимальное значение при п & 4000 мин”1 и затем снова возрастает
с увеличением частоты вращения.
183
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 коэффи-
циентов а избытка воздуха, у остаточных газов, т]8 полезного действия продувки,
Фпр продувки, т]и использования продувочной смеси.
Состав топливовоздушной смеси оценивается коэффициентом асм, определяе-
мым 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. Коэф-
фициент у остаточных газов (рис. 5.26, д) у опытного двигателя с ОПК снижается
наиболее значительно в области низких и высоких частот (до 30 %). Это объяс-
няется улучшением качества продувки и уменьшением выброса ОГ предыдущего
цикла из цилиндра в кривошипную камеру.
Изменение КПД т]8 продувки (рис. 5.26, е), характеризующее качество
очистки цилиндров, аналогично изменению коэффициента у. Изменение коэффи-
циента фПр продувки характеризует потери смеси при продувке (рис.5.26, ж).
Коэффициент т)и использования продувочной смеси (рис. 5.26, з) является вели-
чиной, 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 сравни-
ваемых 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
Че — ЧгЧмех — . и----N д, •
gi.Hи ” е ~т~ о'мех
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 г|е. С увеличением п 3500 мин-1 т;е 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 (б = ПО, 170, 210 мкм).
Как следует из результатов испытаний, на малых скоростных режимах (ц =
= 2000 ... 3000 мин-1) установка полнопоточного ОПК на впуске положительно
влияет на все характеристики двигателя. На малых частотах получены большие Ае
и меньшие ge для лепестков из тонких лавсановых пленок, на средних частотах —
для стальных, на высоких — для жестких лепестков из фенидона и стеклотексто-
лита. В дальнейшем проводится сравнение для лучших вариантов лепестков
ОПК при работе на различных режимах.
При установке полнопоточного клапана со стальными лепестками (8 —
= 0,17 мм) и лепестками из лавсана (б = 0,5 мм) во всем диапазоне частот враще-
ния коленчатого вала (п = 2000 ... 5500 мин-1) и нагрузок (25 ... 100 %) по срав-
нению с серийным двигателем обеспечивается в среднем: рост Nе на 2,3% для
стальных лепестков и снижение на 0,7 % для лепестков из лавсана; снижение ge
184
соответственво на 25,7 и 19,03 %; снижение СО в ОГ соответственно на 30,28 и
27,4 %; уменьшение СН в ОГ соответственно на 21 и на 22,66 %.
Таким образом, полнопоточный клапан впуска, несколько понижая мощ-
ность при высоких частотах вращения, в целом существенно уменьшает удельный
расход топлива и токсичность ОГ во всем диапазоне работы двигателя. Ухудше-
ние 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 стеклотексто-
лита и фенилона.
Наиболее значительное снижение мощности наблюдается при частоте п
& 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 закры-
тия. Это подтверждают лучшие экономические н токсические показатели двига-
теля на высоких частотах вращения коленчатого вала. Таким образом, на сред-
них 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 прово-
дились с десятью вариантами корпусов ОПК с лепестками из стеклотекстолита
СТЭФ толщиной 6 = 0,5 мм. Для оценки эффективности работы двигателя необ-
ходимо 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 кла-
панов ППК-ДС-4-50. Во всем диапазоне частот вращения коленчатого вала сред-
нее снижение мощности составило около 4 % (при полностью открытой дроссель-
ной заслонке), среднее снижение ge— 23,44 %. Значительно улучшены токси-
ческие 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 резуль-
таты получены при использовании клапана ППК-ДС-4-50 с лепестками из стекло-
текстолита 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 содержа-
ния 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 со-
противления. Очевидно, увеличение объема между карбюратором и впускным
окном привело к росту объема впускного канала и кривошипной камеры, а следо-
вательно, к уменьшению наполнения и степени сжатия в кривошипной камере,
«вялой» продувке цилиндра и падению мощности двигателя. Поэтому вариант кла-
пана 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 двига-
теля «Восход-3» с частично поточным ОПК с лепестками из стали (б = 0,17 мм)
и лавсана (6 = 0,5 мм) по нагрузочной характеристике при п = 2000 мин-1 от-
носительные 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
185
6.6. Результаты исследования двигателей с полнопоточиыми
и частично поточными клапанами впуска
опк Материал лепестков Тол- щина, мм Относительные показатели, %
ewe 6СО вен
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 откры-
тии дроссельной заслонки (примерно 15 %);
удельный эффективный расход ge топлива по мере открытия дроссельной за-
слонки 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 ОГ — при стальных лепестках. Относительные по-
казатели 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 ток-
сичности ОГ — двигателями с полнопоточными ОПК с лепестками из стали, лав-
сана и стеклотекстолита (среднее снижение удельного расхода топлива составляет
20 ... 25%). Хотя полнопоточный ОПК обладает рядом преимуществ по сравне-
нию 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 мо-
тоцикла настроена на режим максимальной мощности, а установка ОПК на впуске
приводит к увеличению гидравлического сопротивления. Низкая долговечность
ОПК обусловлена исключительно тяжелыми условиями работы лепестков. Устра-
нение этих недостатков является важной задачей в совершенствовании ОПК.
ИСПЫТАНИЯ НА НАДЕЖНОСТЬ
По результатам проведенных исследований в качестве основ-
ного материала для исследования лепестков выбран стеклотек-
столит марки СТЭФ-1. Проводились также исследования на на-
дежность лепестков из термообработанной ленты из сталей 60С2А
и 70С2ХА (шириной 20 и толщиной 0,3 мм).
Ускоренные испытания позволяют довести конструкцию и тех-
нологию производства до требуемого уровня в относительно ко-
роткий срок. При этом необходимо учитывать две группы показа-
телей долговечности, полученных при ускоренных испытаниях
186
г
и в эксплуатации. Соотношение между этими группами показа-
телей характеризуется коэффициентами ускорения или перехода.
Выбор методов, режимов и организации ускоренных испытаний
зависит от многих факторов и главным образом от их целей. В ис-
следованиях на надежность ОПК необходимы аттестационные и до-
водочные испытания на пригодность к производству с определе-
нием 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 перемен-
ных нагрузках, изменяющихся в широком диапазоне, предшествует
статистическая оценка режимов работы двигателей и эксплуата-
ционной 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 вращения коленчатого
вала (п = 5600 мин’1), близкой к резонансной. Поэтому испыта-
ния 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 ре-
жима ускоренных испытаний во многом определяет их длитель-
ность и результаты. При этом ставятся следующие задачи: обеспе-
чение сопоставимости результатов испытаний и данных эксплуата-
ции по напряженности, по воспроизводимому процессу разру-
шения, 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:
1) эксплуатационный — воспроизводит выбранный вариант
эксплуатации по характеру, значению и частоте изменения на-
грузок, а также по условиям на наиболее нагруженном участке;
2) учащенных нагрузок — то же, что первый, но нагрузки
учащаются;
3) увеличенных нагрузок — то же, что первый, но с приме-
нением максимальных эксплуатационных нагрузок или их пре-
вышающих;
4) учащенных и увеличенных нагрузок — сочетание второго
и третьего вида;
i 87
I
Рис. 5.27. Установка для ускоренных
испытаний на долговечность ОПК
Рис. 5.28. Изменение степени износа
пластин ОПК из различных материа-
лов в зависимости от наработки т:
1 -- левая из СТЭФ-1; 2 — правая из
СТЭФ-1; 3 — из фенилона
5) специальный отличающийся от эксплуатационного,
допустимый для сравнения.
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 ка-
чественная сторона процесса разрушения не менялась. При уско-
ренных 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 ле-
пестки 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). Ко-
ленчатый вал 1 двигателя приводится во вращение электродвига-
телем 2 посредством ременной передачи 3. Вместо головки на дви-
гателе 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
I
лак. 6 co стеклянными окнами. Масло дли смазгшашти ни дается на
впуш; днигателя. Блаюдаря применению шкивов соигвеп.гвующих
размеров» установленных на коленчатом валу 1 и на валу электро-
двигателя обеспечивается частота вращения п — 5600 мин1.
При необходимости величина п может регулироваться.
При работе установки воздух входит во впускной канал дви-
гателя, через кривошипную камеру и продувочные каналы 7 по-
ступает в цилиндр двигателя и сжимается поршнем. (Жатый воздух
через отверстие в переходнике 4 входит в ОПК 5 и открывает его,
отгибая упругие пластины. При движении поршня вниз в ци-
линдре 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 5 ... 6 раз нагрузки по условиям эксплуатации. Обеспечивается
это тем, что перепад давления при сжатии воздуха поршнем в ци-
линдре намного превышает перепад давления аа Впуске в криво
шипную камеру, где установлен ОПК.
При исшьшшикх на установке удалось воспроизвести тчшпчиые дефекты пла-
стин ОПК, которые могут привести к отказам двигателя при его эксплуатации.
Испытания лровоци.тисв 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 по измерениям
степени износа и наработки. При исследованиях ОПК износ пластин можно оце-
нить по разрушению (поражению) поверхности пластины в доля.-, от общей пло-
щади пластины. Степень износа, %,
Чу - (б/Л 100,
где Д' — площадь поверхности пластины ОПК (с одной стороны); 6 • - изношенная
площадь пластины.
Например, для пластан из стеклотекстолита СТЭФ-) через 1 мин испытаний
па установке пораженная площадь составила 4,27 ... 5,! %, а для пластин из
фенилона за то же время — 10,6.3 % .
При дальнейших испытаниях этих образцов наблюдалась прогрессирующая
эрозия кромок и углов пластин в местах наибольшей концентрации напряжений.
Для пластан из стеклотекстолита СТЭФ характерно самопроизвольное закру-
гление углов при износе. Кривые изменения степени износа i| v пластан из
СТЭФ-1 и фенилона в зависимости от времени т наработки ври ускоренных
испытаниях приведены на рис. 5.28.
Проведенные ускоренные испытания показала необходимость внесения сле-
дующих изменений конструкции ОПК: замену материала корпуса клапана на до-
статочно мягкий материал (пластмассу); заиру: тенге углов пластан тем же ра-
диусом, который образуется при износе, для уменьшения концентрации напряже-
ний в устах; в качестве м<иериала лепестков применят!. СТЭФ-1
Последующие ускоренные испытания новых клаи-нищ показали, что процесс
разрушения пластин значительно заме тлился н ресурс щетеаиа с л ласта нами из
СТЭФ-1 и корпусом из полиамида марки 616 ; ветичился от 4 до 60 мин, т. е.
возрос в 15 раз.
Ускоренные испытания ОПК с пластинами из ста щ 60С2А (6 0,22 мм)
на алюминиевом корпусе показали, что через 1 мин начинается процесс разруше-
ния, главным образом по концам пластин. Затем процесс разрушения прогресси-
рует и через 4... 6 мнн пластана уже не полностью закрывает окно, происходит
разгерметизация клапана.
189
Анализ характера разрушения пластин из стеклотекстолита, фенилона 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 разруше-
нии 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 пла-
стины 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 подпоршне-
вым 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 топливо-
воздушной смеси в кривошипную камеру и дополнительную про-
дувку через окно в поршне и дополнительный продувочный канал,
когда во время продувки в цилиндре и картере образуется ва-
куум.
Исследование влияния расширения фазы впуска путем применения ОПК
иа впуске в сочетании с окнами в поршне проводилось на двигателе «Восход-ЗМ».
Расширение фазы впуска осуществлялось путем подрезания юбки поршня и вы-
полнением окна (или окон) на боковой поверхности поршня. При этом фаза впуска
изменялась от серийной (<рвп = 135°) через 15° поворота коленчатого вала .то
тех пор, пока фаза впуска ие определялась открытием и закрытием впускного
канала ОПК (клапанный впуск). В этом случае юбка поршня не закрывает впуск-
ное 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 дроссель-
ной 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 (<рвп — 235°) мощность становится
равной мощности серийного двигателя. Содержание СО в ОГ уменьшается, а СН
растет. Это свидетельствует о возможности достижения необходимой максималь-
ной мощности двигателя с ОПК на впуске. Удельный расход топлива и содержа-
ние СН и СО в ОГ меньше, чем у серийного двигателя. Применение ОПК и расши-
ренной фазы впуска целесообразно сочетать с дополнительным продувочным ка-
налом напротив выпускного канала (см. рис. 2.1). Применение такой системы впу-
ска и продувки позволяет улучшить характеристики двигателя (см. рис. 2.9).
Высокая максимальная мощность двигателя и удачная форма кривой крутя-
щего 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 че-
рез 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 мощ-
ность при небольшой массе двигателя. Усовершенствованная система позволяет
осуществить близкую к идеальной фазу впуска, т. е. свести к минимуму промежу-
ток времени, в котором поток во впускном канале перекрывается поршнем и во
впускном тракте меняется характер процесса.
5.8. 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 уче-
том 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 кар-
бюратора 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 1, двигателя 2 с ОПК и серийными фазами впуска, двига-
теля 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 Ne (до 30 ... 50 %) и снижает удельный рас-
хода топлива (до 28 ... 60 %) благодаря улучшению воздухоснабження (увеличе-
ние» до 17,5 %) и более полному сгоранию топлива (снижение q до 20 %). Таким
образом, при открытии дроссельной заслонки карбюратора на 25 % лучшие пока-
затели обеспечиваются опытным двигателем 4.
Открытие дроссельной заслонки на 50 %. Сравнение мощностных и экономи-
ческих показателей на средних нагрузках показывает также преимущество двига-
телей с усовершенствованной системой впуска (рис. 5.30).
Открытие дроссельной заслонки иа 75 %. При дроссельной заслонке, откры-
той 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 дви-
гателем (рис. 5.31). Проведенные стендовые испытания показали следующее.
1. Установка ОПК на впуске, особенно в сочетании с третьим дополнитель-
ным продувочным каналом и расширенной фазой впуска, существенно улучшили
динамические, топливно-экономические и токсические показатели двигателей
«Восход-ЗМ».
2. Усовершенствованная система впуска улучшила приспособляемость впуск-
ного тракта к изменениям скоростных и нагрузочных режимов работы двигателя.
Диапазон устойчивой работы двигателя расширился и минимальная устойчивая
частота вращения стала меньше 2000 мин-1.
191
Рис. 5.29. Характеристики двигателя «Восход-ЗМ» с усовершенствованным
впуском при дроссельной заслонке, открытой иа 25%
3. Характеристика удельного расхода топлива опытных двигателей стала
более пологой, чем у серийного двигателя и снижение ge составило 30 ... 40%.
4. Двигатели с усовершенствованным впуском работают на более бедных
смесях. Для них 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 токсич-
ности ОГ и уменьшением химического недожога q топлива.
5. 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 т]п. 0 воз-
рос с 0,75 (у серийного) до 0,85 ... 0,9 (у опытных двигателей).
6. Регулировка главного дозирующего устройства карбюратора на опти-
мальный 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.
7. Особенно эффективна опытная система впуска на режимах частичных на-
грузок (открытие дроссельной заслонки на 25 ... 50 %) в диапазоне малых и сред-
них частот (п = 2000 ... 4000 мин-1). На этих режимах (по сравнению с серийными
двигателями) мощность возрастает на 20 ... 80 % , а часовой расход топлива умень-
шается на 15 ... 25 %.
Учитывая, что режимы частичных нагрузок составляют значительную часть
времени работы двигателя, особенно в условиях движения по городу и пересечен-
192
г
Рис. 5.30. Характеристики двигателя
«Восход-ЗМ» с усовершенствованным
впуском при дроссельной заслонке, от-
крытой иа 50% (обозначения см.
рис. 5.29)
Рис. 5.31. Характеристики двигателя
«Восход-ЗМ» с усовершенствованным
впуском при полностью открытой дрос-
сельной ааслоике (обозначения см.
рис. 5.29)
ной местности, эксплуатационные рас-
ходы топлива мотоциклами могут быть
снижены значительно.
Таким образом, проведенные стен-
довые испытания двигателей «Вос-
ход-ЗМ» с ОПК, третьим каналом и
расширенной фазой впуска показали,
что благодаря автоматическому измене-
2000 3000 W00 5000 П, мин-1
нию продолжительности фазы впуска в зависимости от скоростного режима
работы двигателя (от <р = 130° при п «3000 мин-1 до <р = 220° при 5500 мин-1)
и устранению обратного выброса топлива можно существенно увеличить напол-
нение цилиндра смесью, улучшить качество продувки, повысить мощность,
снизить расход топлива и токсичность ОГ на всех скоростных режимах.
Эти выводы подтверждают результаты стендовых испытаний двигателей в до-
рожных условиях, дорожных ходовых испытаний мотоциклов с целью определе-
ния 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 дви-
гателя 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-
7 В. И. Кондрашов в др. 193
Ne,K8r
Рис. 5.32. Характеристики исходного серийного двигателя РМЗ-640:
1 — = 24 ми; 2 — h = 13,25 мм; 3 — = 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 Мкр, мощности часового расхода GT топлива,
удельного расхода^ топлива при различной высоте ЛДр. Введение ОПК и расши-
рение 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 удовле-
творяли условиям его работы на двигателе с усовершенствованным впуском.
Для проведения исследований использовались: серийные двигатели РМЗ-640,
соответствующие технической документации, н опытные двигатели с усовершен-
ствованным 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 хо-
лостого хода при положении винта, обеспечивающем максимальное обогащение
смеси холостого хода и минимальную устойчивую частоту вращения на режиме хо-
лостого хода. Определялось предельно допустимое отворачивание винта (предельно
допустимое обеднение смеси холостого хода), при котором карбюратор обеспе-
чивал двигателю минимальный расход топлива с последующим «провалом» ча-
стоты вращения при подъеме дроссельной заслонки. Таким образом находился диа-
пазон регулирования системы холостого хода карбюратора. Для сравнения оце-
нивались минимально устойчивая частота вращения серийного н опытных дви-
гателей на режиме холостого хода и характеристики холостого хода (изменением
положения винта качества).
Были получены регулировочные характеристики по расходу топлива серий-
ного и опытных двигателей при частоте вращения п = 3600, 4500, 5000 мни-1,
а также регулировочная характеристика при п = 5500 мин“1 и полностью откры-
той 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 характери-
стика двигателя РМЗ-640 с усовершен-
ствованной системой впуска при п =
= 4500 мин”1:
1 — регулировочный предел; 2 — мощност-
ная регулировка
Рис. 5.33. Характеристики холостого
хода двигателя РМЗ-640:
/ — серийного (минимальная устойчивая
частота п, винт качества отвернут на 1,2
оборота); 2 — опытного с ОПК (минимально
устойчивая частота п, винт качества от-
вернут на один оборот); 3 — опытного с
ОПК (максимальное обогащение смеси,
винт качества завернут)
дроссельной заслонки, распылителя, главного топливного жиклера) с учетом до-
пускаемого 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 за-
слонки, устанавливаемого ьа серийных двигателях РМЗ-640.
На опытных и серийных двигателях при их работе по нагрузочным харак-
теристикам 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 впрыски-
вание 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 усовершен-
ствованного 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 дви-
гателей. Винт качества смеси холостого хода имеет диапазон регулирования в два
оборота. Оптимальное положение винта при отворачивании на один оборот при-
мерно 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 колен-
чатого вала.
