Конструирование впускных систем быстроходных дизелей - Вихерт М.М., Грудский Ю.Г.

Автор: Вихерт М.М. Грудский Ю.Г.
Теги: тепловые двигатели (кроме паровых машин и паровых турбин) теплоэнергетика теплотехника машиностроение механика дизельные двигатели издательство машиностроение
Год: 1982
Похожие
Двигатели внутреннего сгорания. Системы поршневых и комбинированных двигателей
Турбокомпрессоры для наддува дизелей. Справочное пособие
Судовые дизели
Двигатели внутреннего сгорания. Книга 1. Теория рабочих процессов
Текст
                    
ББК 31.365
В54
УДК 621.436
Рецензент д-р техн, наук В. В. Эфрос
__л Викерт М. М„ Грудскнй Ю. Г.
Конструирование впускных систем быстроходных дизе-
лей. -тМ.: Машиностроение, 1982.— 151 с., ил.
50 к.
Дан конструкторско-экспериментальный анализ впускных систем современ-
ных сгечесгвенных и зарубежных автомобильных дизелей и намечены пути нх
дальнейшего совершенствования. Освещены вопросы выбора конструктивных па-
раметров основных элементов впускного тракта, подбора параметров впускных
трубопроводов по аэродинамическим н газодинамическим характеристикам и их
связям с процессами смесеобразования в рабочем цилиндре. Рассмотрены при-
чины нестабильности показателей впускных каналов и способы уменьшении ее
прн массовом производстве.
Для инженерно-технических работников двигателестроения.
2303020260-145
'  111 '	11	145-82
038(01)-82
ББК 31.365
6Т2.11
© Издательство «Машиностроение», 1982 г.
ПРЕДИСЛОВИЕ
В решениях XXVI съезда КПСС намечено ускоренно разви-
вать производство грузовых автомобилей с дизелями и расши-
• рять производство дизелей с высокими технико-экономически-
! ми показателями. /
р Успешное внедрение дизелей тесно связано с оптимизацией
? параметров рабочего процесса, обеспечивающих их высокие
(показатели, снижение металлоемкости и токсичности отрабо-
S тавших газов.
(""“Значительное повышение энергетических и экономических
показателей быстроходных дизелей достигнуто в последние
.- годы в результате совершенствования процессов газообмена,
смесеобразования, сгорания и тепловыделения._	— -•
; Повышение энергетических показателей дизеля характери-
: зуется увеличением среднего эффективного давления примерно
| до 0,8—0,85 МПа прн работе без наддува и до 1,1—1,5 МПа
 в случае его использования; ростом частоты вращения колен-
чатого вала приблизительно до 2600—3000 об/мии в двигателях
грузовых автомобилей мощностью до 500 кВт и до 5000 об/мин
в дизелях легковых автомобилей^ мощностью 40—80 кВт.
Г"Анализ результатов исследований, проведенных при довод-
ке вновь создаваемых конструкций дизелей, и совершенствова-
ние рабочих процессов существующих позволяет отметить
взаимосвязь между процессами наполнения, топливоподачи и
смесеобразования в однополостных камерах сгорания. Прн ис-
пользовании наиболее распространенных видов смесеобразования
(объемного, объемно-пленочного и пленочного) организован-
ные воздушные вихри создают в камере на такте впуска пре-
имущественно с помощью тангенциальных и винтовых каналов
или их комбинации (в четырехклапанных конструкциях).
Кинетическая энергия воздуха, вращающегося в камере сго-
рания, необходимая для эффективного смесеобразования, за-
висит от аэродинамических качеств впускного тракта в целом
и отдельных элементов: трубопровода, канала в головке ци-
линдров, его горловины и тарелки клапана, камеры сгорания в
днище поршня. Размеры, формы и расположение их оказывают
решающее влияние на следующие факторы:
1)	величину аэродинамического сопротивления, возникающе-
го на участке от воздушного фильтра до клапана, при истече-
нии через проходную площадь в седле и организации упорядо-
ченных воздушных вихрей в цилиндре и камере сгорания;
, i
1
3
2)	колебательный процесс столба воздуха, заключенного
между воздушным фильтром н цилиндром, используемый для
повышения наполнения цилиндра за счет динамического над-
дува и формирования кривой крутящего момента в рабочем
диапазоне частот вращения;
3)	интенсивность вращения воздушного заряда в камере
сгорания, образующегося при направленном истечении воздуха
через клапан и одновременном отражении его от стенки ци-
линдра;
—~4) величину интегрального момента количества движения
воздушного заряда, определяющего энергию, затрачиваемую на
смесеобразование;
5) равномерность распределения воздуха по отдельным ци-
линдрам.
Аэродинамические потерн, связанные с движением газов
внутри цилиндра на тактах впуска и сжатия и с перетеканием
газов из кольцевого вытеснителя в камеру, расположенную в
днище поршня, в основном зависят от проходного сечення горло-
вины камеры и ее расположения, площади вытеснителя, над-
поршневого зазора в в. м. т. н наличия подклапанных выточек
на днище поршня.
В книге рассмотрены вопросы проектирования, расчета, ис-
следования и оптимизации конструктивных параметров и аэро-
динамических показателей отдельных элементов и всего впуск-
ного тракта в целом: головок цилиндров, обеспечивающих на-
дежную работу дизелей в различных климатических и эксплуа-
тационных условиях; впускных каналов высокой пропускной
способности, используемых для создания в камере сгорания
упорядоченных воздушных вихрей заданной интенсивности;
впускных трубопроводов разветвленного и ресиверного типов, а
также трубопроводов с динамическим наддувом; впускных сис-
тем с различным размещением воздушных фильтров и возду-
хозаборников на автомобилях.
Наряду с этим в книге рассмотрены вопросы, связанные с
нестабильностью аэродинамических показателей впускных ка-
налов, вызываемой технологическими отклонениями, возникаю-
щими в процессе производства головок цилиндров. Даны реко-
мендации по снижению разброса аэродинамических характерис-
тик и отбраковке головок.
ГОЛОВКИ ЦИЛИНДРОВ ДИЗЕЛЕЙ
С ЖИДКОСТНЫМ ОХЛАЖДЕНИЕМ
КОНСТРУКЦИЯ
Проектирование головок цилиндров быстроходных дизелей
является сложной задачей для конструкторов. Конструктивные
и технологические требования к головкам зависят от следующих
факторов: размеров, расположения и числа впускных и выпуск-
i ных каналов; типа; формы и размещения камеры сгорания; не-
обходимости обеспечения охлаждения, исключающего появле-
ние местных перегревов и образование паров охлаждающей
жидкости, наличие которых может привести к нарушению цир-
куляции и возникновению кавитации в системе; допустимого
уровня механических н термических напряжений; используемого
для изготовления материала.
С учетом этих факторов выбирают следующие относитель-
ные (отнесенные к диаметру цилиндра D) общие размеры
, (рис. 1) головки: высоту nT[D, ширину BT/D, толщину несущей
опорной стенки hc]D, которые определяют структурную жест-
кость конструкции.-
В качестве показателей по массе и размерам головок прини-
!. мают так называемую условную плотность mr/Vr (отношение
массы тг к объему Vr), которая позволяет оценить насыщен-
ность металлом объема головки, и конструктивную массу, рав-
ную отношению тг к суммарной поперечной площади цилиндров
(цГц (1п — ЧИСЛО ЦИЛИНДРОВ, ПРИХОДЯЩИХСЯ на ГОЛОВКу), Пъ/Гцрц.
Относительные геометрические параметры и показатели по
массе двух- и четырехклапанных чугунных объединенных для
нескольких цилиндров головок и неукомплектованных после ме-
ханической обработки в дизелях с нижним распределительным
валом и диаметром цилиндров ПО—140 мм приведены (по ста-
; тистическим данным) ниже.
Число каналов..................... Два	Четыре
HjJD.................... .........	0,95—1,15	0,9—1,05
(1,05)
Br/D.............................. 1,8—2,3	1,8—2,3
(2)	(2)
hc{D . ...........  .	.	......... 0,09—1,15	0,09-
(0,98)
mr/Vr, кг/м3 ..................... 2400—2700	3000—3200* *
(2600)	3600—3800**
mr/i„кг/м2 . . . .  .............. 1100—1400	1300—1460
(1300)
Примечание. В скобках приведены средние значения.
* Дли головой с Z-мдинеяными попарно впускными и выпускными каналами.
* * Дли головок с индивидуальными впускными и выпускными каналами.
5
Рис. 1. Индивидуальная двухкла-
панная головка из алюминиевого
сплава:	I
Нр — высота; Вг —ширина; Лс—тол-
щина несущей стенки; /ф—расстояние
между осями цилиндра и распылителя,
форсунки	i
Масса головок в сборе со-
ставляет 5,5—6,4 % массы
двигателя. Двух- и четырех-
клапанные головки из алюми-
ниевого сплава имеют услов-
г~----------- „ „ -
ных на 45—55 %. Масса меха-
нически обработанных чугун-
ных головок в 1,8—2,2 раза
больше массы головок, изго-
товленных из алюминиевых
сплавов, а в сборе — в 1,7—
2 раза. После укомплектова-
ния двухклапанных головок
деталями клапанного механиз-
ма (клапанами с пружинами,
коромыслами с валиками,
стойками и деталями крепле-
ния) масса чугунных головок
возрастает на 10—18%, а отлитых из алюминиевых сплавов —
на 18—30 %.
У четырехклапанных головок из алюминиевого сплава мас-
са соответственно возрастает до 35 %.
Наружные боковые и верхние стенки жидкостной рубашки,
а также стенки впускных и выпускных каналов чугунных
головок выполняют в соответствии с технологическими возмож-
ностями толщиной ~5 мм. Толщину стенок головок нз алюми-
ниевых сплавов увеличивают на 20—30 %. Относительная тол-
щина опорной несущей стенки hJD в четырехклапанных голов-
ках выбирается по нижнему пределу вследствие нх большей
структурной жесткости и металлоемкости, особенно в конструк-
циях с индивидуальными впускными н выпускными каналами.
Структурная жесткость головок определяет предельные де-
формации от следующих нагрузок: статических, вызываемых
затяжкой силовых шпилек; динамических, возникающих в мо-
мент достижения максимального давления сгорания в цилиндре;
термических. Жесткость головки зависит от числа и располо-
жения впускных и выпускных каналов, внутренних приливов
для установки форсунки, формы камеры (вихревого типа или
предкамеры), калильной свечи, облегчающей пуск дизелей, и
силовых шпилек; приливов для каналов прдвода охлаждающей
жидкости к «горячим зонам»; высоты головки н толщины сте-
нок.
Прн недостаточной жесткости опорных плоскостей головки
и блока цилиндров :в результате пластических деформаций уп-
лотняющей прокладки и торцовых опорных плоскостей бурта
гильзы, а также их выработки со стороны плоскости головки
и блока цилиндров может возникнуть ослабление газового сты-
ка. Это явление наблюдается чаще в блок-картере из алюминием
вого сплава с верхним расположением кольцевого опорного поя-'
са гильзы. Высокая структурная жесткость головки должна
обеспечивать постоянство давления по всему периметру газово-
. го стыка. Следует (отметить, что надежность газового стыка
“УЮ of °™°Ссс o/*eiiu™e Чугун‘ зависит также и от'равномерности расположения по периферии
oktv и,	. .	цилиндра силовых шпилек, их числа и податливости.
В современных . быстроходных дизелях головки цилиндров
। ’ выполняют двух видов: индивидуальные (отдельно для каждого
цилиндра) и объединенные (на несколько цилиндров). При вы-
боре вида головки учитывают массовость производства, рабочий
объем цилиндра, расстояние между осями соседних цилиндров,
число силовых шпилек и возможности их размещения, примене-
ние наддува, свойства материала головкн и блока цилиндров.