Для уточнения влияния элементов регулировки снималась регулировочная
характеристика опытного двигателя при частоте п = 4500 мин”1 (рис. 5.34). Об-
ласть между регулировочным пределом 1 и мощностной регулировкой 2 обеспечи-
вает при соответствующем подборе пары игла дроссельной заслонки — распыли-
тель 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 Ne = 23,7 кВт при удельном расходе
7* 195
Рис. 5.35. Регулировочная характеристика
двигателя РМЗ-640 с усовершенствованной
системой впуска при полностью открытой
дроссельной з аслои ке и частоте п =
= 5500 мин-1
Рис. 5.36. Нагрузочные характеристики дви-
гателя РМЗ-640 с усовершенствованной си-
стемой впуска при п ~ 4500 мни-1:
1 — нгла в первой канавке; 2 — нгла во второй
канавке; 3 — нгла в третьей канавке;---—
регулировочный предел; —.—.— мощностная ре-
гулировка
топлива ge = 492 г/(хВт-ч) и обогащенной смеси. При нормальной смеси получены
мощность = 22,8 кВт и удельный расход топлива ge = 435 г/(кВт-ч). Диапа-
зон удельных расходов между нормальной и обогащенной смесью определяет
выбор главного топливного жиклера карбюратора.
Нагрузочные характеристики по расходу топлива опытного двигателя (диа-
метр распылителя 2,68 мм; размеры иглы дроссельной заслонки: диаметр цилинд-
рической части 2,5мм, наименьший диаметр конической части 1,82 мм, длина кони-
ческой части 27 мм; пропускная способность главного топливного жиклера
400 см3/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 регулиро-
вочной канавке при начале отсчета от нижней канавки. При таком положении иглы
обеспечивается устойчивая работа двигателя с температурой под свечами зажига-
ния до 473 К на режимах частичного открытия дроссельной заслонки и до 493 К
Рнс. 5.37. Изменение крутящего
момента Л4кр двигателя РМЗ-640:
1 — дроссельная заслонка открыта
на 75 %; 2 — дроссельная заслонка
открыта полностью; — се-
рийный; ----— — с ОПК
196
Рис. 5.38. Изменение расхода 0т
топлива двигателя РМЗ-640 (обо-
значения см. рис. 5.37)
иа режимах по внешней скоростной
характеристике без признаков пере-
грева (кривая 2). Перестановка иглы
в верхнее положение обеспечивает сни-
жение температуры двигателя до 493 К
на режимах нагрузок и до 483 К на
режимах его внешней характеристики
без видимых изменений расхода то-
плива. Работа двигателя при среднем
положении иглы характеризуется его
повышенным температурным состоя-
нием, температура под свечой левого
цилиндра превышает 493 К, поэтому
точки характеристик снимались
с охлаждением двигателя (после фик-
сирования времени выработки навески
топлива двигатель переводился на
иенагруженный режим работы).
Вакуум за дроссельной заслонкой
карбюратора для опытного и серий-
ного двигателей при их работе по
нагрузочной характеристике при ча-
стоте п = 4500 мин-1 у опытного
двигателя меньше, чем у серийного,
на 3 ... 4 кПа. По мере поднятия
дроссельной заслонки эта разность
постепенно уменьшается до 1 ... .
1,2 кПа (при полностью открытой
дроссельной заслонке).
Проведенные исследования карбюратора
К-62К двигателя РМЗ-640 с усовер.
шенствованным впуском показали необходимость изменения его дозирующих эле-
ментов: 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 Л4кр, мощности Ne,
часового GT и удельного ge расходов топлива, содержания СО н СН в ОГ, коэффи-
циента 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 AfRp. Из зависимостей крутящего момента
Л4кр 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.
Изменение мощности Ne двигателей. Из зависимостей изменения мощно-
сти 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 п
3500 мин-1 мощность опытного двигателя больше (иа 0 ... 12 %), а при п >
> 3500 мин-1 меньше (на 0 ... 2,5 %); при нагрузке, соответствующей подъему
197
Проведенное сравнение показало,
Рис. 5.39. Изменение удельного рас-
хода ge топлива двигателя РМЗ-640
(обозначения см. рис. 5.37)
дроссельной заслонки карбюратора до
75 %, мощность опытного двигателя
выше (иа 0 ... 15 %) во всем диапазоне
частот; при полной нагрузке при п <
<3750 мин-1 мощность опытного двига-
теля больше (на 0 ... 10%), а при п >
> 3750 мни-1 меньше, чем серийного (иа
0 ... 7,5 %).
что мощность опытных двигателей во всем
диапазоне частот и нагрузок превосходит или лишь незначительно меньше серий-
ных.
Изменение часового расхода бт топлива. Изменение часовых расхо-
дов GT топлива сравниваемых двигателей РМЗ-640 при разных положениях дрос-
сельной заслонки при работе по скоростным характеристикам (рис. 5.38) свиде-
тельствует о том, что при всех положениях дроссельной заслоики часовой расход
GT топлива опытного двигателя меньше, чем серийного.
Изменение удельного расхода^ топлива. Удельный расход ge топлива опыт-
ного двигателя РМЗ-640 при работе по скоростной характеристике при различ-
ном подъеме дроссельной заслоики ниже удельного расхода топлива серийного
двигателя (рис. 5.39).
Измеиенне 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 увеличе-
нием мощности вследствие лучшего воздухосиабжения, смесеобразования и сго-
рания, а также уменьшения часового расхода топлива при снижении прямого
и устранения обратного выбросов топлива. Это подтверждают зависимости из-
менения содержания СО и СН в ОГ (рис. 5.40), коэффициентов а избытков воз-
духа 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 токси-
ческих показателей опытных двигателей РМЗ-640 с ОПК и усовершенствованной
системой впуска.
В процессе исследований двигателей РМЗ-640 с ОПК иа впуске проверялись
различные варианты усовершенствований: с расширенной фазой впуска; с расши-
ренной 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:
.-------серийного;------опытного
Рие. 5.41. Измеиеиие коэффициентов а
избытка воздуха и q недожога топлива
для двигателей РМЗ-640 при полностью
открытой дроссельной заслонке (обо-
значения см. рис. 5.40)
198
Ne,KBT
де,г!(кВтч)
Рис. 5.42. Внешние скоростные характеристики двигателей РМЗ-640:
/ — серийного; 2 — с ОПК на впуске; 3 — с ОПК и двумя отверстиями в поршне; 4 —
е 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 пока-
зали следующие его преимущества:
более широкий диапазон устойчивой работы двигателя благодаря сниже-
нию иижией предельной частоты вращения;
увеличение крутящего момента иа низких и средних частотах;
повышение мощности двигателя во всем диапазоне частот вращения колен-
чатого 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 бед-
ных смесях при увеличении коэффициента избытка воздуха а;
увеличение коэффициента полноты сгорания топлива во всем диапазоне ча-
стот и нагрузок.
Результаты,стендовых исследований двухтактных двигателей с ОПК и усо-
вершенствованной системой впуска подтвердили рациональность и эффективность
предлагаемых конструкций двигателей.
6. ЭКСПЛУАТАЦИОННЫЕ ИСПЫТАНИЯ
УСОВЕРШЕНСТВОВАННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
6.1. испытания мотоциклов «восход»
ИССЛЕДОВАНИЯ НА РОЛИКОВОМ СТЕНДЕ ПО ЕВРОПЕЙСКОМУ
ЕЗДОВОМУ ЦИКЛУ
Прежде чем рассматривать топливную экономичность, ско-
ростные качества и токсичность мотоциклов с усовершенство-
ванными двухтактными ДВС, следует остановиться на условиях
эксплуатации, маршрутах движения, а также скоростных и
нагрузочных режимах.
Условия эксплуатации. Можно выделить дорожные, нагрузоч-
ные, климатические, эксплуатационно-технические условия и др.
Мотоциклы могут эксплуатироваться на дорогах равнинного про-
филя с гладким бетонным покрытием или на грунтовых дорогах,
или в условиях бездорожья. При движении по пересеченной мест-
ности с крутыми и затяжными подъемами, закрытыми поворотами
с малыми радиусами кривизны сопротивление движению возра-
стает, что приводит к снижению средней скорости и повышению
расхода топлива.
В зависимости от климатических или метеорологических усло-
вий существенно могут изменяться: состояние покрытия дороги;
видимость; тепловой режим работы двигателя и агрегатов, что
сказывается на скоростном режиме и экономичности работы мото-
циклов.
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 экономич-
ности 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-техни-
ческие 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-
гол
Рис. 6.1. Плотности распределения р по скорости
v движения автомобилей на магистральных до-
рогах:
1—3 — дороги соответственно Москва—Минск, Мос-
ква— Ярославль, Москва—Симферополь
циклов в эксплуатации и их типизация,
что позволит с наибольшей вероятно-
стью оценить скоростные свойства,
экономичность и токсичность мотоцик-
лов методом физического моделирова-
ния этих режимов при испытаниях на
стендах и в дорожных условиях. На
основе опыта, накопленного при ис-
пытании автомобилей, предлагается
рассматривать три основных вида дви-
жения. Равномерное движение выде-
лено в качестве самостоятельного ввиду
его практической важности. Режимами
неравномерного движения являются
ускоренный (фаза разгона) и замедлен-
ный (фаза замедления и торможения).
Циклические режимы движения можно
разделить на два основных вида: без
остановок и с остановками. Режим ци-
клического движения характеризуется
системным сочетанием составляющих
фаз движения. Полученные для автомобилей разных типов экспе-
риментальные статистические характеристики позволили опреде-
лить плотности р распределения скорости v движения по пути s
(ps), времени т (рт) и расхода GT (pG) и подобрать наиболее харак-
терные режимы движения различных транспортных средств (рис.
6.1). Плотность распределения (наибольшая) 27,5; 24 и 29 % соот-
ветствует скорости 70, 45 и 40 км/ч. Статистические характеристики
позволяют с большой достоверностью подойти к выбору типовых
скоростных и нагрузочных режимов, используемых при экспери-
ментальных исследованиях.
Исследование токсичности и топливной экономичности. В на-
стоящее время все большее распространение получают ездовые
циклы, выполняемые при строго регламентированных режимах
движения, имитирующих эксплуатационные.
Исследование токсичности ОГ мотоциклов проводится по ме-
тодике, изложенной в ОСТ 37.001.262—83 «Мотоциклы и двига-
тели. Выбросы вредных веществ. Норма и методы определения».
Согласно этой методике предусматриваются испытания по Ев-
ропейскому ездовому циклу, так как режимы движения мотоцик-
лов и автомобилей в черте города мало отличаются между собой.
Европейский ездовой цикл реализуется при испытании мотоцикла
на роликовом стенде с беговыми барабанами.
201
Рис. 6.2. Измеиение содержа-
ния токсичных компонентов
СО и СН в ОГ мотоцикла
«Восход-ЗМ» в ездовом цикле
Роликовый стенд
снабжен нагрузочным
(тормозным) устройст-
вом. Тормоз барабанов
регулируется таким об-
разом, чтобы при ско-
рости движения мото-
цикла 50 км/ч вакуум за
карбюратором был та-
ким же, как и при дви-
жении мотоцикла по
дороге. Предварительно
вакуум измеряется при
проведении специально-
го эксперимента в до-
рожных условиях. Для
контроля программы
движения на оси бего-
вых барабанов установ-
лен электрический дат-
чик частоты вращения, т. е. скорости движения мотоцикла.
Сигнал от датчика поступает на регистрирующий прибор,
находящийся в поле зрения водителя, который проводит испы-
тания. На стенде предусматривается четырехкратное проведение
цикла. Продолжительность одного цикла составляет 195 с.
В течение всего времени испытания ОГ двигателя через гиб-
кий металлический шланг поступают в пробоотборную установку.
ОГ собираются в пластиковый мешок. После завершения всей
программы испытаний определяют объем газов и содержание вред-
ных веществ. Отбор пробы ОГ мотоциклов осуществляют методом
CVS или методом непосредственного отбора газа из глушителей.
Анализ пробы газа по методу CVS проводят следующими ана-
лизаторами: объемная доля окиси углерода СО определяется
анализатором фирмы БОШ (метод NDIR недисперсными инфра-
красными лучами); массовая доля углеводородов — хроматогра-
фом ЛХМ-8МД4, оснащенным ионизационно-плазменным детекто-
ром (метод FID).
Анализ ОГ при непосредственном отборе проводится газоана-
лизатором 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 послед-
него времени осуществлялось исключительно по расходу топлива
на скорости, равной 3/4 максимальной. При этом считалось, что
такая нагрузка обусловливает расход топлива, близкий к эксплу-
атационному при движении по шоссе. Однако при этом не учиты-
вались 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 режи-
мах городского цикла на роликовом стенде и с постоянными ско-
ростями движения в дорожных условиях или на роликовом стенде.
Постоянные скорости выбирают в зависимости от максимальной
скорости мотоцикла следующие.
Максимальная скорость мо-
тоцикла v, км/ч .....Менее 130 100... 130 75... 100 Менее 75
Скоростные режимы измере-
ния расхода топлива, км/ч 120, 90, 75 90, 75, 60 75, 60, 45 60, 45
Нормируемой величиной является расход топлива на 100 км
пути, л:
GT = 0,5 (Gr + 0ш),
где Gr — расход топлива при движении по городу; 6Ш — расход
топлива при движении по шоссе со скоростью 75 км/ч.
Измерение расхода топлива можно проводить следующими ме-
тодами: объемным, массовым, поточным, баланса углерода. Сог-
ласно объемному методу расход топлива на 100 км пути
GT = V [1 + а (То - Т) ML,
где V — измеренный объем израсходованного топлива, л; а —
коэффициент объемного расширения топлива, а = 0,001; То —
температура при нормальных условиях, То = 293 К; Т — темпе-
ратура топлива, Л; L — путь, пройденный мотоциклом при из-
мерении расхода топлива, км.
Согласно массовому методу расход топлива на 100 км пути
GT =-^100,
Lp
где пгт — 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-62 В на токсичность
мотоцикла <Восход-ЗМ» в ездовом цикле:
1 — 1,5 оборота винта; 2 — 2,5 оборота винта; 3 —
2 оборота винта
второй передачах характеризуется зна-
чительным повышением содержания
СО. В моменты переключения пере-
дач, включения сцепления наблюдается
резкое снижение объемной доли СО
практически до значений, соответст-
вующих содержанию СО на режиме
холостого хода.
На установившихся режимах дви-
жения мотоцикла содержание СО прак-
тически постоянно, но при этом достигает максимальных значе-
ний. 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 сцеп-
лением (мотоцикл движется по инерции с включенной передачей)
характеризуется резким уменьшением доли СО в ОГ.
Содержание углеводородов СН в ОГ изменяется противополож-
но изменению концентрации СО. Наибольшее количество углеводо-
родов СН в ОГ выделяется при работе двигателя на режиме хо-
лостого хода, массовая доля составляет 7000 млн-1, что объясня-
ется перебоями в работе двигателя. По мере роста скорости содер-
жание СН уменьшается. Характер этого изменения связан с тепло-
вым состоянием головки цилиндра. Максимальным температурам
головки соответствуют минимальные массовые доли СН в ОГ.
Влияние регулировок карбюратора на токсические характери-
стики мотоциклов «Восход» . Как было рассмотрено выше, регу-
лировки карбюратора оказывают исключительно большое влия-
ние 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 раз-
личными регулировками винта качества карбюратора К-62В
(рис. 6.3). Результаты испытаний показали, что при 1,5 оборотах
204
Рнс. 6.4. Влияние пропускной способ-
ности главного жиклера карбюратора
К-62В и положения винта качества на
токсичность мотоциклов «Восход-ЗМ»:
/ — 1,5 оборота винта; 2 — 2,5 оборота вин-
та
СО,г/км
Рис. 6.5. Влияние содержания масла gu
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 наблю-
даются при степени 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 карбюра-
тора 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 двига-
теля на моторном стенде с полностью открытой дроссельной за-
слонкой при установившихся скоростных режимах, влияние про-
пускной способности жиклера еще более значительное. Так, при
росте GT от 170 до 190 см3/мин объемная доля СО в ОГ увеличи-
вается (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 со-
держания токсичных веществ в ОГ обусловлено существенным
обогащением топливной смеси в результате увеличения пропуск-
ной способности жиклера, а следовательно, уменьшения макси-
мальной температуры цикла и температуры ОГ в среднем на 20 ...
30 К.
Влияние содержания масла в топливе на токсичность ОГ оце-
нивали при испытаниях мотоциклов «Восход-ЗМ» по ездовому
циклу при работе его на топливной смеси с массовой долей gK
масла 4,2 и 1 % (рис. 6.5).
Топливная экономичность современных мотоциклов. Сравни-
тельная оценка расходов топлива современных отечественных и
зарубежных мотоциклов при движении по городу (Gr) и по шоссе
205
6.1. Расходы топлква Ог к 6Ш ка ЮО км пути
различных мотоциклов
Мотоцикл тк, кг Gr, л Оцр Л
«Снмсон-С51» 160 2,8 2,3
ММВЗ-3.112 178 3,9 5,3
ММВЗ-3.112.11 178 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.
(Gm) в зависимости от контрольной массы тк мотоцикла представ-
лена в табл. 6.1. В этой таблице для сравнения приводятся анало-
гичные показатели мотоциклов с четырехтактными ДВС.
Применение более современных карбюраторов и ОПК позво-
лило уменьшить расходы топлива. ВНИИМотопром предлагает
следующие нормы расхода топлива на 100 км пути (табл. 6.2).
Эти нормы несколько жестче контрольного расхода топлива, за-
даваемого ТУ на мотоцикл.
Исследования мотоциклов «Восход-ЗМ» с усовершенствованными двига-
телями (с ОПК и расширенной фазой впуска в сочетании с дополнительным про-
дувочным каналом). Целью испытаний во ВНИИМотопроме и ЦНИАП НАМИ
было сопоставление мотоциклов с двигателями с ОПК во впускном тракте н се-
рийных (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 нСН 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 про-
верки 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
6.2. Нормы расхода топлива иа 100 км пути, л
Мотоцикл Ог Ош Мотоцикл Ог
ММВЗ-3.112.11 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 МТ10 8,5 7,5
6.3. Результаты испытаний мотоциклов «Восход-ЗМ»
Двигатель Регулиров- ка карбю- ратора К-62 ч o' с <о X к О ХР бсохх, % ия/j *ОЭ 6СО, % 2 bd X О 6СН. %
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 И5; XI,5; ГТЖ-190 4,3 —35,8 1,1 3,0 —52 7,5 35 5,3 11,6 17 — 10,7
Примечание. ИЧ и И5— игла дроссельной заслонки соответственно в чет-
вертой и пятой канавке (сверху); Х0,5 и XI,5 — воздушный винт холостого хода отвер-
нут на 0,5 и 1,5 оборота; ГТЖ-190 и ГТЖ-210— главный топливный жиклер пропуск-
ной способностью соответственно 190 и 210 см8/мии.
6.4. Результаты испытаний мотоциклов «Восход-ЗМ»
после проведения дорожных испытаний
Двигатель Про- бег, км ч o' о" «о х и О О X X О О «О 6х СО, г/км 6СО, % СН. г/км бен, % 1
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 v = 40, 50 н 60 км/ч проводили на
роликовом стенде автополигоиа НАМИ. Нагрузка стенда определялась согласно
положению дроссельной заслонки карбюратора, полученному при движении мо-
тоцикла в дорожных условиях. Результаты приведены ниже.
Скорость V, км/ч.........................................
Расход топлива GT на 100 км пути, л, прн вннте, отвернутом:
на 0,5 оборота .......................................
на 1 оборот ..........................................
40 50 60
2,45 2,6 2,83
2,1 2,6 2,6
207
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-
воряют 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.
Длн установления качественной и количественной связи с показателями ско-
ростных свойств и топливной экономичности мотоциклов непосредствеиио дорож-
ным испытаниям мотоциклов предшествовали специальные испытания усовершен-
ствованных 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 прово-
дились с двигателями с ОПК иа впуске и в серийном исполнении.