Если исходить из получения равномерного давления по пери-,
метру газового стыка и возможности унификации узла для се-
мейства двигателей, то предпочтение следует отдать индиви-
дуальным головкам. В этих конструкциях удается обеспечить
минимальный разбег жесткостей разных зон головок, что от-
ражается на равномерности давления в газовом стыке и его
надежности.
Высоту головки определяют, исходя из размеров каналов
впускных, выпускных и для охлаждающей жидкости. Вы-
сота прохода между внутренней поверхностью несущей опорной
стенки и наружными поверхностями каналов должна быть не
менее 8—10 мм, ai над каналами, с учетом литейных возмож-
ностей— не менее б—6 мм. В четырехклапанных конструкциях,
имеющих меньшие проходные сечения каналов, высоту головки
| доводят до 0,9 D. *
Между выпускными каналами и приливами для форсунок
и разделенных камер сгорания предусматривают проходы для
охлаждающей жидкости, исключающие возможность возникно-
вения местных перегревов и обеспечивающие минимальные пе-
репады температур между отдельными зонами головки. Вслед-
ствие значительных перепадов температур могут возникнуть
местные выпучивания несущей стенкн, коробление седел и вы-
падение их прн остановке двигателя, трещины в перемычке
между клапанами, разрушение самих клапанов и микротрещи-
ны на поверхности, контактирующей с газами. Во избежание
| этих явлений создают направленные потоки охлаждающей жнд-
I кости по каналам, высверливаемым или отливаемым непосред-:

ственно в приливах головки или
мым в тело головки трубкам 2
направляющих козырьков 1 (рис.
Это обеспечивает поступление с
по специально запрессовывае-
(рис. 2), а также с помощью
3) и перегородок 1 (рис. 2,4).
большей скоростью более хо-
лодной жидкости к поверх-
ностям камеры сгорания и
выпускных каналов.
Рис. 2. Индивидуальная четырехклапанная чугунная головка с центральной,
форсункой и направленными потоками охлаждающей жидкости:	|
/ — направляющая перегородка; 2 —трубка; стрелкамн показано направление потока
охлаждающей жидкости	;
Рис. 3. Объединенная головка для быстроходного вихрекамерного дизеля с ।
направленным потоком охлаждающей жидкости:
1 — направляющий козырек; стрелкой показано направление потока охлаждающей '
жидкости	;
i
В некоторых конструкциях применяют «двухъярусное» ох-j
лаждение головки. Вода, поступающая из блока цилиндров i
вначале охлаждает несущую стенку головки, зоны вокруг вы-
пускного патрубка, форсунки или предкамеры, после чего по-
ступает во второй «ярус».
При проектировании головок следует иметь в виду, что в
отливках с общими стенками рядом расположенных или сопри-
касающихся каналов создаются зоны с местной повышенной
металлоемкостью и жесткостью. Во время изготовления и
эксплуатации при больших температурных перепадах в них мо-
гут возникнуть местные термические напряжения и сопутствую-
щие им разрушения (особенно при работе дизеля с высоким
наддувом).
В дизелях непосредственного смесеобразования с камерами
сгорания, расположенными в поршне, для получения оптималь-
ного рабочего процесса распылитель форсунки приближают к
8
Рис. 4. Индивидуальная четырехклапанная чугунная головка с объединенны-
ми впускными и выпускными каналами:
1 — направляющие перегородки
Рис. 5. Объединенная' чугунная головка с выводом разноименных каналов
• на одну боковую плоскость:
— расстояние между осями цилиндра и клапанов; 1ф — расстояние между осями:
, цилиндра и распылителя форсунки
оси камеры. При этом для обеспечения достаточных проходов
охлаждающей жидкости оси клапанов смещают относительно
оси цилиндра на 1^п— (0,054-0,1)£> (рис. 5). Аналогичное поло-
жение (Имеет место у дизелей с разделенными камерами сго-
рания при смещении относительно оси цилиндра предкамер и
вихрекамер. С учетом отмеченных условий расстояние между
осями разноименных клапанов в существующих конструкциях
принимают равным (0,54-0,58) D.
Исследования на работающем двигателе показали, что мак-
симальные температурные перепады в несущей стенке головок
из алюминиевых сплавов дизелей с непосредственным смесеоб-
разованием достигают 60—80 К, а при разделенных камерах
сгорания 100 К.
В чугунных головках температура поверхности несущей
стенки, омываемой газами, на форсированных режимах работы
дизеля достигает 570—600 К, а на стороне, омываемой охлаж-
дающей жидкостью, 390—400 К. Во избежание высоких терми-
ческих напряжений температурные перепады по толщине стенки
не должны превышать 200—230 К. Пограничный слой охлаж-
дающей жидкости оостонт из двух фаз (паровоздушных пузырь-
ков и жидкости), соотношение между которыми устанавливается
величиной давления в системе охлаждения. Физическое состоя-
ние пограничного слоя определяет величину коэффициента теп-
лоотдачи. Поэтому при высокой плотности теплового потока
через несущую стенку необходимые степень и равномерность
охлаждения головки обеспечиваются созданием направленных
потоков жидкости.
Исследования теплового состояния зоны расположения кла-
панов прн нагреве ее пульсирующими тепловыми потоками по-
казали относительно небольшие перепады температур в пере-
мычке между горловинами впускного и выпускного клапанов.
Это объясняется низкой теплоотдачей газов металлу вследст-
вие отслаивания пограничного слоя потока отработавших газов
от стенок горловины после прохождения нх через щель в седле.
Более высокие температурные перепады были обнаружены на
некоторых режимах между зоной горловин клапанов и приле-
гающей к ней частью несущей стенки. Таким образом, возник-
новение трещин в перемычке ие всегда можно объяснить нали-
чием перепадов температур.
Температурные перепады приводят к сжатию слоев металла,
омываемых горячими газами, и растяжению слоев, соприкасаю-
щихся с охлаждающей жидкостью. Холодные слои металла пре-
пятствуют расширению нагретых. Чем равномернее тепловое со-
стояние головки, тем ниже термические напряжения. Интенсив-
ный отвод теплоты в охлаждающую жидкость в головках из
алюминиевого сплава, имеющего высокую теплопроводность,
уменьшает перепады температуры в стенке между горловинами
впускных и выпускных каналов.
Измерения с помощью тензометров показали, что уровень
термических напряжений в перемычке между клапанами более
высокий, чем в других частях несущей стенки. Выяснилось
также, что изменения термических напряжений, вызванные ко-
лебаниями температур в пределах одного рабочего цикла, мож-
но не учитывать, так как при максимальной температуре газов
в камере сгорания 1870—2270 К, температура вблизи поверхно-
сти силовой стенки изменяется только на 10—20 К- Кроме того,
механические напряжения, возникающие от нагрузки рилами
давления газов несущей стенки, несоизмеримо малы по срав-
нению с термическими напряжениями. Например, напряжение
сжатия в перемычке чугунной головки на работающем двига-
теле (среднее эффективное давление ре=0,6 МПа, литровая
мощность Л/л = 9,1 кВт/л, частота вращения коленчатого вала
-п=1800 об/мин, максимальное давление сгорания рг=6,5 МПа)
при температуре перемычки 535 К достигало 190 МПа, в то
время как напряжение от сил газов не превышало 4 МПа. На-
правленный подвод охлаждающей жидкости в зону между ка-
налами разноименных клапанов снижает напряжение сжатия
на 30—35 %  С увеличением среднего эффективного давления ц
частоты вращения термическое напряжение в перемычке растет
по линейному закону.
При высоких литровых и поршневых мощностях максималь-
ные термические напряжения могут превысить предел текучести
10
материала головки, если на стадии проектирования не будут
приняты меры по обеспечению равномерного нагрева металла
в зоне перемычки. Термические напряжения в перемычке и не-
сущей стенке кроме направленных потоков охлаждающей жид-
кости снижают следующими способами:
выбором расположения факелов распиливания топлива и
направления газовых потоков при истечении из горловин пред-
камер и внхрекамер и после их отражения от днища поршня;
размещением камеры сгорания в днище поршня дизелей с
непосредственным смесеобразованием;	» •
подбором относительного диаметра горловины камеры
dT.KID в поршне, от величины которого зависит скорость исте-
чения газов после воспламенения топлива в начале такта рас-
ширения;
уменьшением тепловоспрннимающей поверхности перемычки
, и увеличением площади ее поперечного сечення по высоте.
[ В индивидуальных головках организованная циркуляция
'Охлаждающей жидкости более эффективна вследствие отсутст-
I ВИЯ ВЛИЯНИЯ ПОТОКОВ ЖИДКОСТИ ОТ соседних цилиндров. I
I Стенки головок из алюминиевого сплава имеют более низ-'
I кую температуру и соответственно меньшие ее перепады. По-
этому лучше применять алюминиевые сплавы, в особенности
। прн высокой степени форсирования дизеля. Величина механи-
ческих напряжений в несущей стенке н их равномерность завн-
!сят от жесткости опорного пояса гильзы цилиндра, типа и
жесткости прокладки газового стыка, числа и расположения
силовых шпилек.
В двигателях, форсированных путем наддува, применяют
головки из высокопрочного чугуна с шаровидным графитом.
Механические напряжения в несущей стенке чугунной голорки,
как было установлено исследованиями, возрастают прямо про-
порционально среднему эффективному давлению ре, а терми-
ческие— произведению среднего эффективного давления на
среднюю скорость поршня (респ), которое характеризует сте-
пень форсирования рабочего процесса и тепловую напряжен-
ность деталей цилнндро-поршневой группы.
Для снижения термических напряжений в чугунной несущей •
стенке следует уменьшать ее толщину (рис. 6). Механическая
прочность несущей стенки при этом обеспечивается, в особенно- ••
сти в четырехклапанных конструкциях, стенками впускных д
выпускных каналов н центрально расположенного прилива под
форсунку или предкамеру. Для повышения механической проч-
ности несущую стенку выполняют с небольшой конусностью на
: участке от осн центрально-расположенной форсунки или пред-
| камеры до кольцевого опорного пояса газового стыка.
’ Число шпилек, крепящих головку, в зависимости от кон-
: струкции (объединенная или индивидуальная) и действующих
: сил давления газов принимают равным четырем — восьми. Когда
i	_
л	11
число шпилек больше шести, возникают трудности с размещу Рис 8.
нием впускных и выпускных каналов, в особенности при нали-“вным расположением клапанов:
чин четырех клапанов. В случае восьми шпилек приходится
объединять одноименные впускные и выпускные каналы (см
рис. 4). Шпильки целесообразно устанавливать по окружности
через равные угловые интервалы по периферии головки для
и 2 — соответственно выпускной
впускной каналы
Рис. 6. Кривые изменения толщины несущей стенки йс четырехклапанной го-
ловки из высокопрочного чугуна со сфероидальным графитом в зависимость
от произведения р.са для дизелей:


В некоторых конструкциях
применяют впускные каналы
с падающим потоком воздуха,
подводимым от трубопровода,
расположенного сверху голов-
ки цилиндров. Подобная ком-
поновка обеспечивает меньшее
аэродинамическое сопротивле-
ление впускного тракта и поз-
воляет разместить впускной
трубопровод в V-образных
конструкциях над развалом
блоков цилиндров. Трубопро-
вод в этом случае отливают
как одно целое jc крышкой
клапанного механизма, а
впускные окна каналов разме-’
Задают на верхней торцовой
__________ _ _	_______ плоскости головки. Конструк-
/ и 2 — соответственно с непосредственным и с предкамерным смесеобразованиями ЦИИ трубопроводов
с падаю-
Рис. 7. Индивидуальная четырехклапанная головка из алюминиевого спла-
ва с продольным размещением одноименных клапанов:
1 и 2 — соотяатственио винтовой н тангенциальный впускные каналы
создания равномерной нагрузки на опорный бурт гильзы /и
уменьшения деформаций верхнего пояса гильзы при затяжке.