Порядок и объем проведения испытаний предусматривали:
1) определение в дорожных условиях положения дроссельной заслонки
карбюратора при движении мотоцикла со скоростью о = 40, 50, 60, 70 и 80 км/ч
без пассажира;
2) пересчет частоты вращения коленчатого вала двигателя на соответствие
скоростям движения мотоцикла р= 40...80 км/ч;
3) контрольные стендовые испытания;
4) дорожные испытания мотоциклов «Восход-ЗМ-Спорт».
Результаты дорожных испытаний по п. 1 представлены ниже.
Скорость о, км/ч.......................... 40
Высота йдр, мм, длн двигателя;
серийного.................................... 6
с ОПК ..................................... 3
Относительная величина подъема иглы дрос-
сельной заслонки, %......................... 50
50 60 70 80
9 10 12 17
5,5 6,3 8,5 11,5
38,8 37 29,16 32,4
Проведенные дорожные испытания показали, что прн движении с одинаковы-
ми скоростями V— 40... 80 км/ч высота йдр подъема клапана дроссельной за-
слонки карбюратора для двигателя с ОПК меньше на 3 ... 5,5 мм, чем для серий-
ного двигателя, что обусловливает меньший эксплуатационный расход топлива
двигателями с ОПК на впуске.
Результаты расчета частот л по п. 2, соответствующих скорости движения мо-
тоцикла о= 40... 80 км/ч, приведены ниже.
Скорость V, 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 диапа-
зоне скоростей развивает двигатель с новым ОПК (сразу после изготовления),
расширенной фазой впуска и дополнительным продувочным каналом, ГТЖ-190.
Наиболее экономичным является двигатель, обеспечивающий средний часо-
вой расход топлива (t> = 40 ... 80 км/ч) GT ср= 1,54 кг/ч со старым ОПК (про-
шедшими 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 кана-
лом и расширенной фазой впуска, <рвп = 276°.
208
. Результаты контрольных стендовых испытаний двигателей мотоциклов «Восход-ЗМ»
8 В. М. Кондратов и др
209
8.7. Параметры двигателей мотоциклов
«Восход-ЗМ» , полученные в испытаниях
6.6. Распределение пробега L
мотоциклов, км
Двигатель Асфаль- те- и цементо- бетонное покрытие за при- городной зоной Асфаль- __ товое Двигатель покрытие в городе Lt км Ne, кВт 1 Я 2 е я-Н <dxfv 1 п при ^кр max» 1 МИИ“4
2500 2500 2500 10,8 10,0 10,44 5800 5800 5600 19 18 18,1 5400 5100 5550
Серийный С ОПК типа I С ОПК типа II 3001 2867 2997 С ОПК 220 типа I 180 с 0ПК. типа II 230 Серийный
Испытания выявили небольшое (в пределах 20 °C) повышение температуры
/г ср головки опытных двигателей. Это объясняется работой на топливных смесях,
близких к стехиометрическим, и более полным сгоранием топлива, что подтвер-
ждается меньшим содержанием токсичных веществ СО и СН в ОГ опытных дви-
гателей и коэффициентами недожога q топлива и большим коэффициентом а.
Дорожные испытания мотоциклов «Восход-ЗМ» с ОПК на впуске проводи-
лись для сравнительной оценки следующего; основных технических параметров
мотоциклов; надежности двигателей с ОПК на впуске в период пробега мотоцик-
лов до капитального ремонта (25 тыс. км); эксплуатационных качеств мотоцик-
лов, удобства обслуживания и ремонтопригодности.
Двигатели опытных мотоциклов «Восход-ЗМ-Спорт» оснащены ОПК иа впуске
в сочетании с расширенной фазой впуска и дополнительным продувочным кана-
лом. Определение динамических качеств, испытания на топливную экономичность,
пробеговые испытания на реализацию установленного ресурса (25 тыс. км) осуще-
ствлялись по стандартной методике на топливе, состоящем из смеси бензина
А.И-93 или А-76 и масла в пропорции 20 : 1 в период обкатки и 25 : 1 для осталь-
ного пробега (масло моторное М-б-В^, М-8-Bj, М-10-Bj 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 фик-
сации результатов испытаний использовались электрозасечкн, мерный бачок,
мензурка, секундомер, прибор «путь — время — скорость», рулетка, шумомер,
угломер, газоанализатор «Хариба» для определения токсичности. Пробег мото-
циклов по дорогам Владимирской области с различным покрытием и интенсивно-
стью 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.
8.8. Средние значения максимальной
скорости ©щах мотоцикла
«Восход-ЗМ»
6,9. Минимально устойчивая скорость
движения мотоцикла «Восход-ЗМ»
на четвертой передаче
Двига- тель утах П, МИН”1 Переда- точное число (
км/ч <5, %
С ОПК С ОПК Серий- ный 110,4 105,2 105 5,1 0,2 2 6215,6 5922,9 5911,6 5,94 5,94 5,94
Двигатель Переда- точное число 1 км/ч п, мин"1
С ОПК 5,94 29,2 1644,0
С ОПК 5,94 30,3 1705,9
Серийный 5,94 28,5 1627,1
210
Рис. 6.6. Графики времени разгона мотоцик-
лов «Восход-ЗМ» с ОПК на впуске и в серий-
ном исполнении:
------ — время разгона на первой —* четвертой
передачах; ——— — время разгона на четвертой
передаче
Динамические качества мотоциклов. Ма-
ксимальная скорость мотоциклов определя-
лась иа высшей передаче при прохождении
мерного прямолинейного участка дороги
длиной 100 м. Точность измерения проводи-
мых 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 i 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 мер-
ного участка пути длиной L = 400 н 100 м с места с последовательным переклю-
чением передач приведены в табл. 6.10.
Топливно-экономические качества мотоциклов. Определился контроль-
ный расход GT топлива на дистанции 10 км при движении по асфальтированному
шоссе со средней скоростью о = 60 и 78 км/ч. Измерении проводились при дви-
жении с пассажиром н 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 эко-
номичности на динамометрической дороге по стандартной методике далн сле-
дующие результаты по расходу топлива на 100 км пути:
V, км/ч .................... 40 50 60 70
Gt, л....................... 1,85 2,31 2,36 2,90
Сравнительная оценка топливной экономичности мотоциклов «Восход-ЗМ»
с усовершенствованными двигателями (с ОПК на впуске) и серийного исполнения
по расходам топлива IGT. г в режиме городского цикла; GT. ш ПРИ движении по
шоссе со скоростью 78 км/ч; нормируемой величине = 0,5 (Qr + <2Ш)) пред,
ставлена в табл. 6.12,
6.10. Средние значения времени t и скорости ®ср
иа мерном участке
Двигатель 400 мм 100 мм
t °ср t '’ср
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 —1,4 67,3 1,35 8,24 -6,7 43,7 7,1
Серийный 21,7 — 66,4 — 8,83 — 40,8 —
8*
211
6.11. Значения расхода топлива иа 100 км пути
Двигатель "ср> км/ч л вбт, % Двигатель vcp* км/ч л 6ОТ, %
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 п 78 3,4 4,6 — 19,04 —14,8 Серий- ный II 60 3,0 —
Примечание. В числителе даны значения при движении без пассажира,
в знаменателе— с ним.
6.12. Расходы топлива сравниваемых мотоциклов иа 100 км пути
Двигатель GT- г, л 6GT г- % &т. ш.» л ^Т. ш< % G-г, л 60^, %
С ОПК I 3,6 —21,74 2,9 —31,0 3,28 —26,13
С ОПК II 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 ре-
монта.
После 50 % пробега оценивали микрометраж деталей цилиндропоршневой
группы и ОПК впуска, определяли мощностные, динамические и топливно-эко-
номические показатели двигателей на стенде и токсичность ОГ. В период дорож-
ных 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 испыта-
ний показала, что за время пробега (15 ... 26 тыс. км) поломок ОПК не наблюда-
лось. Проведенные сравнительные дорожные испытания мотоциклов «Восход-ЗМ»
с усовершенствованными двигателями и серийными подтвердили преимущества
первых: максимальная скорость выше максимальной скорости серийного мотоцик-
ла; динамические показатели лучше; контрольный расход топлива при установив-
шемся движении меньше; топливная экономичность опытных мотоциклов лучше.
6.2. ХОДОВЫЕ ИСПЫТАНИЯ СНЕГОХОДА «БУРАН»
Ходовые испытания снегохода «Буран» с усовершенствованными двигателями
проюдилисъ с целью: сравнения экономических и динамических показателей с
опытными и серийными двигателями РМЗ-640; подбора регулировочных элементов
карбюратор а опытных двигателей; сравнения геплонапряжениостн опытных и
серийных дг.иг.т.телей в различных условиях эксплуатации по температуре головки
левого (более тоштонапряженною) цилиндра; проверки работоспособное!и опыт-
ных двигателей к различных условиях эксплуатации пробеговыми испытаниями
свыше 1000 км.
Снегоход «Буран» комплектовался опытным двигателем, имеющим следую-
щие усовершенствования; ОПК: третий продувочный канал; расширенную (до 260°
6.13. Результаты испытаний снегохода «Буран» для различных двигателей
, Показатель Серийный Опытный
Регулировочные але Диаметр распылителя, мм менты карбюратора 2,70 2,67
Длина конической части нглы, мм 27 27
+ /1
Положение иглы "t" / t
f/ t t / ± / 1
Пропускная способность главного топ- 340 Развернут сверлом
дивного жиклера (ГТЖ)> см’.'мин диаметром 1,61 мм
Наличие ограничителя подъема дрос- + +
сельиой эаслонкн (11 мм) Динамически Максимальная скорость движения сне- в показатели 64,3 * 64,3
гохода при плотности снега 0,36 г/см3, км/ч Время разгона с места прн плотности снега 0,36 г/см3, с: до 45 км/ч 4,9
на участке 100 м 9,5 * 9,2
Топливная э Контрольный расход топлива на 100 км кономичиость 28 24,5 36,5 28,3 16,5
пути при плотности снега 0,36 г/см3, л Эксплуатационный расход топлива иа 49.0_
100 км пути, л
Теплонапряжен Температура головки левого цилин- дра, °C; при скорости движения 40 км/ч ность двигателя 130 170’ 130
по снежному бездорожью 19С
ери скорости движения 60 км/ч 150 ' »80 ... 19(Г 150
| + ’ ,5 -+1,5
Температура окружающего воздуха, VC I -j- 3. f t 1 Я О( i
* Измерение ие яроводнлось ввиду высокой температуры цилиндропоригневой
груп.’ы (выше 220 °C).
Примечание, В знаме? 5^еле дяяы значения, полученные иа второе утапе
мспш-аний. которые отличаются ог результате»© первого этапа.
поворота коленчатого вала) фазу впуска; карбюратор К-62Ж с регулировкой, со-
гласованной для работы двигателя РМЗ-640 с ОПК на впуске.
При испытаниях применяли следующие средства измерения: весовой снего-
мер ВС-43; механический секундомер; рулетку РЗ-20, прибор для измерения рас-
хода 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 -j-7 СС. Экономические и динамические пока-
затели снегоходов определяли в соответствии с программой и методикой испыта-
ний 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 рассчиты-
вали по формуле
От == (о2 ~ fiVfe — Si) 100,
где Hi и v2 — объем топлива соответственно перед испытаниями и после них;
Si и s2 — показания спидометра соответственно перед испытаниями и после них.
Порядок испытаний. Проведен подбор регулировочных элементов карбю-
ратора К.-62/К (диаметра распылителя и положения иглы) таким образом, чтобы
температуры головок левого цилиндра опытного двигателя при скорости движе-
ния 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 проводи-
лось на участке длиной около 300 м. На втором этапе испытаний выполнена под-
регулировка карбюратора серийного двигателя (игла распылителя была опущена
на одну канавку). Подрегулировка опытного двигателя не проводилась. Проведена
проверка работоспособности опытных двигателей пробеговыми испытаниями в объ-
еме 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, вре-
мени прохождения с места участка длиной 100 м, эксплуатационного расхода топ-
лива. На втором этапе испытаний (при температуре окружающего воздуха -j-З °C)
опытный снегоход по сравнению с серийным имел меньшие контрольный и экс-
плуатационный расход топлива, температуру головки левого цилиндра.
Максимальные скорости снегоходов с опытными и серийными двигателями,
измененные на первом и втором этапах испытаний, были равны. Пробеговые ис-
пытания опытных двигателей (2687 км) не выявили недостатков в их работе. Про
веденные ходовые испытания снегоходов «Буран» с усовершенствованными двига-
телями, 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: контроль-
ной 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 двгаа
телями равны. Экономические и динамические показатели получены при следую-
щей, 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 температурь: 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 дви-
гателя при движении по снежному бездорожью и с полностью открытой дроссель-
ной заслонкой превышала предельно допустимую (220 °C), а опытного двигателя —
не превышала 190 °C (при температуре окружающего воздуха 1 ... ЗХ).
2М
7. ШУМОВЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ
И МЕТОДЫ ИХ РАСЧЕТА
Как известно [3, 25], 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 ча-
стотных 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 ра-
ботах, может быть продолжен, однако следует отметить, что наи-
более объективной и в то же время наиболее полной характеристи-
кой источника шума на данной частоте или в полосе частот явля-
ется его звуковая мощность. В технической акустике принято
использовать логарифмические величины — уровни звуковой мощ-
ности LP, дБ, связанные с абсолютными значениями звуковой
мощности Ps Вт, излучаемой в пространство,
LP = 10 lgP/P0) (7.1)
где Ро = 10~12 Вт—постоянное пороговое значение.
Зная уровни звуковой мощности источника шума и направ-
ленность излучения, можно определить любой шумовой параметр
[15]. Так, для транспортных средств (с точки зрения их воздейст-
вия 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 частоте
L = LP-151gr + lOlg0~-1^--lOlgQ, (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 среднегеомет-
рической частоты fcpv октавных полос;
215
fcilv........................ 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
0a,..................... . 0 0,7 1,5 3 6 12 24 48
Если расстояние г < 50 м, то затухание в атмосфере не учи-
тывают. Уровни звукового давления на данной частоте от не-
скольких т источников
т
Lo64==101g2 10°’иЛ (7.3)
где Lj — уровни звукового давления, создаваемые в расчетной
точке каждым источником. Уровень звука в децибелах по шкале А
La = 101g 5 Ю0'1 (£v+aav), (7.4)
V=1
где — уровни звукового давления, определяемые для каждой
v-й октавной полосы частот по формуле (7.2); LAv — поправки,
соответствующие частотной характеристике по шкале А шумо-
мера, дБ. Поправки AAv приведены ниже.
fcr,v........ 31,5 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
AAv..........—39,4 —26,2 —16,1 —8,6 —3,2 0 1,2 1,0 —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
Основными источниками шума в двигателе являются: про-
цессы 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 источ-
никами корпусного шума.
Типичные октавные спектры звуковой мощности этих источни-
ков, измеренные без специальных средств глушения (глушителей
шума), приведены на рис. 7.1. Наиболее мощным незаглушенным
процесс выпуска. Уровень звуковой
Рис. 7.1. Октавные спектры уровней звуковой
мощности Lp источников шума прн п =
— 3000 мин-1:
1 — выпуска; 2 —- впуска; 3 — корпусного; 4 —
корпусного при прокрутке двигателя без зажига-
ния
Рис. 7.2. Узкополосный участок спек-
тра шума выпуска двигателя (п =
== 3020 мин-1)
Рис. 7.3. Зависимость уровня звуковой
мощности Lp суммарного шума впуска
от рабочего объема Уд цилиндра дви-
гателя
мощности этого источника выше, чем остальных источников, на
10 ... 18 дБ во всем диапазоне частот f. Менее значительный шум
впуска также имеет ярко выраженные составляющие в низко-
и среднечастотной областях. Корпусной шум двигателя характери-
зуется 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 сохраня-
ется, что позволяет предположить в ряде случаев одинаковую при-
роду физических явлений, формирующих излучение шума отдель-
ными источниками. Это подтверждают и другие общие признаки,
имеющие место в спектрах различных источников. В частности,
для каждого из узкополосных спектров данных источников ха-
рактерны отдельные дискретные гармонические составляющие
с частотой fi, кратные частоте зажигания и обусловленные ре-
гулярной периодичностью работы двигателя:
ft - f»h (7-5)
где i = I, 2, 3... — номер соответствующей гармонической со-
ставляющей.
Узкополосный участок спектра шума выпуска, на котором хо-
рошо видны дискретные составляющие, характерные для двига-
теля, показан на рис. 7.2. На высоких частотах f дискретные со-
ставляющие 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 соз-
дает 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.
7.2. 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 теоретиче-
ским методам, учитывающим более полно конструктивные осо-
бенности конкретного двигателя и физические процессы, обуслов-
ливающие возникновение шума.
Как известно, шумовые характеристики двухтактных двигате-
лей являются функцией нескольких переменных (прежде всего,
скоростного режима, режима нагрузки, рабочего объема). Ниже
при обосновании расчетных формул рассмотрены эксперименталь-
ные зависимости параметров шума каждого источника для одного
выбранного переменного фактора при постоянных остальных.
Прежде всего остановимся на зависимости (интегральной) уров-
ня звуковой мощности суммарного шума источников от пере-
численных выше факторов. Уровень звуковой мощности LP сум-
марного шума впуска в значительной мере зависит от рабочего
объема цилиндра (рис. 7.3). Прямая на рис. 7.3 описывается
следующим аналитическим выражением:
Ук
где LP впшах — уровень звуковой мощности суммарного шума
впуска для режима максимальной нагрузки, дБ; Vh0 = 1 см3;
LP1 — 72 дБ (постоянные приняты на основании эксперименталь-
ных данных).
Усредненная зависимость уровня звуковой мощности впуска
^р-ваяе от нагрузки (рис. 7.4) может быть описана формулой
Lp вп Ne ~ Бр вп шах "Ь 25 (Ne/Nе шах)2 1-РЪг (7.7)
где LP2 = 25 дБ.
Некоторый разброс экспериментальных данных можно объяс-
нить зависимостью шума впуска от рабочего объема цилиндра и
218
) + LP1) (7.6)
Бр вц шах
Рис. 7.4. Зависимость уровня звуковой
мощности Lp суммарного шума впуска
от относительной нагрузки \Ne!Nems^
двигателя
Рис. 7.5. Зависимости уровня звуковой
мощности Lp корпусного шума от ча-
стоты вращения коленчатого вала раз-
личных двигателей
скоростного режима, причем этот разброс уменьшается с увеличе-
нием нагрузки. Естественно, что максимальный шум соответствует
максимальной нагрузке.
Более сложной оказывается зависимость уровня шума впуска
от скоростного режима работы двигателя. В области низких ча-
стот 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, близ-
ких к номинальному (п — 3500 ... 5000 мин'1), уровень шума
впуска мало зависит от режима работы двигателя, поэтому для
расчетов величины Lp3BNe в этом диапазоне частот можно пред-
ложить следующую общую формулу!
Lp вп = 201g (Vh/Vh0) 4- 25 (Ne/Nе шах)2 ""I" Lp$t (7.8)
где LP3 = 47 дБ.
Процесс генерации шума выпуска во многом аналогичен про-
цессу на впуске. Отличие вносит более сильно выраженная на вы-
соких частотах вихревая составляющая, обусловленная боль-
шими скоростями истечения газов. Однако для незаглушенного
выпуска высокие частоты практически не влияют на суммарные
уровни, что позволяет использовать для оценки уровня звуковой
мощности LP вып тах шума выпуска на режиме максимальной на-
грузки и ЬР выв N для любого режима нагрузки формулы (7.6)—
(7.8). приняв LP1 = 84 дБ, LP2 = 10 дБ, LP3 = 74 дБ.