Впускные и выпускные каналы располагают относительно
продольной оси двигателя по следующим конструктивным схе-
мам, получившим наибольшее распространение в практике ди-
зелестроения.
1. Разноименные клапаны размещены вдоль продольной оси
двигателя, а каналы выведены на одну (см. рис. 5) или на про-
тивоположные стороны головки (см. рис. 1).
2. Впускные каналы двух соседних цилиндров объединены, а
выпускные выведены на противоположную сторону.
3. Два впускных и два выпускных клапана расположены
вдоль продольной оси двигателя, а каналы соответственно вы-
ведены на противоположные боковые плоскости головки (см.
рис. 4 н 7).
4. Два впускных и два выпускных клапана размещены по-
перек оси двигателя, а объединенные одноименные каналы
выведены иа противоположные боковые плоскости головкц
(рис. 8).
12
щим потоком целесообразны
в дизелях с разделенными камерами сгорания для винтовых
каналов прн непосредственном смесеобразовании.
Разноименные каналы целесообразно выводить на разные
боковые плоскости головки, чтобы устранить подогрев воздуш-
ного заряда и облегчить технологический процесс отливки.
Выпускные каналы выполняют по возможности короткими
для уменьшения количества теплоты, поступающей в систему
охлаждения, и соответствующего снижения массы и размеров
радиаторов. Во избежание больших перепадов температуры в
/головке выпускные каналы четырехклапанных конструкций не
•следует объединять, так же как и впускные каналы соседних
цилиндров в двухклапанных конструкциях.
ВЫБОР ЧИСЛА И РАЗМЕРОВ КЛАПАНОВ
Автомобильные дизели в настоящее время имеют диапазон
рабочих объемов цилиндра Vh от 0,4 л для легковых автомоби-
лей до 4 л для грузовых автомобилей. При этом диаметры ци-
линдров колеблются от 70 до 180 мм и выше, а отношение хода
поршня к Диаметру цилиндра S/D для четырехтактных дизелей
изменяется в пределах 0,9—1,2. В связи с этим при переходе от
одного класса двигателей к другому требуются разные конст-
13
руктивные решения для одних и тех же функциональных задач.
Например, с увеличением диаметра цилиндра или уменьшением
отношения S/D облегчается размещение впускных н выпускных
каналов с высокими аэродинамическими показателями. Но од-
ния» стеикой цилиндра проходной площади в щели клапана
(а 5= 1,5 мм); проекции ширины фаски седла клапана —
fe cos 0«2,5 мм (при угле фаски 0=45°).
При малом зазоре а проходная площадь щели клапана fKltr;
4 с
Рис. 9. Расчетная схема для определения раз-
мера горловин клапанов
новременно может снизиться жесткость головки цилиндров i особенно при малых подъемах клапана, значительно затеняется
увеличиться масса движущихся частей механизма привода кла- стенкой цилиндра. Вследствие этого возникают отраженные от
панов. Это иногда приводит к необходимости перехода от двух-
клапанной схемы к четырехклапанной и более тщательному вы-
бору типа впускных каналов (тангенциальных, винтовых или
их комбинации).
При выборе числа клапанов учитывают преимущества, кото-
рые дают двух- илн четырехклапаиные головки.
Преимущества двухклапанной конструкции заключаются в
простоте технологии изготовления и конструктивной схемы, в
меньших конструктивной массе и стоимости, числе подвижных
деталей в механизме привода, затратах на обслуживание и ре-
монт.
Достоинства четырехклапанных конструкций заключаются а
лучшем использовании площади, ограниченной контуром ци-
линдра, для проходных площадей горловин клапанов, в более
эффективном процессе газообмена, в меньшей термической на-|
пряженностн головки вследствие более равномерного ее тепло-*
вого состояния, в возможности центрального размещения фор^е происходит затенения проходной площади	и снижения
Равномерность теплового^^вдне^ расхода, находится в пределах 1,5-2,5 %.
для двух- и четырехклапанных.
поверхности цилиндра потоки воздуха и их местные пульсации»
которые снижают коэффициент расхода воздуха р, (рис. 10).
Кривые получены при продувке каналов головки установившим-
ся потоком воздуха. Относительный зазор a/D, прн котором
расхода,
В общем случае (см. рис. 9)
состояния деталей поршневой группы.
Необходимость сохранения высоких аэродинамических по-
казателей впускного тракта-прн увеличении диаметра цилинд-
ра, частоты вращения коленчатого вала и средней скорости
поршня вызывает необходимость перехода к четырехклапанной >Ис. 10. Зависимость коэффициента
схеме.
Следует отметить, что с ростом числа выпускных каналов 0Г°по3^°РД,т“^ж®Хлин^пл0п/плаПппи
увеличивается их поверхность и соответственно поток теплоты,
отводимой от газов в охлаждающую жидкость. Это требует спе-
циальных конструктивных решений для эффективного отвода
теплоты из перегретых зон н сведения к минимуму неравномер-
ности теплового состояния головки. Кроме того, для обеспече-
ния надежности газового стыка прн большом диаметре цилинд-
ра число силовых шпилек в индивидуальных головках прихо-
дится доводить до шести — восьми, что затрудняет размещение
впускных и выпускных каналов нужных размеров и создание
направленных потоков охлаждающей жидкости (см. рис. 2, 4)..