Экспериментальные исследования корпусного шума мотоци-
клетных двигателей показали, что уровень звуковой мощности
возрастает на 8,5 ... 9,5 дБ при удвоении частоты вращения колен-
чатого вала, что соответствует зависимости LP ~ 30 1g и (жирная
линия, рис. 7.5). Существенное влияние на корпусной шум ока-
зывает также степень сжатия е, причем с увеличением в уровень
звуковой мощности возрастает пропорционально величине 20 1g в.
219
Рис. 7.6. Обобщенные зависимости суммар-
ной звуковой Lp — 20 1g Vh мощности от
частоты вращения вала:
I — впуска и выпуска; 2 — корпусного шума;
------ — экспериментальная; —« — теоре-
тическая
Зависимость уровня звуковой мощ-
ности корпусного шума от отно-
сительной нагрузки может быть
описана следующей формулой;
LpK я ~ Трктах 4" 7(Лщ/Nетах)2 7,
(7.9)
где LPKNe— уровень звуковой мощности корпусного шума на
произвольном нагрузочном режиме й/е; ТРкл]ах, дБ — уровень
звуковой мощности корпусного шума мотоциклетного двигателя
на режиме максимальной мощности Nem№.
Общая зависимость уровня звуковой мощности корпусного
шума от степени сжатия е, скоростного и нагрузочного режимов
имеет вид
LPK - 301g (п/1 000) + 201g е + 7 (ДГе/ЛГв гаах)2 + 62. (7.10)
Таким образом, задаваясь определенными п и Ne и зная степень
сжатия е, по формуле (7.10) можно рассчитать ожидаемый уровень
звуковой мощности суммарного корпусного шума.
На практике наиболее часто приходится оценивать шум источ-
ников при максимальной нагрузке двигателя. В этом случае ос-
новными влияющими факторами для шума впуска и выпуска
остаются частота вращения вала и рабочий объем, а для корпус-
ного 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 мощ-
ности LP — 20 1g Vh источников. Каждому из источников соот-
ветствует своя шкала по оси ординат. По кривой / можно опреде-
лить суммарный уровень звуковой мощности процесса впуска
или выпуска двигателя при любой частоте вращения п вала двига-
теля. Ордината точки на кривой 1 LP —20 1g представляет
собой обобщенное значение уровня звуковой мощности незаглу-
шенных выпуска или впуска в зависимости от того, по левой или
средней шкале считываются значения. Так как рабочий объем Vh
цилиндра двигателя обычно известен, найти истинное значение
суммарного уровня звуковой мощности LP источника по получен-
ному обобщенному значению LP — 20 1g Vh можно без затруд-
нений.
Выбор величины LP — 20 1g Vh в качестве обобщенной одно-
временно для оценки шума выпуска и впуска не является случай-
220
г
ным. Основным источником шума служат периодические, объем-
ные 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 импуль-
сов [13].
При установившемся скоростном режиме работы двигателя ча-
стота повторения импульсов постоянна. Время перетекания из-
меняется незначительно. Поэтому на звуковую мощность оказы-
вает существенное влияние лишь объем V перетекающих газов.
Так как звуковая мощность пропорциональна У*, предположив
в первом приближении V ~ Vh, для обоих источников будет спра-
ведливо Р ~ Vh, что подтверждают расчеты по формулам (7.6)—
(7.8). Целесообразно исключить влияние Vh, вычитая в соответ-
ствии с условием Р Vh из уровня звуковой мощности LP
величину 20 1g 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, от-
ложенные 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
AL - 10 1g (Увып/Увп)2 = 20 1g (3 ... 4) = 10 ... 12 дБ, что
было учтено при построении шкал номограммы. Эксперименталь-
ные данные располагаются вблизи кривой / (черные точки соот-
ветствуют шуму впуска, светлые — шуму выпуска). Рядом с кри-
вой 7 показана прямая, представляющая приближенную теорети-
ческую зависимость генерируемой звуковой мощности от частоты
вращения и вала двигателя в виде LP ~ 40 1g п. На низких ча-
стотах п теоретическая зависимость хорошо согласуется с экс-
периментальной 1, что можно использовать при практических рас-
четах, 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 е. Экспериментальная
зависимость 2 построена в виде LP — 20 1g е = f (п), рядом с ней
проведена теоретическая прямая, выражающая закон пропорцио-
нальности генерируемой звуковой мощности третьей степени
частоты вращения коленчатого вала двигателя (~30 1g и). Наклон
обеих линий примерно одинаков.
Для оценки октавных спектральных составляющих рассматри-
ваемых источников могут служить обобщенные спектры, также
221
Рис, 7.7. Обобщенный относительный спектр:
а — процессов выпуска и впуска: б — корпусного шума; • — шум впуска; О — ШУМ
выпуска
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
f = 1000 Гц. На более высоких частотах результаты расчета будут
получаться несколько завышенными по сравнению с эксперимен-
тальными. Это объясняется тем, что характер процессов шумо-
обр азования на впуске и выпуске на высоких частотах отлича-
ется более существенно, чем на низких. В итоге совместить пол-
ностью кривые спектров шума впуска и выпуска не удается.
На высоких частотах для шума впуска появляется дополни-
тельная ветвь (ниже кривой, показанной на рис. 7.7, а). Для прак-
тических расчетов эта ветвь имеет небольшое значение, что поз-
воляет использовать общий обобщенный спектр до частоты 1000 Гц.
Определение спектральных составляющих LPv незаглушенных
источников впуска и выпуска по рис. 7.7, а осуществляют сле-
дующим образом. Предварительно по номограмме рис. 7.6 на-
ходят величины LP. Затем для любой среднегеометрической ча-
стоты /cpv 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
r
Пример. Требуется рассчитать максимальную суммарную звуковую мощ
ность незаглушенного выпуска, впуска и корпусного шума и соответствующие
октавные спектры звуковой мощности этих источников для двигателя, имеющего
рабочий объем цилиндра Vh = 0,2 л, е = 7,6 при частоте вращения коленчатого
вала п = 5000 мин-1. По кривой 7 (см. рис. 7.6) находим обобщенные суммарные
уровни звуковой мощности Lp — 20 lg Vh — 147 и 135 дБ соответственно для
выпуска и впуска. По кривой 2 получим обобщенный суммарный уровень звуко-
вой мощности корпусного шума Lp — 20 1g е = 93 дБ, Суммарные уровни звуко-
вой мощности источников следующие:
для выпуска
Lp = (Lp — 20 lg Vk) + 20 lg Vft = 147 + 20 lg 0,2 = 133 дБ;
для впуска
Lp = (LP — 20 lg Vh) + 20 lg Vh = 135 + 20 lg 0,2 = 121 дБ;
для корпусного шума
LP = (LP — 20V lg e) = 93 + 20 lg 7,6 = 110,6 дБ.
Рассчитаем безразмерные частоты fср соответствующие средним геоме-
трическим частотам/opv октавных полос, и по рис. 7.7 определим искомые вели-
чины Lpv для всех трех источников. Результаты расчетов приведены ниже (в чи-
слителе даны расчетные значения, а в знаменателе — экспериментальные).
/ср V ..... . f ~ f ср y/tl . . . . 125 250 500 1000 2000 4000 8000
. . 0,025 0,05 0,1 Выпуск 0,2 0,4 0,8 1,6
Lpv — Lp . . . . —20 — 12 —4 —5 —10 —12 —15,5
113 121 129 127 123 121 118,5
Lpy - — 120 127 Впуск 126 • —
• • 113 120 118 116
Lpv — Lp . . . . —20 —12 —4 —5 — —— —
101 109 117 114
•••••• • • 105 107,5 117,5 108,5 Корпусной шум — — —
Lpv — Lp . . . . —11 —10 —9 —7,5 —6,5 —7,5 — 11,5
Ln 99,6 100,6 101,6 103,1 104,1 103,1 99,1
^Pv • • 95,5 96 96,5 99,7 101,5’ 100,5 95,5
Принимая во внимание простоту расчета и удовлетворительное совпадение
его результатов с экспериментальными данными, рассмотренную методику можно
рекомендовать для предварительной оценки ожидаемого уровня шума, создавае-
мого двигателем мотоцикла.
7.3. 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 рас-
чету шума, создаваемого пульсирующей составляющей источ-
ников [45]. Звук генерируется при резком вытеснении некото-
рого объема газа в окружающую среду или при всасывании соот-
ветствующего 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 спра-
ведливым неравенство
(7.11)
где d характерный размер источника; Л — длина волны излу-
чаемого звука.
В этом случае конкретная конфигурация излучателя не имеет
значения и реальный излучатель может быть заменен моделью
пульсирующей сферы. Для более высоких частот применяют мо-
дель пульсирующего поршня. Однако обе эти модели не учитывают
вихревой составляющей, порождаемой срывом вихрей при обте-
кании потоком фасонных элементов газовых трактов. Теория рас-
чета вихревых составляющих для двигателя в настоящее время
до конца не разработана, поэтому для их определения используют
полу эмпирические методы, подобные методам, изложенным в пре-
дыдущем подразделе.
В области низких и средних частот вихревая составляющая
невелика, поэтому идеализация реального источника пульсирую-
щей 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 зву-
кового поля в следующем виде;
д2<р/дг2 + (2/г) dqldr — (1/д2) д2у/д? = 0, (7.12)
где г — расстояние, отсчитываемое от центра сферы в направлении
ее радиуса; а — скорость распространения звуковых волн в среде;
I — текущее время.
Решение уравнения (7.12) для синусоидальных колебаний
имеет вид
Ae/(e<’M4-~eno>'+ftr), (7.13)
где А и В — постоянные, определяемые из граничных условий
задачи; со — круговая частота; / — мнимая единица; k — а/а —
— 2л/Х — волновое число.
Первый член выражения (7.13) представляет волну, расходя-
щуюся 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)
224
Каи известно, звуковое давление р в среде и радиальная ско-
рость v связаны с потенциалом скоростей следующими зависи-
мостями!
р = р dy'ldl = /<в р<р; о = — dq>ldr ~ (7.15)
где р — плотность среды, в которой распространяются волны.
Полагая, что на, поверхности шара (при г — R) радиальная
скорость
«|г=д = = vmela>i, (7.16)
получим из (7.14) и (7.15) для постоянной
Л = °^.ТЖ <7Л7>
и выражение для потенциала через заданную скорость поверх-
ности шара
Ч’==р«~-1ТЖ'е • (7’18)
Объемная скорость источника
Qv = 4яЯ2»д = vRS - Qymez<a', (7.19)
где Qvm ~ vmS — амплитуда объемной скорости источника; S =
— 4л/?2 — поверхность источника.
Выразим через нее потенциал звукового поля
Из выражения (7.20) для шара, малого по сравнению с длиной
волны (kR < 1 или 2аR К, так как k ~ 2л/Х), получим
• 0-.21)
Величина R в этом выражении отсутствует, следовательно, дейст-
вие источника характеризуется исключительно его объемной ско-
ростью или производительностью.
Найдем звуковую мощность, излучаемую источником,
P~^JdS, (7.22)
s
где 7 — интенсивность излучаемого звука, Вт/м2; S — площадь
поверхности сферы, окружающей источник, м2.
225
Рис. 7.8. Пульсации объемной скорости Qyf
создаваемые источником звука:
1 — реальным; 2 — идеализированным
Интенсивность звука в ка-
кой-либо точке звукового поля,
в свою очередь, зависит от зву-
кового давления в этой точке и
колебательной скорости частит
Re(p) Re(v)dt, (7.23)
где Re (р) и Re (о) — 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):
8ла
(7-24)
Был рассмотрен процесс излучения сферой простой синусои-
дальной волны. В действительности волна может оказаться не-
синусоидальной. Однако любое сложное колебание может быть
представлено в виде суммы синусоидальных колебаний, каждому
из которых будут соответствовать определенная амплитуда объ-
емной скорости QVml и определенная звуковая мощность Pt.
Для этого случая формула (7.24) примет вид
Л =
p^Qymi
8ла
(7.25)
где индекс i соответствует конкретному синусоидальному процессу
определенной г-й частоты.
Подставляя (7.25) в (7.1) для уровня звуковой мощности, из-
лучаемой на данной частоте fit и учитывая, что сог — для
нормальных атмосферных условий (р = 1,2 кг/м3, а = 341 м/с)
получим
LPl = 98 + 201gM2mi. (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, исполь-
зуя зависимость объемной скорости Qv, которой обладает реаль-
ный источник, от времени t (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 (iaot) dt; bt = -^- { Qv (f) sin (i<ooZ) dt, (7.27)
* 0 J 4 J
0 0
где To = l//0 ~ период повторения пульсаций реального источ-
ника; f0 — основная частота пульсаций; <в0 = 2л/0 — угловая
частота.
Искомая амплитуда объемной скорости, соответствующая каж-
дому элементарному гармоническому движению,
<?и£ = ^ + й (7.28)
Подставляя значение Qv т1 в формулу (7.26), определим уро-
вень звуковой мощности, излучаемой на данной частоте. Несмотря
на кажущуюся простоту схемы расчета, определение звуковой
мощности гармонических составляющих оказывается весьма тру-
доемким, что связано с нахождением функции Qv (/) и разложе-
нием ее в ряд Фурье. Поскольку обычно реальная функция Qv (/)
не имеет конечного математического выражения, все операции при-
ходится 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 реаль-
ную 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 т:
Qv (/) == Ке-а/ sin ₽/, (7.29)
где К — амплитуда; а — коэффициент, характеризующий зату-
хание; р — л/т; т — длительность процесса.
Эта функция представляет собой затухающую синусоиду, ти-
пичную 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 прямо-
угольной, треугольной, трапецеидальной формы, колокольный
импульс. Однако эти идеализированные функции не обладают
227
теми или иными особенностями, отмеченными выше, и, как пока-
зал сравнительный анализ, дают худшее совпадение с экспери-
ментом [12].
Рассмотрим основные условия идеализации. Примем, что об-
щий реальный объем V, участвующий в генерации шума в реаль-
ном случае, известен и равен соответствующему объему в идеали-
зированном варианте. Длительность т реального и идеали-
зированного вариантов также одинаковая. Эти два условия можно
выразить в виде
%
P = (7.30)
а
Подставив (/) в (7.30) из уравнения (7.29) и взяв интеграл
в правой части равенства, для постоянного К. получим следующее
выражение;
Принимая во внимание реальное затухание различных колеба-
тельных процессов, создающих аэродинамический шум пульсаци-
онного характера, можно рекомендовать а = л/т. Расчетные
формулы получаются простыми, а результаты расчета удовлет-
ворительно совпадают с данными эксперимента. Подставляя
а — л/т в (7.31) и пренебрегая величиной е~я по сравнению с еди-
ницей, найдем
К & 2лР/т. (7.32)
С учетом этого значения К после преобразований и упрощений
[451 в соответствии со схемой, изложенной выше, находим про-
стое, но достаточно точное для практических расчетов выражение
для искомых амплитуд объемной скорости потока QVmi, генери-
рующего звук на г-й частоте:
Qvmi = (2Жо)2 ₽2-рТ~^-- (7-33)
4Щ + со?
Для определения звуковой мощности, излучаемой на г-й
частоте, достаточно по формуле (7.33) вычислить амплитуду объ-
емной скорости и подставить полученное значение в выражение
(7.26). Однако для высоких частот, для которых со, Р У 2,
вместо двух формул (7.33) и (7.26) можно использовать одну,
более простую;
LPi = 98 + 20 lg V - 40 lgT-Ь 20 lg («• (7.34)
Как показали практические расчеты, эта формула дает удов-
летворительные результаты, начиная примерно с шестой гармо-
ники спектра шума. Для определения октавных составляющих
уровней звуковой мощности LPv следует просуммировать полу-
228
Рис, 7.9. Спектр звуковой мощ-
ности Lp процесса выпуска
(п —• 4000 мин'1):
.1 —« экспериментальной; .2 - -• рас-*
четный
ценные гармонические составляющие, попавшие в каждую октав
ную полосу частот по формуле, аналогичной (7.3). Частотные
нипы flv и /av октавных полос, Гц, приведены ниже.
(ср v - .
fiv - •
63 125 250 300 1000 2000 4000 8 000
45 90 180 355 710 1400 2800 5 600
90 180 355 710 1400 2800 5600 11 ЯОП
Для высоких частот, для которых юг Р V 2, для нормальных
атмосферных условий можно воспользоваться интегральной фор-
мулой
LPV = 96 -Г 20 lg V - 401g т 10 lg (fcp Jf0). (7.35)
Обычно формула (7.35) дает удовлетворительные результаты,
начиная со среднегеометрической частоты fcp — 500 Гц. Точ-
ность расчетов по формулам (7.34) и (7.35) зависит от точности
определения исходных величин, определяющи/Х шум: обьема У
перетекающих газов и времени т перетекания газов 145].
На рис. 7.9 приведены результаты расчета незаглушенно!о шу-
ма выпуска, которые удовлетворительно совпадают с эксперимен-
тальными данными. Несколько меньшие расчетные значения на
высоких частотах объясняются отсутствием учета вихревой со
ставляющей.
В ряде случаев (например, при расчете шума впуска) удобно
перейти от амплитуды объемной скорости Qy,n{ газов в формуле
(7.25) к амплитуде Qm/ массового расхода. Тогда формула (7 95)
примет вид
,, ®Anl
Pt --о---.
1 8адр
(7.36)
Соответственно уровень звуковой мотцности i й сосгавлякицей
LPi - 20 lgQmi + 20 lg сщ + 80. (7.37)
Считая изменение состояния газа в кривошипной камере аура
батичным, можно получить для впускного окна
QH0 - (7.38)
где Pi (/) — р (t) -f* Ро^ср? ~ Vn,p р /н п
та
9'17
V (I) и p (7) — • соответственно объем и избыточное давление средн |
в кривошипной камере в текущий момент времени t; р0 — плот- |
иость. среды в невозмущенном состоянии: йср —- средняя скорость
..пука в кривошипной камере; /й,в и /к,в —время соответст-
венно начала и конца фазы впуска.
Так как при установившемся режиме работы двигателя (/),
/’ (i). V (t) и dp, -- периодические функции, удовлетворяю-
щие условиям Дирихле, они могут быть представлены рядами
Фурье с основной частотой ы0 — —(где v — число цилиндров;
г тсктность) с комплексными коэффициентами Qt, Vi, pt и plu, j
’Чиро.ияяЕ'.мыми но формуле Эйлера. Тогда выражение (7.38)
примет вид
2 H'Wii (7.39)
Л' Г .JQ \ 'ц-г-OO / <
цу ci, -• 2л/п, ,fG частота повторения тактов впуска.
Ирм ограничении числа членов ряда в уравнении (7.39), в за-
ьчеимости от требуемой точности, амплитудно-частотный спектр
массового расхода через воздухозаборное отверстие впускного
канала может быть описан следующим выражением:
Q.A - (7.40)
где К (<щ) — дискретные значения коэффициента, передачи впуск-
ного канала, образованного впускным патрубком и карбюрато-
pOSi ИрИ ЧИСТОЮ О.Ъ /.(Од.
Впускной канал можно считать в первом приближении от-
резком трубопровода с постоянной площадью S проходного се-
чения (диаметром D, длиной /), нагруженного на входное со-
прогивление : душителя Z„x или, как в нашем случае, нагруженно-
го на юироптвление воздухозаборного отверстия. Если пренебречь
з->-грим ! на у-., ние и теплопроводностью и принять во внимание
чало< iь lioTH-'K'iHsix размеров канала ио сравнению с наименьшей
дленои волщ,; рассмагривиемосо диапазона, тс
К (о>ф ch.y нф/ch ysll, (7.41)
Н; " Ci 1 rtu •- тг • ( "j aitip । ZBX (<i)|) ,
a -- <:< «пост?, звука во впускном канале.