При выборе числа и диаметра клапанов в первую очередь
исходят из следующих минимально допустимых размеров:
(рис. 9), определяемых технологическими возможностями изго-
товления головки: толщины стенок каналов S2»5 мм; величины
просвета между стенками для прохода охлаждающей жидкости
Об мм; зазора между кромкой тарелки клапана н стенкой
гнльзы, выбираемого из условий возможно меньшего «затене-
14
>асхода воздуха ц от, относитель-
I поверхностью цилиндра а/Ь при
различных значениях относительных
подъемов клапана hKaldt.tn:
-0,23; 2 — 0,38; 3 — 0.54; 4 — 0,69; 5-
0,85; 6 — 1,0
•оловок с центрально расположенной форсункой диаметром d$
1ри 1кл=0 (см. рис. 5) справедливо следующее равенство::
D = 2 (Ь cos 0 + 6 + а) + с +	(1 +
'де ткд— отношение диаметров горловин выпускного и впуск-
1ОГО КЛаПаНОВ, /71кл==^г-вып/^г.вп-
Равенство составлено с учетом следующих допущений: от-
сутствия прохбда для охлаждающей жидкости между стенками
шускного канала и гнезда форсунки, смещения выпускного ка-
йла от. гнезд а форсунки на толщину стенки для обеспечения
1рохода охлаждающей жидкости. Из данного равенства можно
15

равно 0,85. Отношение аэродинамических потерь двух- и четы-
рехклапанных головок для полученных ранее средних условных
скоростей й?г.вп
•определить диаметр горловины впускного клапана четырехкла
панной головки
4.вп4 = [1/(1 + Икл)] [(D—с—<2ф) — 2 (b cos 6 + 6 + а)1.
В двухклапанных головках форсунку, как правило, смещаю
в сторону от оси цилиндра. В этом случае диаметр горловиш
4-впз = [1/(1 4- /Пил)1 [25—б — С) - 2 (b cos е 4- 6)].
Характерные кривые скоростей впуска, диаметров горловин
и аэродинамических потерь приведены на рнс. 11. Точки пере-
сечения Ai, А2, А3 соответствуют равенству аэродинамических
Если в выражения для диаметров горловины подставить ми
нимально допустимые значения а, 6,сиЬ cos 0, то они приму
вид: £(г*вп4~0,52 25—23,2; rfr.en2~0,52 D—8,4.
В быстроходных дизелях номинальная частота вращения кс
ленчатого вала ограничивается допустимой средней скоростью
поршня сп, которую принимают равной 12 м/с. Из этого значе
ния скорости исходят при выборе числа впускных клапано?
проходных площадей, определения их влияния на величину ус
ловных средних скоростей впуска в горловине й?г.вп и на аэр;
динамические потери впускного канала Др.
Наиболее перспективное значение отношения хода поршн
к диаметру цилиндра K—S/D для дизелей с непосредственны]
смесеобразованием составляют примерно 0,9—1. Необходима
для подсчета скоростей впуска продолжительность открыта
впускного клапана <рвп обычно не превышает 240° по углу повс
рота коленчатого вала.
Номинальную частоту вращения коленчатого вала можн
определить из выражения
n=30^/S=30^/(KD),
-а продолжительность открытия впускного клапана по формул
Д/ = Фвп/6п = ?BnKD/(180cn).
Условная средняя скорость воздуха в горловине впускног
жлапана «?г.вп= Vh/(A/fr.Bn), где fr.Bn — проходная площадь гор
ловины клапана.
После подстановки принятых значений сп, К, фвд, а такж
Vh=0,785£»2S и fr.Ba=0,785 dr.en выражение условной средне
скорости воздуха для четырехклапанной головки примет ви
Wr.Bn4=4,5 Р2/<2г.ви4, а для двухклапанной Wr.Bn2=9Z?2/dr.ins •
Аэродинамические потери впускного канала
Др = 0,5£рво>г.вп>
где £ — коэффициент аэродинамических потерь; рв — плотност
воздуха.
Продувка каналов нескольких головок в сборе с клапанам!
показала, что коэффициенты аэродинамических потерь при дну
впускных клапанах всегда выше, чем при одном, т. е. &4>&г. i
их отношение |г/&4 Для ряда конструкций головок в средне!
(
16
Рнс. И. Зависимости условных средних скоростей впуска ®г.вп диаметров
торловии впускных каналов <4.вп и относительных аэродинамических потерь
ДРот от диаметру цилиндра D для двух- и четырехклапанных головок:
1 и 2 — скорости впуска соответственно для двух- н четырехклапанной головок; 3 и
4—диаметры горловий соответственно для четырех- и двухклапанней головок; а,
<5 7 — аэродинамические потери соответственно при следующих отношениях коэффи-
циентов потерь ЫЬ, равных 0,7; 0,85; 1,0; 7 —зона двухклапанных конструкций;
Н — четырехклапаиных
потерь во впускйых каналах (ДрОтн=1) двух- и четырехклапан-
ных головок при различных отношениях коэффициентов потерь
Ь/?4. Точка А2 (Ы?4=0,85) соответствует диаметру цилиндра
(D = 130 мм), при котором целесообразно переходить от одного
впускного канала (зона /) к двум (зона //). Точка Ai соответ-
ствует равенству коэффициентов сопротивлений каналов ^2=^4-
При этом граничный диаметр цилиндра D«120 мм, что при-
мерно соответствует положению точки А 4 пересечения кривых
скоростей. Как видно из графика, с уменьшением отношения
Ъ/?4 граница рационального перехода к четырехклапанной кон-
струкции сдвигается в сторону больших диаметров цилиндр^.
Относительные размеры горловин впускных каналов (по ста-
2 Зак. 1399	_ -	17
тистнческим данным) у дизелей с непосредственным смесеобр;
зованнем в двухклапанных головках d? ^ID колеблются в пр<
делах 0,38—0,46, а в четырехклапанных dr,BaJD~ 0,304-0,3?
Горловины выпускных каналов выполняют с диаметрами, мевд
шими на 5—10 %, так как аэродинамические потерн при вь
пуске обычно меньше влияют на энергетические и экономим?
ские показатели дизеля, чем при впуске. Коэффициенты и<
пользования площади головки в пределах контура цилиндр
для впускных горловин двухклапанных головок kz^fr.wvIFv
четырехклапанных	соответственно равны 0,15—0,2
и 0,18—0,28. Суммарные коэффициенты использования площад
головки с. впускными и выпускными каналами соответственно i
двух- и четырехклапанных головках достигают следующих зна
чений: 2^=0,294-0,41 и 2Л4=0,354-0,5.
Характерным сечением канала является входное окно в го
ловке со стороны впускного трубопровода. У большинства днзе
лей его выполняют больше площади горловины канала на 20-
40 %. Постепенное плавное сужение канала от входного окн;
в направлении к седлу клапана (без резких изменений сечений
снижает аэродинамические потери. Входные окна имеют круг
лую, овальную или прямоугольную форму. Однако лучше нс
пользовать круглые окна, позволяющие избежать срыва поток!
воздуха в месте перехода прямоугольного или овального сече
ния к круглому. Относительная длина впускных каналов /к/{
изменяется в пределах 1,2—1,5.	»-«
г—с
ВПУСКНЫЕ И ВЫПУСКНЫЕ КАНАЛЫ	:мло
Рис. 12. Схема впускных каналов различных типов:.
аашврмленным к. таном; б — тангенциальный; • — винтовой с боковым под-
воздуха; г—шпгтшюй с падающим потоком воздуха; д — одвифупдаижальный:
зашнрмлениым седлом; I — ширма на клапане; 3 — сегментная вставка под
клапана; гвх — радиус входа потока; 6Ш —угол зашнрмлеиия; стрелками по-
казано направление потока
ТИПЫ ВПУСКНЫХ КАНАЛОВ
Выбор оптимальных конструктивных параметров и
лучение эффективного рабочего процесса и высокого уровн>
выходных показателей дизелей.
Г	.
каналы выполняют однофункциоиальными (безвихревыми)
(елеиием потока в щели, вплоть до затенения некоторых
ее
аэР°ДинаГчастков при сохранении интенсивного истечения газа на дру-
мических характеристик впускного канала предопределяет по нх	1
В ранний перйод развития быстроходных Дизелей для орга-
газации направленного движения воздуха при впуске - примет
В зависимости от вида процесса смесеобразования впускные ,яли заширмленнЫе клапаны (рис. 12, а) и седла, заширмлен-
каналы выполняют однофункциоиальными (безвихревыми) 1ые сегментной вставкой, которую запрессовывали в головку
обеспечивающими только наполнение цилиндров воздухом, или [ОД седло (рис. 12, е). В этих конструкциях направленный по-
двухфункциональными (тангенциальными, винтовыми или иного >ок создавался одновременно с затенением части проходной
типа), используемыми для впуска и закрутки воздушного заря- пощади клапанной щели однофункционального канала. В на-
ла в цилиндре и камере сгорания. Первый тип каналов ггоящее время такие способы завихрения заряда применяют
(рис. 12, о) применяют в дизелях с разделенными камерами сравнительно редко вследствие увеличения массы клапанов и
сгорания. Двухфункциональиые тангенциальные (рис. 12, б) и 1эродинамических сопротивлений, снижающих коэффициент на-
винтовые (рис. 12, в, г) каналы получили широкое распростра- золиения тр на 5—10 %, в особенности при работе на высоких
некие в дизелях с однополостными симметричными камерами скоростных режимах. В некоторых конструкциях, где по усло-
сгорания, расположенными в днище поршня.	зиям компоновки каналы не получаются однофункциональными
Структура н скорость потока воздуха в цилиндре зависят от; при впуске создается вращение заряда в цилиндре, которое
характера течения газа через клапанную щель. Использование <е требуется для протекания рабочего процесса, заширмлениё
каналов различных типов и форм позвЬляет управлять распре-седел используют для гашения вихреобразования.-В последнее
18
2*	19
время пытаются установить специальные направляющие апщ - цилиндра, при отражении от которой возникает танген-
раты в горловине канала или на тарелке клапана, но пока 31 льиая составляющая скорости, которая приводит во враша-
иоулпптла Q ступни noTGUTutTv onanntr та оКТПАППМРитЯТТкПк ,па**»«**	г	г к	___ г-т-
1	— - -а	-------------________________________ иальиая составляющая скирисги, пшииал ирнвидш DU
находится в стадии патентных заявок и экспериментальнь eJJbHoe движение воздушный заряд вокруг осн цилиндра. По
работ.	перемещения поршня от в. м. т. поток принимает винто-
Двухфункциональные каналы обеспечивают иитенсивиь |еРефо Рм На таКте сжатия винтообразный заряд «спрессовы-
процесс смесеобразования прн относительно низком коэффиц *~с*/поршнем н вместе с остаточными газами вытесняется
енте избытка воздуха о^1,3 во всем рабочем диапазоне часп
6)
a)
воздуха в цилиндре при
13. Схема образования вращающегося потока
канале типа:
л — однофункциоиального; б — тангенциального; в — ввхтвого
ты вращения коленчатого вала дизеля, высокие энергетичесю
и экономические показатели и дымность отработавших газе
на уровне требований международных стандартов.	/
Аэродинамическое сопротивление двухфункциональных та] /
генциальных и винтовых каналов выше, чем у однофункци< ч
нальных, так как сообщение потоку воздуха вращения вокр]
оси камеры сгорания связано с дополнительными затрата»
энергии. В результате этого снижается масса воздушного зар
да.
Доля суммарной энергии, затрачиваемой на смесеобразов
ние в дизелях с однополостными камерами сгорания, приход
щаяся на воздушный заряд, относительно велика и достиг»
40 % при объемном смесеобразовании и 75 % при пленочка
Энергия, затрачиваемая на распыление топлива, соответствен!