В ( мм) очередь, активную и реактивную составляющие ве-
личиям. Z,., мижио иа(!гн по формулам:
Вз7;1.; - 2мср/.; JmZnx - Хвх, (7.42)
где --• ук'-перимента пьный коэффициент затухания волн во
впщ-кчом канале; /. (6,4;// ж 0,32Z2) S” для незаглушенного
.ютсч’щх.с .Y . '\3!В,>„'Е5
Рис. 7.10. Спектр звуковой мощности Lp процес-
са впуска (« = 3000 мин-1):
1 — расчетный; 2 — экспериментальный
Таким образом, задаваясь геомет-
рическими размерами впускного тракта,
режимом работы двигателя, измене-
нием давления в кривошипной камере
в течение фазы впуска и во впускном
канале, используя формулы (7.39)—(7.42), можно получить спектр
массового расхода через воздухозаборное отверстие впуск-
ного канала, а затем по формуле (7.37) — уровень звуковой мощ-
ности впуска на каждой гармонической частоте сог. Просуммиро-
вав, как и выше, гармонические составляющие в пределах каждой
октавной полосы, найдем октавный спектр незаглушенного шума
впуска. Некоторое расхождение результатов расчета с данными экс-
перимента в октавной полосе с/ср= 1000 Гц (рис, 7.10) объясняется
погрешностью регистрации давления в кривошипной камере, от-
чего может снизиться точность определения высших гармониче-
ских составляющих процесса. В целом точность методики удовлет-
ворительна. Расчетная модель определения спектральных составля-
ющих шума, излучаемого корпусом двигателя или его деталями,
сводится обычно к предварительному расчету спектральной плот-
ности [27] газовых сил Sp (со) и комплексной частотой характери-
стики К (со) корпуса (его деталей) по скорости или по ускорению.
Частотная характеристика реальных деталей определяется чис-
лом форм колебаний, возбуждаемых воздействием от газовых
сил, в рассчитываемом диапазоне частот. Поскольку излучающие
элементы корпуса двигателя имеют, как правило, сложную кон-
фигурацию, аналитический расчет ряда собственных частот ока-
зывается трудно осуществимым, поэтому частотные характеристики
корпуса получают обычно экспериментально. Для расчета
уровня звукового давления шума корпуса двигателя или его дета-
лей предлагается следующая формула [27 Ь
L = 201g
S(co)pe/ffl<dco dt/p0, (7.43)
где S (w)p — S'p (co) К (a)uZ (co) — спектральная плотность зву-
кового давления; S'p (со) — спектральная плотность газовых
сил, воздействующая на излучатель при рабочем цикле; К. (со)н —
комплексная частотная характеристика излучателя по скорости;
Z (со) — акустический импеданс излучателя; со — текущее зна-
чение угловой частоты; t — время; р0 — пороговое значение зву-
кового давления. Эту формулу можно использовать для расчета
как при отсутствии специальных средств глушения (незаглушен-
ный источник), так и при их наличии.
231
8. СНИЖЕНИЕ УРОВНЯ ШУМА ДВИГАТЕЛЯ
8.1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ТРЕБУЕМОГО СНИЖЕНИЯ УРОВНЯ
ШУМА ДВИГАТЕЛЯ И ЕГО ОСНОВНЫХ
источников
Акустическому совершенствованию двигателя должно пред-
шествовать определение допустимых значений, до которых следует
снижать уровни его шумовых показателей.
Допустимые уровни шума двухтактных двигателей можно по-
лучить с помощью нормативных требований ОСТ 37.004.022—86,
поскольку шум мототранспортного средства в значительной сте-
пени определяется шумом двигателя. Исследованиями, проведен-
ными в МГТУ им. Н. Э. Баумана и МАДИ, установлено, что
85 ... 94 % звуковой энергии мотоцикла излучает двигатель. С не-
которым запасом по уровню шума проектируемых мототрэкспорт-
ных средств можно принять, что 80 % звуковой энергии мото-
цикла генерирует двигатель. Тогда допустимый корректированный
уровень звуковой мощности ДВС на режиме испытаний тран-
спортного средства
LP л - 1л + 201g (£) - 10 Ig i + 10 lg + И - О.?,
(8.1)
где БАДоп — 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 7,5 м); г0 — 1 м;
Ф — фактор направленности излучения шума в направлении
микрофона, Ф « 2; рв и аБ, рво и аво — плотность воздуха и ско-
рость звука соответственно в момент измерения и при нормальных
атмосферных условиях (при изменении температуры воздуха от
—5 до +30 °C 110 lg 0,2 дБ) ; |За — коэффициент за-
тухания звука в атмосфере, дБ/км, значения которого приведены
выше (в данном случае рог/1000 < 0,3 дБ).
В формуле (8.1) не учитывается поглощение звука асфальто-
вым или бетонным покрытием измерительного участка дороги,
что приводит к некоторому снижению значения Бра доп, но не
более чем на 0,5 дБА. Эту погрешность можно допустить,
так как она обусловливает небольшой запас по уровню шума
проектируемого мототранспортного 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
Буд доп ~ ^Адоп + 24,8. (8-2)
Строгое определение предельно допустимых уровней звуковой
мощности для каждого источника шума двигателя является слож-
ной задачей, требующей знания средней стоимости средств его заглу-
шения на 1 дБА. Экономические расчеты [31 ], выполненные при-
менительно 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 од-
ного из источников, в 5 раз выше, чем любого другого, то уровень
его шума следует снизить вдвое по сравнению с уровнем других ис-
точников. Для расчета корректированного допустимого уровня
каждого источника шума двухтактного ДВС можно рекомендо-
вать следующую зависимость [49 ]з
Бр А и доп ~ Lp д д0П 10 lgnH + Аи> (8.3)
где гаи — число принимаемых в расчет источников шума; Аи —
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 представля-
ется возможным. Следует отметить, что поправка должна быть
такой, чтобы после энергетического суммирования уровней всех
источников, рассчитанных по формуле (8.3), полученный резуль-
тат был равен значению LPA доп. Для основных источников шума
двухтактных ДВС (выпуска, впуска, корпуса) можно ориенти-
ровочно 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 нор-
мирования удобно использовать допустимый спектр, значения
которого в каждой v-й стандартной полосе частот (например, ок-
тавной или 1/3-октавной) можно определить по соответствующей
формуле:
для двигателя
Lp доп в = Lp а доп 101g tna -j- Аи -}- Аду, (8-4)
для отдельного источника
Lp и доп v ~ Lp а доп 101g (шпПи) “Ь Ч" Аду, (8-5)
где v — 1, 2, 3, ... тп; 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 фор-
му характеристики А шумомера, значения которой для октавных
полос приведены выше.
Сравнение фактического корректированного уровня звуковой
мощности двигателя с допустимым позволяет решить вопрос о не-
обходимости применения средств глушения. Если допустимый
уровень оказывается превышенным, то следует нормировать каж-
дый источник шума двигателя с помощью соответствующих допу-
стимых спектров, чтобы определить, в каких полосах частот н
насколько необходимо снизить уровень шума того или иного
источника, т. е. найти требуемое снижение уровня звуковой мощ-
ности в v-й полосе!
ААТр v = Lp и v Lp и д0П v, (5-6)
где LPw>i — уровень звуковой мощности в v-й полосе частот источ-
ника шума двигателя.
Величина LPn v может быть рассчитана, как это показано выше.
Таким образом, на ранних стадиях проектирования можно осуще-
ствить нормирование шума двигателя теоретическим методом,
определить значение и частотный диапазон требуемого снижения
шума и вести разработку средств глушения шума одновременно
с созданием двигателя.
8.2. 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 до-
минирующего. В этом случае, как правило, достигается макси-
мальный 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 направ-
лениям-. 1) в источнике его возникновения; 2) по пути распро-
странения колебательной энергии от источника до излучателя;
3) в излучателе, посредством уменьшения излучения шума в ок-
ружающую среду.
Первое направление основано на ограничении величины и ча-
стотного 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 генера-
ции шума: возникающие при сгорании топлива, при осуществлении
процессов впуска и выпуска; ударного происхождения в цилиндро-
поршневой паре, при пересопряжении зубьев зубчатых пар, в ко-
робке передач и трансмиссии. Заметное влияние на процесс шумо-
234
образования оказывают переменные вс времени силы, например
неуравновешенные инерционные силы вращающихся и возврат-
но-поступательно движущихся деталей двию.юля ечлы нссыш-.-
родного механического трения.
Для импульсных процессов характерно го. что с увеличением
длительности &.1 импульсного возмущающего воздействия умень-
шается ширина его частотного спектра А/. так как А/А/ --- сюгы.
Для ограничения спектра в его высокочастотной чаепд особенно
неприятной для человека, следует стремиться к уменьшению
величины ДМ/ путем подбора оптимальной (например колоколо-
образной) формы силового импульса и к увеличению его длитель-
ности Выбор средств осуществления этих рекомендаций зависит
от природы источника шума и возможности их реализации бед
ухудшения рабочих характеристик двигателя.
Шум процесса горения зависит в значительней мере от харак-
тера индикаторной диаграммы, т. е. ее частичною спектра. Прак-
тические методы акустической оптимизации процесса юренля
включают выбор рациональной формы камеры сгорания, ее газ-
деление на части, соединенные переходным каналом, усювершешт-
вование способа смесеобразования и ряд других мероприятий.
Факторы, влияющие на акустические качества процесса юрения
двухтактных ДВС, изучены еще недостаточно. Рассмотрим лишь
некоторые из них.
Уровень шума возрастает при увеличении скорости выделения
теплоты Q в процессе горения топлива 126]:
/у?'-
dip у —-I dtp ! у1 dip ’ '
где р и V — текущие значения соответственно давления и объема
над поршнем в цилиндре; у — показатель адиабаты; ф - угол
поворота коленчатого вала.
Из уравнения (8.7) следует необходимость ограничения тина
мичности рабочего процесса: уменьшения скорости нарасю-шия
давления dp/dy и его максимального значения р,. Парз’.ютры ра-
бочего процесса удобно изменять путем варьнщ вакил
угла опережения зажигания 03 и степени сжатия е. В таил, ь.;
и 8.2 приведены результаты исследования, полученные Ю Г. ’1ю-
рыжовым на двухтактных ДВС воздушною охлажден?.;: обюжю
Vh = 350 см3.
С уменьшением Йа и е наблюдается снижение макшююшшй
скорости нарастания давления величины р,.( и ыыо-
вательно, корректированного уровня ззушшой мош ною и Д,, .
двигателя. Однако при этом ухудшаются ею гющшююые и эконо-
мические показатели. Последнее сущестi-iwun on-aui,чивш , воз-
можности воздействия на параметры рабочею проще-.а Анало-
гичные результаты были получены авторами для ДВ', раешьш
объемом 175 и 250 см3.
g i llaporierpb рабочею процесса в зависимости
01 вменения угла 03 опережения зажигания
8 f.'e, кВ» г/(кВт- ч) ' Jqp 'max МПа/0- рг, МПа
27 13,6 496 1,14 2,80 116
20,5 12,5 530 0,73 2,55 114
18 11,5 557 0,40 2,40 113
—
8.2. Параметры рабочего процесса в зависимости
от пленения степени сжатия е
в Л7е, кВ г ве> г/(кВт - ч) (••^Нтах’ МПа/1? рг, МПа Ьрд, ДВА
.1 19,2 476 2,6 3,30 119
10 13.6 496 1,14 2,73 116
8 11,3 544 0,57 2,19 113
— . ..-а_ _=в.. ».
для снижения уровня механического шума в источниках его
возникновения используют конструктивные и технологические ме-
роприятия 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-
структивные меры: уменьшают' в допустимых пределах массу
шатунно-поршневой группы; увеличивают жесткость гильзы ци-
линдра; 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
выссцс и в поперечных сечениях.. Выбор соотношений размеров
порщня, положения его центра тяжести относительно оси поршне-
вого пальца является сложной задачей, решение которой связано
с предварительным теоретическим экспериментированием и по-
следу win,ей проверкой полученных результатов на опытных об-
разцах.
Применение дезакеиальииго кривоши оно шатунного механизма
не вс'йда однозначно приводит к снижению уровня шума. Мате-
на i и«утное моделирование удара показывает, что введение дезак-
сажа уменьшает ударные силы в отдельных точках рабочего цикла
и уье'ичивает 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 актив-
ности зубчатых передач достаточно полно изложены в специальной
литературе [4] и подробно не рассматриваются.
Для снижения инерционных сил уменьшают массу вращаю-
щихся и возвратно-поступательно движущихся деталей, приме-
няют 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 точ-
ность изготовления и требуемых параметров шероховатости сопря-
гающихся поверхностей деталей; входной виброакустический конт-
роль 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 возникнове-
ния, 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 двухтакт-
ных 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 преимуще-
ственно 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 кон-
струкции ребер; вибродемпфированием с помощью специальных
элементов, выполненных из материала с высоким внутренним тре-
нием; уменьшением активной площади излучателей и созданием
акустического «короткого замыкания».
Для реализации этих мероприятий необходимо знать собствен-
ные частоты и формы изгибных колебаний ребер [28, 52]. Для
относительно коротких ребер головки цилиндра реализуется мень-
шее число форм колебаний в диапазоне частот, в котором наблю-
дается наибольшее возбуждение конструкции. Кроме того, излу-
чение звуковой энергии снижается с уменьшением размеров ребра
относительно длины звуковой волны. Эффект акустического «ко-
роткого замыкания» проявляется в большей мере, если размеры
237
Рис. 8.1. Схема разделения ребра го-
ловки цилиндра двигателя иа части:
1 — основание головки; 2 — утолщения ре-
бер в местах их разделения
Рис. 8.2. Ребра цилиндра двигателя с
вибродемпфирующим элементом (ре-
зиновой трубкой)
ребра соизмеримы (особенно если они меньше) длинам волны,
излучаемых в окружающее пространство. Поэтому при разработке
двигателя рекомендуется в допустимых пределах уменьшать вы-
соту 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 целе-
сообразно увеличивать жесткость оребренных деталей. Для этого
свободные края ребер соединяют с помощью сварки перемыч-
ками из алюминиевого сплава 11, 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 эластичны};
материалов на основе резины. Вибропоглощающие элементы могут
быть выполнены цилиндрической формы диаметром 15 ... 17 мм
с плоскими или выпуклыми торцами. Устанавливают их с опре-
деленной степенью предварительной деформации между ребрами
в зонах максимальных поперечных виброперемещений и колеба-
тельных скоростей. Число применяемых элементов зависит от
состава и вида форм подлежащих демпфированию колебаний, а
также требуемого шумоглушения. Например, установка 42 эле-
ментов, 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 152]. Аналогич-
ный результат получен для двигателей рабочим объемом 350 см3
II].
Конструктивно вибродемпфирующие элементы могут быть объ-
единены 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 дви-
гателя рабочим объемом 175 см3 с выпуск-
ными окнами различной формы:
/ I— овальной; 2 *— треугольной; 3 *•* М-об-
разной
менты в виде трубок 1, пропущен-
ных сквозь ребра 2 через высвер-
ленные отверстия (рис. 8.2). Вы-
бирая диаметр отверстий не-
сколько меньшим наружного диа-
метра трубки, обеспечивают требу-
емую величину ее деформации
(обжатия) в зоне контакта с ребрами.
Трубчатые вибродемпфи-
рующие элементы установлены, например, на двигателе мото-
цикла ММВЗ-З. 115. При использовании вибропоглощающих эле-
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 нагрева-
ются более чем на 120°C, то возникает их пластическая деформация,
что приводит к резкому снижению вибропоглощающих свойств.
Больший эффект шумоглушения может быть достигнут в ре-
зультате 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 спе-
циальных стягивающих устройств [1]. Эффект от установки экра-
нов 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 осу-
ществляют по трем направлениям. Практической реализацией пер-
вого 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 диа-
пазоне 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 дета-
лям впускной и выпускной систем. Передача звука по второму
пути обычно незначительна вследствие большого различия волно-
вого сопротивления газовой среды и материала конструкции. При
необходимости ее можно уменьшить с помощью виброакустиче-
ской развязки корпусных деталей.
239
На элементах газовоздушного тракта двигателя возможна вто-
ричная генерация шума, излучение которого можно свести к мини-
муму путем уменьшения скорости газовой среды и специальным
профилированием элементов, обтекаемых потоком.
Таким образом, первоочередной задачей является снижение
звуковых колебаний, распространяющихся в газовой среде впуск-
ной и выпускной систем. Этой цели служат глушители шума, кото-
рые содержат элементы', размещенные последовательно или па-
раллельно потоку. По принципу действия (преобладанию физи-
ческого процесса) их разделяют на диссипативные (абсорбционные)
и реактивные. В первых акустическая энергия превращается в теп-
ловую, во вторых отражается к источнику. Более строго, диссипа-
тивные 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 конденса-
том, закоксовывается, в результате чего ухудшаются его звуко-
поглощающие свойства. Поэтому диссипативные элементы исполь-
зуют в глушителях выпуска, рассчитанных на малый ресурс ра-
боты (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 не-
приемлемо большой, так как наиболее интенсивные составляющие
звуковых колебаний находятся в низко- и среднечастотных обла-
стях спектра. К диссипативным элементам, размещенным последо-
вательно потоку, можно отнести воздушный фильтр, который ча-
стично поглощает звуковую энергию, преимущественно на сред-
них и высоких частотах.
Перспективным является использование диссипативных эле-
ментов в виде перфорированных перегородок или сеток, распо-
ложенных в пучностях колебательной скорости собственных мод
глушителей.
Реактивные шумоглушащие элементы разделяют на резонатор-
ные и камерные. Резонаторные элементы содержат камеру 1,
сообщающуюся с трубопроводом 2, по которому передается звуко-
вая энергия, или через отверстия 3 в его стенке или через трубку 4
(рис. 8.4). Они настроены на сравнительно узкую частотную по-
лосу заглушения, поэтому применяются обычно для подавления
шума, вызванного собственными колебаниями среды в газовоздуш-
ном тракте или в двигателях, работающих на постоянном скорост-
ном режиме.
Камерные элементы представляют собой проточную камеру 2.
в которую газ подается и отводится через трубки 3 или отверстия I
(рис. 8.5). Эти элементы, имеющие более широкую полосу заглу
240
а) б)
Рис. 8.5. Схема камерного шумоглуша
щего элемента:
J — входное отверстие; 2 — камера; 3 вы-
ходной трубопровод
Рис. 8.4. Резонаторные шумоглуша-
щие элементы:
а — с концентрической камерой; б — с от-
ветвленной камерой; 1 — камера; 2 — тру-
бопровод; 3 — отверстия; 4 — горло резо-
натора в виде трубки
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 раз-
мерах 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 характе-
ристики двигателя. Например, присоединение к выпускной трубе
правильно сконструированного глушителя приводит к увеличе-
нию 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 удов-
летворить, конструируя глушитель на основе традиционных мето-
дов эмпирического проектирования. Поэтому все большее распро-
странение получают теоретические методы проектирования глу-
шителей.
8.3. РАСЧЕТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ ГЛУШИТЕЛЕЙ
ГЛУШИТЕЛИ ВПУСКА
Процесс проектирования глушителя впуска начинают с поста-
новки 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. Коядрешо» и др. 241
8.3. Диапазоны изменения параметров четырех типов
скоростных характеристик двигателей
Тип скоростной характеристики «А Дп
1 0,15 ... 0,20 0,2 ... 0,3 0,04 ... 0,06
2 0,20 ... 0,30 0,3 ... 0,4 0,07 ... 0,09
3 0,30 ... 0,40 0,4 ... 0,45 0,08 ... 0,10
4 0,40 ... 0,65 0,45... 0,55 0,30 ... 0,40
характеристики двухтактных двигателей в зависимости от их
формы разделить на четыре типа: от пиковых (первый тип), харак-
терных для спортивных мотоциклов, до пологих (четвертый тип),
присущих дорожным моделям.
Критерием оценки формы характеристики является коэффи-
циент динамичности
~ (nN Яо.7ыг)7лар (8-8)
где я# и no,75w — скоростные режимы, соответствующие макси-
мальной мощности двигателя Nemax и 0,75#етах.
Каждому типу характеристики соответствуют определенные
диапазоны изменения параметров Дп = Дп/пф и &nMN =
= (табл. 8.3), где Дп = пм — пф; Дпмя- = nN —
пм и пф — скоростные режимы, при которых имеют максимум
характеристики крутящего момента Л1кр и коэффициента избытка
продувочного воздуха <р0.
Задавшись необходимой формой скоростной характеристики,
по известной величине nN определяем скоростной режим пф, при
котором достигается максимальное наполнение кривошипной
камеры:
«ф = nN/(l + Дп 4- Дпдгдг). (8.9)
Исследованиями Ф. Нагао установлено, что наполнение криво-
шипной камеры будет максимальным при условии, что время от-
крытия впускного окна
твп«0,75Тк, (8.10)
где Тк — период собственных колебаний среды в системе криво-
шипная камера — впускной канал, нагруженный на входное
сопротивление глушителя (ZBX).
Таким образом, задавшись формой скоростной характеристики
одноцилиндрового двухтактного двигателя и используя зави-
симости (8.9) и (8.10), по известным значениям фазы Ф°п впуска
и среднего объема VK. ср кривошипной камеры, выбранным пред-
варительно длине и диаметру впускного канала находим
242
Рис, 8.6. Схемы устройства
глушителей впуска двигателя
мотоцикла:
а — «Восход-ЗМ* (Vk — 175 сма,
показан с карбюратором; б ~
«Ямаха-СУ50> = 50 см*);
1 — впускной патрубок; 2 —-
карбюратор; 3 — соединитель-
ная муфта; 4 — входное отвер-
стие глушителя (по направле-
нию движения волк); 5 — первая
камера; б — соединительный
трубопровод (отверстие); 7 —
вторая камера; в « воздушный
трубопровод
фильтр; 9 & выходное отверстие; 10 выходной
требуемое значение реактивной части входного сопротивления
глушителя на частоте <вк = 2п[Тк [501:
1ш (ZBI. Тр) да Pop [0,035а2Фвп/(Гк. срНф) 28 (/j 0>425di)n<p7(F 1ФВП)1,
(8.П)
где Рср — средняя плотность среды в системе кривошипная ка-
мера — впускной канал; — площадь проходного сечения впуск-
ного канала.
Что касается активной части входного сопротивления, то
в целях повышения <р0 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 ха-
рактера.
Глушитель должен оказывать минимальное сопротивление по-
стоянной и максимальное переменным составляющим пульсирую-
щего воздушного потока, поэтому его строят по схеме фильтра
низких частот. При этом акустические инерционные элементы
включают последовательно, а акустические податливости — па-
раллельно газовому потоку, что конструктивно соответствует
системе последовательно расположенных камер, соединенных
трубками. Для обеспечения достаточной эффективности глуши-
тели выполняют двух- и трехкамерными общим объемом, равным
15—20 рабочим объемам Vh двигателя. В зависимости от габарит-
ных 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 трубопрово-
дами. Объем первой камеры 5 составляет около 714, а второй 7 —
2Vh. Общий объем глушителя, не превышающий 1114, 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 еди-
ном корпусе. Объем глушителя составляет 24 Vh. Гидравлическое
сопротивление сравнительно высокое. Для уменьшения входного
сопротивления глушителей впуска целесообразно объем первой
камеры увеличить до 10У\, 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 впуск-
ном окне целесообразно в схему глушителя ввести резонаторный
элемент, настроенный на эту частоту.
Методика расчетного проектирования включает математи-
ческое моделирование глушителя с последующей оптимизацией
его параметров в целях удовлетворения поставленным требова-
ниям к его входному сопротивлению и эффективности шумоглу-
шения.
Принимая во внимание, что наиболее интенсивные составляю-
щие шума впуска расположены в низко- и среднечастотном диа-
пазонах, волновое движение в элементах глушителя можно счи-
тать 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 ампли-
туды (до 200 кПа) в элементах глушителя показало, что при раз-
работке его математической модели можно пренебречь конвек-
тивным ускорением и нелинейностью уравнения состояния. Если
пренебречь потерями давления в местных сопротивлениях, на-
пример в местах изменения сечения трубопровода, соединения его
с камерами и т. п., а также считать, что воздушный поток отсут-
ствует, 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 теоре-
тическим и экспериментальным способами, сделан вывод о приме-
нимости акустических методов для инженерных расчетов глуши-
телей 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 со-
ставляющими на частотах, кратных частоте /0 повторения тактов
всасывания, значение которой соответствует значению, получен-
ному 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 с ним величин, заклю-
чается в определении их дискретных значений на частотах
= 2nif0,
где i = 1, 2, 3 ... т— порядковый номер рассматриваемой гар-
монической составляющей.
Количество т вычисляемых спектральных составляющих за-
висит от интересующего частотного диапазона уровня шума
впуска и ограничений, накладываемых условием (8.12). Значение
i-й гармонической составляющей спектра уровней звуковой мощ-
ности на выходе из глушителя находим с помощью зависимости
LP (©<) = 20 lg И Qv вых (<o()|/Qrol + Ю lg {Re fZa (®Ж0} + 117,
(8.13)
гДе QvBMx(ffli) — значение i-й гармонической составляющей
спектра объемной колебательной скорости в выходном отвер-
стии глушителя, м3/с; Qvo = 1 м3/с; Re [Za (<ог) ] — значение
действительной части импеданса излучения выходного отверстия
на частоте ®г, кг/(м4.с); Zo = 1 кг/(м4.с).
Импеданс излучения круглого выходного отверстия без
фланца
ZH (®) = Ро®2/8лао + /к>0,359ро/]/' Fo, (8.14)
и круглого отверстия с фланцем, если размеры фланца доста-
точно велики по сравнению с длиной волны звука,
ZB (в>) - ро®2/4лао + /®0,478ро/]/р;, (8.15)
где Ро и ао — соответственно плотность среды и скорость звука
в отверстии; Fo — площадь отверстия; / = У—1
Приведенные выражения для Za (©) 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 = ao/(adc). На-
пример, если диаметр отверстия d0 = 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 | <+вых (^j) 1> используемый в уравнении (8.13), свя-
зан с аналогичным спектром на его входе | Qv вх (шг) | зависи-
мостью
| Qv вых (M = IQvbx(<MI*(®J. (8.16)
где К (®(-) — амплитудные значения характеристики передачи
глушителя по объемной скорости на угловой частоте ©г.
245
быть пересчитаны
частот с помощью
(8-17)
LP (©4), располо-
Гармонические составляющие Qv вх ((ог) получаем е помощью
прямого преобразования Фурье периодической функции, описы-
вающей зависимость объемной скорости на входе глушителя от
времени QvBX (0- Последняя величина может быть получена га-
зодинамическим расчетом впускного тракта, нагруженного на
входное сопротивление проектируемого глушителя, ZBX. Из ана-
лиза полученных зависимостей следует, что уровень звуковой
мощности на выходе глушителя зависит от таких его параметров,
как коэффициент передачи по объемной скорости и входное со-
противление, а также от импеданса излучения выходного отвер-
стия.
Дискретные составляющие спектра уровней звуковой мощ-
ности, описанные выражением (8.13), могут
в стандартные, например октавные, полосы
зависимости
X
LPv = 101gS
1
где % — число гармонических составляющих
женных в v-й стандартной полосе.
Полученные значения в каждой полосе частот не должны пре-
вышать допустимых. В процессе проектирования, исходя из до-
пустимого спектра звуковой мощности шума впуска, с помощью
приведенных зависимостей можно определить требования к ампли-
тудно-частотной характеристике передачи глушителя К (©;) и
его входному сопротивлению ZBX, от которого зависит величина
Qvbx (®i)- Кроме того, выше указаны требования к мнимой и
действительной частям ZBX с точки зрения достижения более вы-
соких эффективных характеристик двигателя.
Обе величины К (®г) и ZBX определяются конструкцией глу-
шителя. Математическое моделирование позволяет установить
аналитические связи этих величин со структурной схемой глу-
шителя и его геометрическими размерами и проводить оптими-
зацию разрабатываемой конструкции, исходя из величины и ча-
стотного диапазона необходимого снижения шума впуска и за-
данной формы скоростной характеристики двигателя.
Глушитель, как линейный четырехполюсник, может быть опи-
сан матрицей передачи с коэффициентами А, В, С, D, связываю-
щей значение звукового
входе и выходе:
Рвх
Qv вх
Обобщенная матрица
последовательно соединенных элементов,
давления
передачи
скорости на его
Рвых
Qv вых
глушителя, состоящего
(8.18)
из N
А В
= С D
и
А В ____ Аг Вх А% В2
CD Сх Dx С2 D2
An &n
Cn Dn
(8.19)
246
Рассмотрим матрица передачи основных типов шумоглуша-
щих элементов, используемых в глушителях. Предварительно
отметим, что в зависимости от структурной схемы часть конструк-
ции 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:
рх _ ch Г/ Z0shI7 р2
QVi ~ Z^shTZ ch Г/ QV2
(8.20)
где Г = У (7?о -р /ю£0) (Go 4- /«Ср) — постоянная распростране-
ния; Zo = У (Ro -f- /®Ь0) (Go + /«Go)'1 — характеристическое со-
противление секции; Lo, Со, Ro и Go — параметры, отнесенные
к единице длины секции (акустическая масса, податливость, со-
противление, связанное с вязкостью среды, и проводимость,
обусловленная теплопроводностью); Lo = p/F^ Со = Fc/(pa3);
Ro = (ГГ/Fl) K^JM2; Go = [П (у — l)/(pca2)] p%®/(2cpP),
где Fc — площадь проходного сечения секции; П — ее периметр,’
рс — плотность среды в секции; ртр —вязкость; —теплопровод-
ность; ср — удельная теплоемкость при постоянном давлении;
® = 2л/.
Матрица передачи, входящая в выражение (8.20), применима
к однородным участкам трубопроводов произвольной длины,
к проточным цилиндрическим камерам постоянного сечения.
Если в каком-либо месте трубопровода или камеры присоеди-
нены ответвленные элементы (камеры, закрытые участки трубо-
проводов, торцовые непроточные полости камер, включенные
в акустической модели глушителя параллельно звуковому по-
току), то в этом месте вводят дополнительный четырехполюсник,
матрица передачи которого связывает звуковое давление и объем-
ную скорость до разветвления (рх и <?ух) и после него (р2 и Qra):
Ру 1 0
Qvz
(8.21)
где ZOT — входное сопротивление ответвленного элемента.
Для ответвления в виде резонатора Гельмгольца имеем
ZoT = Rr + j _ JgL), (8.22)
где Rr — (Пг/г/Гг) У «РРтр/2 — активное сопротивление горла
резонатора; Пг, Fr и 1Г — периметр, площадь проходного сечения
и длина горла; — объем резонатора; /г. 8ИВ — эквивалентная
длина горла е учетом концевых поправок на присоединенную
массу.
247
Резонансная частота
fp = (а/2л) V Fr/(Vplr.3KS). (8.23)
Горловина низкочастотного резонатора представляет собой,
как правило, отрезок трубопровода малого диаметра. У средне-
и высокочастотного резонаторов полость сообщается с трубопро-
водом через отверстия, выполненные в его стенке. Сосредоточен-
ные элементы, размещенные последовательно звуковому потоку,
например воздушный фильтр, моделируют четырехполюсником,
матрица передачи которого связывает волновые параметры по
обеим сторонам элемента:
где Zc — сопротивление сосредоточенного элемента.
Сложные конструкции глушителей представляют в виде це-
почки последовательно соединенных элементарных четырехпо-
люсников с известными матрицами передачи [см. формулы (8.20)—
(8.24)1. Затем с помощью выражения (8.19) получают аналити-
ческие 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 + С2И(®)|-1; (8.25)
ZBX (<в) = [А2И (®) + B1/[CZH (®) + D]. (8.26)
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 допусти-
мыми. Рассчитывают мнимую часть выражения (8.26) при со =
= 2л/7’в, и сравнивают с требуемой [см. формулы (8.10) и (8.11)1.
Если рассчитанные значения соответствуют требуемым и не-
велико значение Re (ZBX), то расчетную часть проектирования
глушителя можно считать законченной и перейти к конструктор-
ской проработке опытного образца и его последующей экспери-
ментальной 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 заглу-
шения которого подбирают, исходя из частотного диапазона и ве-
личины необходимого дополнительного снижения уровня шума
впуска. Коррекцию реактивной части ZBX часто удается осу-
ществить путем изменения длины муфты (патрубка), соединяю-
щей 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. Напри-
мер, ребра жесткости стенок глушителя можно выполнить в виде
сот со стороной ячейки 10 ... 14 мм и глубиной 5 ... 7 мм. В ка-
честве конструкционного материала следует использовать пласт-
массы типа АБС с сравнительно хорошими звукоизолирующими
свойствами. Толщину наружной стенки корпуса необходимо
выбирать, исходя из ее геометрической формы, а также в зави-
симости от уровня звукового давления в камере глушителя, кото-
рую 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 про-
исходит излучение звука. Муфта должна обеспечивать герметич-
ность соединений и высокую звукоизоляцию. Желательна мягкая
установка глушителя на изделии с использованием виброизоля-
торов.
ГЛУШИТЕЛИ ВЫПУСКА
Типичная выпускная система двухтактных карбюраторных
ДВС и ее эквивалентная схема представлены на рис. 8.7. Глу-
шитель 1 соединен с выпускным патрубком 2 цилиндра через вы-
пускную 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 со-
держит выпускной трубопровод, соединенный с входной каме-
рой глушителя, ограниченной диффузором, цилиндрической
частью корпуса и первым конструктивным элементом шумоглу-
шащей части.
Такая структурная схема мощностной части позволяет повы-
сить качество продувки и наполнения цилиндра топливовоздуш-
ной смесью и тем самым улучшить эффективные показатели дви-
гателя. Мощностная часть участвует в передаче звуковой энергии,
поэтому ее акустические качества должны учитываться при оценке
снижения шума выпускной системой. Шумоглушащая часть пред-
назначена непосредственно для снижения шума выпуска. Она
представляет собой систему шумоглушащих элементов, включен-
ных последовательно и параллельно звуковому потоку. В то же
время, участвуя в формировании отраженных волн через входное
сопротивление, она воздействует на эффективные показатели дви-
гателя. Отсюда понятна условность введенного разделения вы-
пускной системы на мощностную и шумоглушащую части, которое
249
Рис. 8.7. Схема выпускной системы мотоциклетного двигателя:
1 — глушитель шума; 2 — выпускной патрубок; 3 — выпускная труба; 4 — входное
отверстие тумоглушащей части; 5 —- выходное отверстие
лишь показывает, на какие характеристики двигателя каждая из
частей оказывает преимущественное влияние. Решая задачу сни-
жения шума выпуска, особое внимание уделяют разработке кон-
струкции шумоглушащей части. Поэтому ниже более подробно рас-
смотрены вопросы, связанные с устройством, расчетом и проекти-
рованием этой части выпускной системы.
Для эффективного снижения шума выпуска большинства ДВС
объем глушителя следует выбирать равным (25—30) Vh двига-
теля, 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 ра-
диальными отверстиями и внутренними заглушками, а также пять
последовательно чередующихся глухих перегородок и перегоро-
док с отверстиями, образующих расширительные камеры. Уве-
личение диаметра трубки напротив перегородок позволяет извле-
кать ее для профилактической чистки от нагара в процессе экс-
плуатации. Отработавшие газы поступают через входное отвер-
стие 4 в трубку, дросселируют через отверстия в трубке и пере-
городках, перетекают из камеры в камеру, а затем через отвер-
стие 5 выходят в окружающую среду.
Отдельная ячейка и шумоглушащая часть в целом построены
по схеме фильтра низких частот, при которой акустическая по-
датливость среды в камерах включена параллельно, а инерцион-
ность 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 от-
верстиями способствует диссипации энергии акустических колеба-
ний, в том числе на собственных частотах, в результате чего сгла-
живаются провалы в характеристике заглушения. Конкретные
рекомендации по выбору схемы построения камерных ячеек, по-
лученные в результате теоретического исследования их конструк-
тивных вариантов, приведены ниже.
Расчет выпускной системы двигателя без упрощающих допу-
щений 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 газодина-
мики. 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 газодина-
мических методов нерационально вследствие трудности воспроиз-
ведения граничных условий и высших мод колебаний, большого
объема и стоимости вычислений.
Методы линейной акустики могут давать хорошие результаты
при моделировании шумоглушащей части выпускных систем дви-
гателей, 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 расши-
ряющихся участков тракта используется уравнение адиабатного,
а не изоэнтропийного расширения [36]. Это же справедливо и
для реактивных глушителей, состоящих из последовательно рас-
положенных камер, соединенных трубками. Элементы, в которых
процессы нелинейны, могут быть рассчитаны с помощью итера-
ционных методов на основе линейных уравнений. При сравни-
тельно умеренном объеме вычислений акустические методы позво-
ляют моделировать сложные шумоглушащие конструкции.
Применительно к выпускным системам двухтактных карбюра-
торных 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. Гра-
ничные 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 дав-
ления по амплитуде примерно в 5—8 раз меньше, чем в мощност-
ной, газовый поток более сглажен. С учетом этого и сложности
251
м. н
конструкций шумоглушащей части для ее расчета можно реко-
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
объемную скорость Qv м. вх и давление рм. вх. Объемная скорость
Qv м. вых и давление рм. вцх равны объемной скорости Qv ш. вх и
давлению рш. вх на входе шумоглушащей части. Сопротивление
нагрузки мощностной части ZM.H равно входному сопротивле-
нию шумоглушащей части:
^Ш. ВХ = рш. bJQv ш. вх* (8.27)
Объемная скорость и звуковое давление на выходе шумоглу-
шащей части связаны через импеданс излучения выходного от-
верстия выпускной системы:
= рш. вых/Qv Ш. ВЫХ' (8.28)
Представляя шумоглушащую часть эквивалентным линейным
четырехполюсником с коэффициентами А, В, С, D, параметры
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 УУ последовательно соеди-
ненных четырехполюсников, определяется согласно (8.19) про-
изведением их матриц передачи.
Как уже отмечалось, используя квантование глушителя на
отдельные цилиндрические секции, можно существенно упро-
стить и унифицировать процесс его расчета. Коэффициенты
матрицы передачи для цилиндрической секции длиной I при на-
личии осредненного потока газов находим с помощью выраже-
ний [361:
А = F cos ~ М2)]-, В = F (jpa/Fc) sin - M2)[; "I
С = F (jFe/pa) sin - Л12)]; D = F cos - 7И2)], J (8,29)
где F = cos — M2) 1 — j sin — M2) ]; k = co/a;
M. — ucpM; «ср» «ир — средняя скорость потока, скорость звука
и плотность газов в трубе.
Для коротких труб, которые обычно используются в кон-
струкции шумоглушащей части, достаточно задать среднюю тем-
пературу при вычислении коэффициента матриц передачи. В слу-
чае скачкообразного сужения трубопровода (рис. 8.8, а), напри-
мер 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 скачкообраз-
ного изменения проходного
сечения трубопровода:
а —• сужение; б расширение
р/~ Р2 ^2
~L^L
2
а)
б)
чения линеаризованные уравнения сохранения энергии и массы
имеют следующий вид [36]:
pi 4~ Р1 — Pi 4~ PaM%QvdP$’> (8.30)
Pi^iPi Н~ — Рч^^Рг "|~ pflQva- (8.31)
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 4~ (PflA/Ki) Qvi — Pi 4~ (раМг/Р2) Qyz — б/(у — 1); (8.32)
-j~ poQyi = M2P2P2 P^Qi/a 28', (8.33)
(F2 -j- AliFj) pj -j~ 2paMiQn —
= (Л -h M2F2) Pi + 2paM2QV2 4- М22ЛД (8.34)
где 6 — необратимые потери давления.
Коэффициенты матрицы передачи для скачкообразного суже-
ния и расширения можно найти путем преобразования уравнений
в матричную форму. Коэффициенты матрицы сужения
я I — M^M^Fa/F, , в pg (Ma/Fa Му/Ft) .
— 1—Л/2 ’ 1—М1 ’
С п _ l-^aFj/Fa (8-35)
0 ~ ра(1— Ж?) ’ с 1— Mf
Коэффициент матрицы расширения
Лр = (КаК2 + RiGJ/K-, Вр = (К2К2 - Кх)/К; 1
Ср = (КА + КА)/К; Dp = (K2G2 - К3)/К, J ( }
где К = КгКз - RiGi, Кт = 1 + (Fl + M22F2)/Fm;
K2 = 1 - гМа/А; Кз = 1 + (Fi + Л4?Л)/КМ;
R1 = -paM. (2/FM + l/Л); R2 = ршИ2 (2/FM + W;
Ci = -F^paMJ; G2 = [(F2 + М^)/М2 - К1Л41]/(рг/);
FM = (7 - 1) M22F2.
Используя матрицы передачи элементов конструкции шумо-
глушащей 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)].
Рис. 8.9. Модуль R я фаза <р коэффициента
отражения выходного отверстии диаме-
тром do концевой трубы [36]:
1 — теоретическая зависимость при М » 0;
t, Д и | — экспериментальные значения со-
ответственно при М = 0,078; 0,11 и 0,17
В, С и D обобщенной матрицы,
можно найти частотную характе-
ристику передачи по объемной
колебательной скорости Кш (со)
входное сопротивление 2Ш. вх (®)
Входящий в эти формулы импеданс
излучения выходного отверстия выпускной системы при наличии
осредненного потока
РвыхДвых 1 + № М) <т’
2и (®> М) 1 _ r (ш, М) е*’ <“• ’
(8.37)
где рвых и дВых — соответственно плотность среды и скорость
звука в выходной трубе; Рзых — площадь ее проходного сече-
ния; R (ю, М) и ср (со, М.) — соответственно модуль и фаза коэф-
фициента отражения выходного отверстия при наличии осреднен-
ного потока.
Сопоставление экспериментально полученных Р. Альфредсо-
ном значений R (©, М) и ф (©, М) для выходного отверстия при
наличии потока отработавших газов (при М 0,17) с рассчитан-
ными значениями jR (ш) и ф (©) 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 (©, Л4) « R (©)
и ф (©, М) « ф (ю). Отсюда в соответствии с выражением (8.37)
следует, что импеданс излучения выходного отверстия при нали-
чии осредненного газового потока Z0 (а, Л4), по крайней мере,
до числа М = 0,17 приблизительно равен импедансу этого отвер-
стия без потока ZB (м), 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 QVm. вх- Последняя
величина на постоянном скоростном режиме представляет собой
периодическую функцию, удовлетворяющую на периоде усло-
виям Дирихле, поэтому она с помощью прямого преобразования
Фурье может быть представлена гармоническим спектром с диск-
ретными составляющими Qym. вх (®j) на частотах ©ь кратных
частоте повторения тактов выпуска, соответствующей скоростному
режиму двигателя в момент измерения шума в процессе его нор-
мирования.
254
Амплитудно-частотный спектр объемной скорости отработав-
ших газов в выходном отверстии выпускной системы
I Qv ш. вых (®i)l = I Qv ш. вх (®i)| (®t)* (8.38)
Гармонические составляющие спектра уровней звуковой мощ-
ности, излучаемой выходным отверстием, могут быть рассчитаны
по формуле
Lp (а>г) = 201g [| Qy ш. вых (®Ol/Qvol + Ю 1g {Re [ZB (а>г)]/70|
+ 101g {[(1 + M? - (1 - му 1 - я2 (®г)П + 117. (8.39)
Функция А? (<вг) может быть определена для дискретных зна-
чений как модуль выражения:
D /,-Л Рвых«вых/^ВЫХ /О ЛЛ\
~ 2И (®) + рвыхавых/Авь1Х
или найдена с помощью рис. 8.9.
Полученные дискретные составляющие спектра LP (a>i) мо-
гут быть пересчитаны в стандартные полосы частот в соответствии
с выражением (8.17). После сравнения в каждой полосе рассчи-
танных значений с допустимыми можно сделать вывод о достаточ-
ности снижения шума выпускной системы двигателя.
Рассмотрим вопросы, связанные с проектированием шумоглу-
шащей 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, про-
ходное сечение которой лимитировано допустимыми гидравли-
ческими потерями.
Акустическое сопротивление этой перегородки, являющееся
нагрузкой для мощностной части,
ZM. и = [AZa (ш) + B]/[CZB (ш) + D], (8.41)
где А, В, С, D — см. выражение (8.29); Za (<в) — импеданс излу-
чения выходного отверстия трубки, который может быть рассчи-
тан по формуле (8.14).
Используя полученную величину ZM. н, газодинамическим
расчетом определяем геометрические размеры элементов мощ-
ностной части, а также объемную скорость на входе в трубку.
С помощью зависимости (8.25) находим характеристику передачи
трубки К (®), а затем рассмотренным выше способом гармони-
ческий спектр уровней звуковой мощности, излучаемой выход-
ным отверстием мощностной части 1см. (8.38) и (8.39)1. Пересчи-
тав 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.
255
Рис. 8.10. Зависимость величины Lpi
в формуле (8.42) от относительной ча-
стоты вращения n'/nt.: коленчатого вала
Для ориентировочной оценки
требуемого эффекта установки
шумоглушащей части октавный
спектр уровней звуковой мощ-
Рис. 8.11. Зависимость параметра
в формуле (8.42) от относительных ве-
личин KM/Vh и F0/FK (F„ — площадь
выходного отверстия мощностной ча-
сти, FK — площадь проходного сечения
цилиндрической части корпуса глуши-
теля)
ности, излучаемой мощностной частью выпускной системы мото-
циклетного двигателя, может быть найден с помощью эмпириче-
ских зависимостей [14]. Расчет проводим в таком порядке. Для
заданного скоростного режима (п) двигателя, зная режим (nN)
максимальной мощности, с помощью рис. 8.10 определяем вели-
чину LP1. Затем, исходя из накопленного практического опыта
создания таких систем, задавшись отношением объема мощностной
части к рабочему объему цилиндра (Ум/Vh) и степенью дроссели-
рования первой перегородки (F0/FK), находим с помощью рис. 8.11
параметр 6LPM. Уровень звуковой мощности в каждой v-й октав-
ной полосе частот
^-pmv — Lpi 201g Vh/Уо — 6LPM — (8.42)
где 8LPv — 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 звукоизмеритель-
ных камер.
Разработка структурной схемы устройства включает определе-
ние типа и числа шумоглушащих ячеек. Учитывая жесткие огра-
ничения по размеру и массе глушителей двухтактных ДВС,
а также большой динамический и частотный диапазоны требуе-
мого снижения шума, необходимо использовать ячейки, обладаю-
щие высокими акустическими качествами, т. е. высокой эффек-
тивностью 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 6LPV в формуле (8.42)
чительная часть звуковой
энергии передается камер-
ными ячейками на собствен-
ных модах колебаний, вслед-
ствие чего возникают про-
валы
в частотной характеристике заглушения 142, 431. По-
этому появилась необходимость в предварительном исследова-
нии акустических качеств типовых шумоглушащих ячеек. Опти-
мизация их конструкции должна проводиться таким образом,
чтобы устранялись собственные моды колебаний (или уменьши-
лось их число) на частотах, находящихся в области интенсивных
составляющих шума выпуска.
Связать закономерности формирования собственных мод со
структурой и конструкцией ячеек можно путем математического
моделирования происходящих в них волновых процессов. Раз-
работку математической модели ячейки выполним на основе ли-
нейной акустической теории без учета осредненного потока, по-
скольку 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 конструк-
тивную схему ячейки путем их модификации. Для количественной
оценки ослабления звуковых волн удобно воспользоваться отно-
шением звуковой мощности в падающей волне на входе в ячейку
к звуковой мощности в прошедшей прямой волне на выходе (до
выходного отверстия): Рпад (®)/Лч> (®)- Тогда характеристика
передачи звуковой мощности ячейкой
\LP (ш) = 101g [Рпад (®)/Рпр (®)(. (8.43)
Расчет упрощается при следующих допущениях: 1) темпера-
тура газов в ячейке постоянна и равна среднему ее значению;
2) волновое движение одномерно; 3) площади проходных сече-
ний 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 универ-
сальной камерной ячейки
h Л
257
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 тру-
бопроводов выполняется практически во всем интересующем нас
диапазоне частот, а для камер — в ограниченном диапазоне [см.
(8.12)1. Если площади сечений входного и выходного трубопрово-
дов в реальных конструкциях несколько отличаются, то в рас-
четной модели берем их среднее значение. Что касается послед-
него допущения, то в диапазоне частот до 8 кГц отличие модуля Я
от единицы не превышает 14 % . Погрешность величины изменения
фазы волны при отражении можно компенсировать путем удлине-
ния выходного трубопровода на величину
Д / = 0,36
где Fo — площадь выходного отверстия.
С учетом изложенного потери передачи звуковой мощности
для обоих вариантов универсальной ячейки определяем выраже-
нием
Д£р(со) = 101g {sin4 klT cos2 kl3 \ [Е (1 — ft, cig kit tg£Zi) +
+ Gpi ctg klr]2 + I5 (P tg kli + ctg kit) — G^il2}} > (8.44)
где k = a/a- E = H tg kl3 + 1; G = H — tg kl3; H =
= pf1 ctg kit — (и/Hl) tg k^> 9 = (FK — FT)/FT; = p> + 1 —
для варианта «а», = p — 1 — для варианта «6»; FK и FT —
площадь проходного сечения соответственно камеры и трубопро-
вода (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 зависи-
мости ДЕР (®), при которой наряду с областями заглушения
наблюдаются полосы частот, в которых характеристика передачи
шума расположена в области отрицательных значений, т. е. воз-
никает усиление звуковой мощности на собственных модах коле-
баний среды в ячейке. Собственные частоты /0 колебаний среды
в ячейках 1 и 2 могут быть определены в результате решения
уравнения
tg (bf0) tg (е/0) = о, (8.45)
где b = 2л/т. э/а; е — 2nlKJa; 1Т. э — эквивалентная длина вы-
ходного трубопровода с учетом концевых поправок на присоеди-
ненную массу; с = FT/FK.
Согласно зависимости (8.45) первые три собственные частоты
колебаний ячейки 1 составили 487, 1849 и 3443 Гц. Присоедине-
ние внешнего трубопровода улучшает акустические качества
ячейки: возрастает эффективность, с более низких частот начи-
258
нается диапазон заглушения (линия 2). Введение входного тру-
бопровода в камеру ячейки 3 на глубину ZK/2 с учетом присоеди-
ненной массы его отверстия позволяет избежать полуволнового
резонанса среды в камере на частоте 1681 Гц. Объясняется это
следующим. Эквивалентная длина выходного трубопровода вы-
брана 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 дав-
ления первой и более высоких нечетных мод располагаются
в плоскости, проходящей через середину камеры. В узле звуко-
вое давление равно нулю, а колебательная скорость максимальна,
259
Рис. 8,15. Схема шумоглушащей части,
состоящей из двух однотипных камер-
ных ячеек
поэтому сопротивление нагруз-
ки на входной трубопровод со
стороны камеры равно нулю.
Возникает эффект полного отра-
жения (7? = —1) и непрохождение звуковой энергии в камеру на
частотах нечетных мод (явление акустического «запирания»).
Описанное явление «запирания» входного трубопровода сохра-
няется, если продлить выходной трубопровод внутрь камеры
(ячейка 4). При этом повышается эффективность и расширяется
частотный диапазон заглушения. Зависимости 5 и 6 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 не-
прерывную 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 рас-
четной 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 IV одинаковых ячеек,
конструктивная схема которых соответствует варианту 4, полу-
чена аналитическая зависимость для вычисления суммарной ха-
рактеристики передачи такой системы с учетом взаимного влия-
ния ячеек. Пример схемы соединения ячеек при М = 2 показан
на рис. 8.15. Эта зависимость имеет вид
N 2
1+S (®)
ALp(co) = 101g
(8.46)
где р{ — (F} — Ft — площадь поперечного сечения i-й
камеры, считая со стороны выхода отработавших газов.
Если площади проходных сечений трубопроводов несколько
различаются, то принимают их среднее значение. Величина
ht (®) =
?-i
x —-------
{1 — ехр [—/2<о + 1г1)/а^]}
[1 + exp (—12101^1 aKi)]
X
( *—i /
1 — exp I —/2® 2
X n—k I
[1 + exp (—/2<о/2//акг-)]
где /2j_i и Z2{ — длина участка соответственно выходного и вход-
ного трубопроводов, расположенного в i-й камере; aKi и атп —>
скорости звука соответственно в i-й камере и n-м трубопроводе;
/тл — эквивалентная длина n-го трубопровода. При k = 0 при-
нять p0/i0 = 1.
260
г
При компоновке шумоглушащей части используют ячейки по-
вышенной эффективности с требуемой формой зависимости харак-
теристики 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 шумо-
глушащей части вычисляют методом четырехполюсника входное
сопротивление и характеристику передачи по объемной скорости.
Газодинамическим расчетом уточняют структурную схему и раз-
меры мощностной части и при необходимости корректируют кон-
струкцию первой ячейки шумоглушащей части для подстройки
ее входного сопротивления, чтобы удовлетворить требованиям
по эффективным параметрам двигателя.
Вычисляют объемную скорость газов на входе в шумоглуша-
щую часть и ее частотный спектр для скоростного режима дви-
гателя, при котором проводится нормирование шума. С помощью
рассчитанной ранее характеристики передачи определяют гармо-
нический спектр объемной скорости газов на выходе из глуши-
теля и соответствующий спектр уровней звуковой мощности,
излучаемой в окружающую среду. Находят уровни звуковой мощ-
ности в стандартных полосах частот и, сравнивая их с допусти-
мыми, решают вопрос о необходимости дальнейшего совершен-
ствования глушителя. При необходимости вносят соответствую-
щие изменения в конструкцию шумоглушащей части и повторяют
вычисления. Таким образом, на этапе расчетного проектирова-
ния методом последовательного приближения разрабатывают
конструкцию шумоглушащей части выпускной системы двигателя.
При конструировании необходимо предусмотреть достаточную
звукоизоляцию корпуса выпускной системы. Для этого ужесто-
чаем 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 мощ-
ностной части и первой камеры шумоглушащей части целесооб-
разно введение внутренней второй (обычно перфорированной)
стенки корпуса глушителя. Герметичность соединения между ци-
линдром, выпускной трубой и глушителем обеспечивается про-
кладками из асбеста или силиконовой резины. Внутренние пере-
городки глушителя должны иметь выпуклую форму и плотно
прилегать к его корпусу. Следует обеспечить плотное прилега-
ние элементов шумоглушащих частей между собой во избежа-
ние 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 характе-
ристики двигателя проводится экспериментально на стационар-
ных испытательных стендах, размещенных в звукомерных камерах.
261
8.4. АКУСТИЧЕСКИЕ ИСПЫТАНИЯ
И ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНАЯ ДОВОДКА СРЕДСТВ
СНИЖЕНИЯ УРОВНЯ ШУМА
ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА МОТОРНЫХ МЕТОДОВ
АКУСТИЧЕСКИХ ИСПЫТАНИЙ
Безмоторные методы испытаний и исследований средств сни-
жения шума двухтактных ДВС [26 ] носят, как правило, предва-
рительный характер и в ряде случаев могут быть заменены проект-
ными расчетами. Широкое распространение получили натурные
моторные исследования, причем наибольшее развитие такие иссле-
дования (испытания) получили при доводке двухтактных ДВС
мотоциклов.
Существующие методы экспериментальных доводочных иссле-
дований 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 вы-
пуска) устанавливается неподвижно на специально оборудован-
ном тормозном стенде, позволяющем проводить измерения на раз-
личных режимах работы двигателя [14].
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 изме-
рений уровня шума и нормируемых величин в дорожных условиях.
В настоящее время они регламентированы ОСТ 37.004.022—86, ко-
торый соответствует основным международным требованиям.
Для выяснения причин повышенного шума стандартные до-
рожные методы испытаний малопригодны, условия испытаний
оказываются слишком сложными для анализа их результатов
(режим работы двигателя переменный, регистрируемый шум но-
сит кратковременный характер, разделение источников шума
на движущемся мототранспортном средстве затруднено). В связи
с этим широко применяют нестандартные методы дорожных испы-
таний. При этом микрофон располагают на определенном расстоя-
нии от линии проезда мототранспортного средства с постоянной
скоростью, или в центре круга, по которому с постоянной ско-
ростью движется мототранспортное средство. В последнем слу-
чае может оказаться, что водителю трудно поддерживать требуе-
мую высокую скорость движения мотоцикла.
Необходимо отметить также большую трудоемкость дорож-
ных испытаний. Так, для получения октавного спектра шума,
262
создаваемого на заданном расстоянии от линии проезда только
в одной точке окружающего пространства с учетом необходи-
мости проезда мототранспортного средства по отношению к мик-
рофону каждой стороной не менее 2—3 раз, общее число проездов
(измерений) составит около 50. Если учесть при этом необходи-
мость дополнительных заездов для одновременного определения
помимо акустических других характеристик (например, макси-
мальной скорости, расхода топлива и т. д.), а также полевые усло-
вия, при которых приходится проводить испытания, то трудоем-
кость дорожных испытаний становится очевидной.
Объем измерений несколько уменьшается при применении
магнитофона с линейной частотной и динамической характерис-
тикой [24, 34]. Существенно уменьшается трудоемкость измере-
ний 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 сравни-
вать полученные результаты на различных стендах, различными
методами, использовать их в акустических расчетах, для выяв-
ления механизма шумообразования, построения теоретических
моделей и осуществления доводки акустических устройств.
В настоящее время для определения звуковой мощности ста-
ционарных источников шума получили в основном распростра-
нение следующие методы измерений: 1) в свободном звуковом
поле; 2) в отраженном поле помещения; 3) на фиксированном
расстоянии от наружного контура шумящей машины; 4) с по-
мощью 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 источ-
ник. 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 точ-
ности) — 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 поверх-
ностей звуковые волны. Для этого поверхности камеры облицо-
вывают клиньями, выполненными из звукопоглощающих по-
ристых материалов, обеспечивающих средний коэффициент зву-
263
копоглощения в камере ат « 1. Однако звукопоглощающие ка-
меры 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 дви-
гателем устанавливают на специальном тормозном стенде. При
этом шум вспомогательного оборудования должен быть исклю-
чен с помощью эффективных стационарных глушителей, кожу-
хов и других средств шумоглушения. Характеристики направлен-
ности 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 изме-
рений в отраженном поле, не позволяющий проводить качествен-
ные измерения для остронаправленных источников. Он не усту-
пает первому по точности при измерении шумовых характеристик
объектов с круговой диаграммой направленности. Для неболь-
ших по размерам двигателей этот метод имеет ряд преимуществ
по сравнению с другими. В настоящее время он прошел фунда-
ментальную проверку на производстве, являясь основой для
создания практических методик по доводке шумоглушащих си-
стем ДВС. В связи с этим рассмотрим подробнее метод и прак-
тику 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 ме-
тод был многократно реализован авторами на ЗИД в течение ряда
лет при проведении работ по снижению шума мотоциклов различ-
ных классов [5]. Как известно, метод применяют в ревербера-
ционных (гулких) камерах с небольшим средним коэффициентом
звукопоглощения ат.
Вблизи источника преобладает прямой звук. По мере удале-
ния от источника вследствие малого коэффициента звукопогло-
щения в помещении в акустическом энергетическом балансе на-
чинает 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, рас-
положенную в ней, равноправны, а перенос энергии по различ-
264
Рис. 8.16. Схема размещения акустического сте-
нда в помещении
ным направлениям равновероятен. Эта
зона на рис. 8.16 ограничена штрихо-
вой замкнутой линией. В гулких поме-
щениях такая зона занимает значи-
тельные размеры, что позволяет изме-
рять звуковую мощность источника с
высокой точностью, поскольку имеется
возможность расположить в зоне доста-
точное число рассредоточенных измери-
тельных 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 = «тТ’у — 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 = as. = 4Р]А = const. (8.48)
Она постоянна в идеальном диффузном звуковом поле. Переходя
к логарифмическим величинам по формуле (7.1), при соответ-
ствующих пороговых значениях Jo = 10-12 Вт/м2; Ло = 1 м2.
При условии, что уровень интенсивности Lj = 101g J/Jo и с точ-
ностью по атмосферным условиям равен уровню звукового дав-
ления L, найдем
L = LP — 101g А/Ло + 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 зна-
чения L и LP. Это очень важное теоретическое свойство метода
для доводки разрабатываемых систем снижения шума. Когда
из нескольких вариантов необходимо выбрать оптимальный,
265
Рис. 8.17. Резонансная звукопоглощающая па-
нель:
1 — стена; 2 *-= рама; 3 ** мембрана; 4-^ звукопогло-
щающий материал
достаточно провести измерения в од-
ной характерной точке и получить
одновременно объективные данные об
испытуемых конструкциях.
Еще одним важным преимуще-
ством метода оказалась возможность
Е
g
L. О,95М
его применения в помещениях реальных боксов, где устано-
влены стенды, служащие для обкатки двигателей и доводки
других их эксплуатационных показателей (мощности, рас-
хода 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 про-
ведение 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 строитель-
ства отдельной заглушенной или реверберационной камеры при
удовлетворительной для практики точности результатов изме-
рений.
Реальные стенды обычно по своим акустическим параметрам
близки к реверберационным помещениям. Для улучшения ка-
чества 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 ма. Щиты улучшают рассеяние и качество звукового поля на
высоких частотах. Для улучшения качества поля на низких ча-
стотах устанавливают резонансные звукопоглощающие панели
(рис. 8.17).
Акустические параметры одного из испытательных боксов
общим объемом Уп = 80 м3 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 усред-
ненного значения давления Lm по данным измерений в несколь-
ких точках отраженного поля:
LP = Lm + 101g А/Ао + Ю 1g [(1 + / С1 ~ A/pv)] “ 6-
(8.51)
266
8.4. Акустические параметры одного из испытательных боксов
Среднегеометрическая частота октавных полос, Гц
Параметры 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
А, м2 дБ 14,4 0,164 1,5 8,4 0,095 2,0 8,4 0,095 1,0 8,9 0,101 1,0 9,2 0,104 0,75 10 0,114 0,5 10,7 0,122 0,5 15,2 0,173 0,5
Число измерительных точек при этом обычно не превышает
шести, В акустических боксах объем помещений должен быть
Vn = 100 ... 300 м3, хотя допускается использовать помещения
с Vn = 70 ... 2000 м3. Линейные размеры помещений не должны
быть кратны между собой, а плоскости ограждающих поверх-
ностей желательно иметь непараллельными. Предпочтительно
следующее соотношение линейных размеров (длина /, ширина b
и высота h) помещений прямоугольной формы: Ь/1 — 0,83 и h/l =
= 0,47; ЬЦ = 0,83 и h/l = 0,65; ЬЦ = 0,79 и h/l = 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 А/5 от источника шума,
не менее А./4 от ограждающих поверхностей помещения и не ме-
нее А/2 между собой (% — наибольшая длина волны измеряемого
звука). Недостатком метода является повышенный разброс ре-
зультатов на низких частотах, связанный в первую очередь с огра-
ниченным объемом измерительного бокса. Однако на средних
и высоких частотах точность измерений соответствует требова-
ниям, предъявляемым к техническим методам. Для высокообо-
ротных двигателей это ограничение не является решающим.
Ориентировочным критерием, характеризующим качество изме-
рительной зоны отраженного поля, можно считать неравномер-
ность уровней звукового давления ДБ 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 эксперименталь-
ной 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
ДБ, не превышающую значений, указанных ниже, то звуковое
поле соответствует предъявляемым требованиям.
fcpv,r«............ 125 250 500 1000 2000 4000 8000
д£, дБ .............. 5 3 3 3 3 3 4
267
Таким образом, первым этапом подготовки обычного бокса
со стендом, предназначенным для обкатки двигателей, к акусти-
ческим испытаниям является определение его акустических ха-
рактеристик, доводка путем дооборудования бокса, установление
частотного диапазона качественного измерения уровней звуковой
мощности и пространственных границ зоны расположения изме-
рительных точек.
Следующим этапом, предшествующим акустической доводке
двигателя, является определение шумовых характеристик вспо-
могательного оборудования стенда и их снижение, исключающее
влияние иа результаты измерений при доводке испытуемых
элементов. Измерения целесообразно проводить методом последо-
вательного исключения источников. Обычно наиболее шумным
вспомогательным агрегатом оказывается обдувочный вентиля-
тор 2 (см. рис. 8.16). В качестве защиты от шума в этом случае
достаточно применить абсорбционные трубчатые глушители 1 [8]
на входе и выходе вентилятора, а его корпус обклеить войлоком
толщиной 20 мм. При незначительном уменьшении производитель-
ности вентилятора уровень его шума по сравнению с шумом иссле-
дуемых источников становится меньше более чем на 10 дБ во всем
исследуемом диапазоне частот.
Одним из важнейших моментов подготовки стенда к акусти-
ческим измерениям является оборудование его удобными и доста-
точно эффективными конструкциями для разделения основных
источников шума в двигателе. Для этой цели служат абсорбцион-
ные 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, простран-
ство между которыми заполнено звукопоглотителем (обычно
стекловатой) толщиной 10 ... 15 см. Внутренние стенки глуши-
телей выполнены из сетки, покрытой стеклотканью, чтобы избе-
жать выдувания стекловаты. Наружные стенки изготовлены
сплошными из металлического листа. Обычно для внутреннего
объема глушителей достаточно 0,25 м3. Для уменьшения гидрав-
лического сопротивления все повороты потока газов делают плав-
ными. Поскольку при отводе выпускных газов в стендовом глу-
шителе шума выпуска могут образоваться застойные зоны, его
соединяют в верхней части с приточным воздуховодом приточно-
вытяжной 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 двига-
теля с помощью съемного плавного переходника 7. Воздух посту-
пает 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 эксплуатацион-
ные показатели. Приемлемым может считаться изменение мощ-
ности двигателя не более чем на 1,5 ... 2 %, а расхода — на 1,5 %
(номинальных значений).
Для исключения корпусного шума служит звукоизолирую-
щий кожух 3. Его выполняют из четырех элементов, каждый из
которых изготавливают из стального листа толщиной 2,5 мм.
Внутренние поверхности элементов могут быть оклеены него-
рючим звукопоглощающим материалом толщиной 20 мм. В съем-
ной передней стенке кожуха предусматривают отверстия для
вывода наружу глушителей 8 и 9 соответственно впуска и вы-
пуска, которые в свою очередь посредством плавных переходни-
ков-патрубков в случае необходимости соединяют с описанными
выше стендовыми абсорбционными глушителями. Общий объем
кожуха для двигателей с рабочим объемом 175 ... 350 см3 состав-
ляет 1,2 м3.
Поскольку двухтактные ДВС в большинстве случаев имеют
воздушное охлаждение, в кожухе предусматривают два отвер-
стия: 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 АЛ установки кожуха, измеренный
в октавных полосах частот при заглушенных с помощью стендо-
вых глушителей впуске и выпуске на одном из испытуемых дви-
гателей приведен ниже.
fcp, Гц......... 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Д£, дБ ......... 3 4 5 11 15 18 20
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 корпус-
ного шума, которое и обеспечивает продуваемый кожух. Кожух
способствует нормальному тепловому режиму работы двигателя,
его мощность и расход топлива остаются в пределах точности изме-
рений.
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 стендо-
вый глушитель 5 выпуска. Для доводки глушителей шума
выпуска и элементов конструкций, снижающих корпусной шум
двигателя, достаточно сиять соответственно стендовый глуши-
269
тель 5 шума выпуска или звукоизолирующий кожух 3, оставив
на месте другие конструкции.
Таким образом, различные комбинации стендовых заглушаю-
щих конструкций, позволяют проводить качественную акусти-
ческую доводку основных источников шума в двигателе.
Рассмотрим основные требования, предъявляемые к акусти-
ческой 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 измеритель-
ными трактами с характеристиками, соответствующими этим
стандартам. Микрофон измерительного тракта должен быть пред-
назначен для измерений в диффузном звуковом поле. Акусти-
ческая и электрическая калибровка аппаратуры должна прово-
диться 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 интенси-
метров особенно эффективно при выявлении основных поверх-
ностей, излучающих звук, что особенно важно при разработке
и доводке средств снижения корпусного шума двигателя.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Алексеев И. В., Чекрыжов Ю. Г. Некоторые принципы конструирования
малошумных двигателей мотоциклов//Двигателестроение. 1982. № 1. С. 12—
14.
2. Бекман В. В. Гоночные мотоциклы. Л.: Машиностроение, 1975. 288 с.
3. Борьба с шумом на производстве/Под ред. Е. Я. Юдина. М.: Машиностроение,
1985. 400 с.
4. Вибрации в технике": Справочник. Т. 6. Защита от вибрации и ударов/Под ред.
К. В. Фролова. М.: Машиностроение, 1981. 486 с.
5. Геращенко В. С., Тупов В. В. Исследование шума мотоциклетных двигателей
и средств его снижения//Труды МВТУ им. Н. Э. Баумана. 1979. № 308.
С. 43—61.
6. Горнушкин Ю. Г., Кондрашов В. М., Абрамов В. И. Кинематика обратного
пластинчатого клапана двухтактного двигателя//Автомобильная промыш-
ленность. 1984. № 8. С. 6—7.
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.
8. Григорьян Ф. Е., Перцовский Е. А. Расчет и проектирование глушителей шума
энергоустановок. Л.: Энергия, 1980. 120 с.
9. Дмитриевский А. В. Конструктивные особенности систем питания современ-
ных карбюраторных двигателей/НИИНАвтопром. М.: 1980. 35 с.
10. Дмитриевский А. В. Снижение расхода топлива и уровня токсичности отра-
ботавших газов карбюраторного двигателя на режимах холостого хода и ма-
лых иагрузок//Автомобильная промышленность. 1982. № 3. С. 7—9.
11. Егоренков Б. А. Влияние формы выпускных окон на мощность и шум двухтакт-
ного мотоциклетного двигателя//Мотовелопромышлениость. М.: НИИНАвто-
пром. 1979. № 3. С. 7—17.
270
12. 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.
13. Егоренков Б. А., Строкин А. А. Приближенный метод определения спектраль-
ных характеристик основных источников шума в двухтактном двигателе с по-
мощью номограммУУМотовелопромышленность. М.: НИИНАвтопром. 1978.
№ 2. С. 5—14.
14. Егоренков Б. А., Строкин А. А. Экспериментальное исследование элементов
входной части глушителя двухтактного мотоциклетного двигателяУУТруды
МВТУ им. Н. Э. Баумана. 1979. № 308. С. 23—43.
15. Егоренков Б. А., Строкин А. А., Фомин В. И. Источники шума четырехтакт-
ного мотоциклетного двигателяУУМотовелопромышленность. М.: НИИНАвто-
пром. 1983. № 1. С. 5—14.
16. Жегалин О. И., Лупачев П. Д. Снижение токсичности автомобильных двига-
телей. М.: Транспорт, 1985. 120 с.
17. Звонов В. А. Токсичность двигателей внутреннего сгорания. М.: Машино-
строение, 1981. 160 с.
18. Иванов В. П. Исследование настройки смежных систем цилиндра двухтакт-
ного мотоциклетного двигателяУУТруды ВНИИМотопром. Серпухов: 1970.
№ 5. С. 11—18.
19. Иванов В. П. Настройка смежных систем цилиндра двухтактных карбюра-
торных двигателей с кривошипно-камерной продувкойУУТруды НАМИ.
1970. № 123. С. 67—73.
20. Калугин К. П. Обеспечение требований по снижению токсичности отработав-
ших газов путем применения карбюраторов с электронным управлениемУУ
Труды ЦНИТА. 1982. № 80. С. 12—28.
21. Климов В. И. Вихревой карбюратор для двухтактного двигателя с искровым
зажиганиемУУВихревой эффект и его промышленное применение: Материалы
III Всес. науч.-техн, конференции. Куйбышев: 1981. С. 162—166.
22. Кудрявцев Ф. С., Лагунов Л. Ф. Методические указания по расчету и проек-
тированию акустических камер для измерения шумовых характеристик ма-
шин. М.: ВЦНИИОТ ВЦСПС, 1978. 77 с.
23. Кузнецов А. С. Мотоциклетная техника 80-х годовУУМотовелопромышлен-
ность. М.: НИИНАвтопром. 1983. № 6. С. 10—18.
24. Лагуиов Л. Ф., Осипов Г. Л. Борьба с шумом в машиностроении. М.: Ма-
шиностроение, 1980. 150 с.
25. Лопашев Д. 3., Осипов Г. Л., Федосеева Е. Н. Шумовые характеристики и
методы их определения. М.: Изд-во стандартов, 1983. 220 с.
26. Луканин В. Н. Акустические измерения в ДВС. М.: МАДИ, 1979. 54 с.
27. Лукании В. Н., Гудцов В. Н., Бочаров Н. Ф. Снижение шума автомобиля.
М.: Машиностроение, 1981. 158 с.
28. Луканин В. Н., Шатров М. Г., Чекрыжов Ю. Г. Физико-математическая
модель для исследования колебаний ребер охлаждения малолитражного ПДВС
воздушного охлаждения с учетом демпфированияУУТруды МАДИ. М.: 1979.
Ns 178. С. 65—73.
29. Лукин П. П., Гаспарянц Г. А., Родионов В. Ф. Конструирование и расчет
автомобиля. М.: Машиностроение. 1984. 376 с.
30. Лушпа А. И. Основы химической термодинамики н кинетики химических
реакций. М.: Машиностроение, 1981. 240 с.
31. Носонов И. А., Фесииа М. И., Писаревский А. С. Методология расчета опти-
мальных соотношений уровней шума отдельных источников при снижении
внешнего шума автомобилей с учетом экономических затратУУКонструкция
автомобилей. М.: НИИНАвтопром. 1979. № 5. С. 5—16.
32. Осипов И. М., Никифорова Н. Е. Технико-экономические показатели зару-
бежной мотовелопромышлеиностиУУМотовелопромышленность. М.: НИИНАв-
топром. 1982. № 8. С. 1—88.
33. Повышение мощности мотоциклетных двигателейУТруды ВНИИМотопром.
Серпухов: 1980. № 90. 40 с.
34. Приборы и системы для измерения вибрации, шума и удара: СправочникУПод
ред. В. В. Клюева. М.: Машиностроение, 1978. Т. 1. Т. 2., 1978, 448 с., 439 с.
271
35. Регулировка автомобилей, применяемых в сельском хозяйстве: Справочник.
В, Е, Гореликов, В. Т. Каширин, П. Д. Козлов и др. Л.: Машиностроение.
1984. 312 с.
36. Саливэи Дж. Моделирование шума выхлопной системы двигателя//Аэрогидро-
механический шум в технике. М.: Мир, 1980. С. 233—256.
37. Силлат Р. Р. Интегрированная система для расчетного исследования рабочего
процесса двухтактных карбюраторных двигателей внутреннего сгорания//
Труды ТПИ. Таллин: 1985. № 597. С. 77—85.
38. Силлат Р. Р. Модель течения газа через местные сопротивления в модели
газообмена//Труды ТПИ. Таллин: 1985. № 597. С. 45—53.
39. Силлат Р. Р. Модель трубы при математическом моделировании газообмена
в двухтактном карбюраторном двигателе//Тр. ТПИ. Таллин: 1981. № 508.
С. 41—48.
40. Скрябин А. Г. Краткий обзор средств малой механизации для приусадебных
участков//Мотовелопромышленность. НИИНАвтопром. М.: 1983. С. 25—28.
41. Справочник по катерам, лодкам и моторам/Под ред. Г. М. Новака. Л.: Судо-
строение, 1974. 246 с.
42. Старобииский Р. Н. Глушители шума//Борьба с шумом на производстве:
Справочник/Под ред. Е. Я- Юдина. М.: Машиностроение, 1985. С. 283—309.
43. Старобииский Р. Н. Синтез камерных глушителей//Акустический журнал.
1983. Т. 29, вып. 2. С. 282—283.
44. Старобииский Р. Н. Синтез реактивных глушителей для авиационных вспо-
могательных силовых установок и СКВ//Тр. ЦИАМ. М.: 1982. №1031.
С. 222—231.
45. Строкии А. А. Метод расчета шума пульсирующих источников: Методиче-
ское пособие. М.: МВТУ, 1976. 40 с.
46. Строкин А. А., Тупов В. В., Юдин Е. Я- Глушитель шума впуска для двига-
телей внутреннего сгорания: Машины, приборы, стенды: Каталог. М.: Ма-
шиностроение, 1976. 24 с.
47. Токарев А. А. Топливная экономичность и тягово-скоростные качества авто-
мобиля. М.: Машиностроение, 1982. 221 с.
48. Тракторы и двигатели. Конструкции мотоблоков: Обзор/ЦНИИТЭИТрактор-
сельхозмаш. М.: 1984. № 4. 26 с.
49. Тупов В. В. Исследования шумовых характеристик мотоциклетного двигате-
ля//Мотовелопромышленность. М.: НИИНАвтопром. 1978. № 5. С. 10—17.
50. Тупов В. В. Основы расчетного проектирования глушителей впуска двухтакт-
ных мотоциклетных двигателей//Труды МВТУ им. Н. Э. Баумана. 1978.
№ 273. С. 9—22.
51. Тупов В. В. Снижение шума мотоциклетных двигателей//Труды МВТУ им.
Н. Э. Баумана. М.: 1988. № 507. С. 86—110.
52. Тупов В. В., Геращенко В. С. Снижение шума, излучаемого ребрами охла-
ждения головки цилиндра мотоциклетного двигателя//Труды МВТУ им.
Н. Э. Баумана. 1987. № 485. С. 81—92.
53. Удовиченко В. Б. Характеристика двигателя для мокика с ограниченной ско-
ростью//Мотовелопромышленность. М.: НИИНАвтопром. 1983. № 4. С. 13—
19.