составляет 60 и 25 %.
При проектировании впускных каналов исходят из дв]
основных требований: создания конструкции с минимал
ными аэродинамическими потерями и с оптимальной интенси
ностью вращения воздушного заряда для процесса смёсеобр
зования дизелей с однополостными,камерами сгорания задание >ис.
формы и размеров; обеспечения технологической стабильное
каналов в производстве по размерам, форме и положению
пространстве относительно цилиндра в соответствии с шест;
линейными и угловыми степенями свободы.
Интенсивность вращения воздуха принято характеризова отёя скорости радиальные *и осевые
интегральной кинетической энергией всего заряда или «вихр ^висят от относительной проходной площади горловины каме-
вым отношением», равным отношению частоты вращения во )Ы friJFn и ее относительного объема Vk/Vc.
душных вихрей в цилиндре к соответствующей частоте вращ ’	*“
ния коленчатого вала (njn).
у Для выполнения второго требования выбирают из иескол образной камере, ^расположенной" над его тарелкой. По мере
ких аэродинамически равноценных конструкций такие, котор! скрытия клапана вращение заряда становится более интененв-
при заданных размерах и имеющихся технологических возмо; <ым в результате: отражения части потока от поверхности ци-
ностях обеспечивают наименьший разбег основных показателе щндра и смешения его с основным потоком.
рабочего процесса дизеля. В результате нестабильности аэр Интенсивность вращения заряда при использовании каналов
динамических показателей каналов возникает неравномерна ^боих типов зависит от следующих факторов: расположения ка-
работа цилиндров, которая приводит к значительному разбе налов относительно стенки цилиндра, минимального расстояния
удельных расходов топлива по отдельным цилиндрам и экзем dt кромки тарелки клапана до стенки цилиндра, разности дав-
лярам серийных двигателей, достигающему 27 г/(кВт-ч), и с пений между надклапанным и внутрицнлиндровым пространст-
ответственно дымности отработавших газов в 1,5—2 раз вом.
Во впускных системах с организованным движением заря;
воздух прн истечении через клапанную щель направляется f
20 , •
) камеру сгорания. При перетекании в камеру заряду сообща-,
> составляющие, которые
В винтовых каналах (рис. 13, в) начальное вращение воз-
iyxa частично формируется вокруг стержня клапана в улнтко-
Интенсивность вращения заряда при использовании каналов
Тангенциальные и винтовые каналы в двух- и четырехклапан-
ных головках преимущественно выполняют индивидуальными
21
ex.к
Рис. 14. Слепки каиалсн
Л — ВИНТОВОГО с Е
ЩММ потоком
тангенциального
во избежание их взаимного влияния. При взаимодействии пол
ков суммарный эффект, характеризуемый величиной аэродин;
мического сопротивления и интенсивностью вихрей, может зн;
чительио отличаться от суммы этих показателей	’
клапанов.
В вертикальной плоскости продольная ось канала должна
[мёпГпо возможности кривизну одного знака или постоянный
_тол наклона. В горизонтальной плоскости изменение кривизны
отдельны допускается до второго характерного сечения в зоне бобыш-
и под втулку клапана. Изменение формы канала по длине
f	доль основной линии тока и уменьшение площади сеченнй в
вправлении к клапану должны быть плавными.
ПРОФИЛИРОВАНИЕ
При проектировании, изготовлении и доводке каналов тр<
буется прежде всего обоснование конструкции всех составляй
щих его элементов.
>ис. 15. Профиль тан-
енциального впускного
канала:
— внутренияя	фаска в
всвпуха**'в4х>₽ловиие головки; 2 —
воздуха, б 1а^ужная фаска под сед-
юм; 3 — варвянт канала
 плоской нижней с¥ен-
юй; 4 — верна ят канала
с выпуклой стенкой
В зависимости от типа каналы профилируют различными
; Конструируя канал, его форму представляют в виде огра
ничивающей поверхности которая соединяет заданные сечеии в зависимости от типа каналы профилируют различными
SSSSzSSiSsnsse
(рис. 14), позволяющие контролировать их соответствие литей
иым моделям или контрольным отливкам головок.
Проектирование впускного канала начинают с выбора тип)
канала и рассмотрения возможности его расположения межд
бобышками под шпильки, приливами для камеры сгорания
форсунки, штанг коромысел клапанов и др. Затем определяю
примерное направление оси канала по точкам центров тяжесп
нескольких сечений, перпендикулярных к течению потока, поел
чего — место расположения входного окна (начального харак
терного сечения), площадь которого выбирают, учитывая сред
июю скорость потока воздуха на номинальном режиме работи!.
двигателя.
Средняя скорость потока подсчитывается по формуле
“>ВХ.К ~ Са (£ц//вх.к)>
она обычно не превышает 40 м/с.
юдная площадь, размер, форма н месторасположение на голов-
ое входного окна, конфигурация и площадь минимального се-
яния fmm на стыке подводящего участка с клапанной камерой
тангенциального или винтового канала, диаметр горловины
слапана </г.вп. угол фаски седла клапана в.
Место расположения входного окна определяется из общей
сомпоиовки двигателя. На практике применяют верхний, боко-
вой или (реже) нижний подвод воздуха (см. рис. 12). Площадь
входного отверстия канала принимают обычно равной (1-т-
4-1,4) /г.вп-
Эффективность использования проходной площади щели
шпана определяется площадью минимального сечения канала,
профилем тарелки клапана на участке между стержнем и фас-
кой седла, профилем канала непосредственно перед седлом.
Последний участок выполняют в виде одной или нескольких
последовательных фасок 1, 2 (рис. 15), иногда иекоицентричных
.	или даже с непараллельными осями под углом 30 или 45. Диа-
Конфигурация входного окна определяется возможностям! метр горловины впускного канала выбирают максимально воз-
компоновки. Как уже указывалось, наиболее целесообразной п< ножным.
аэродинамическим и технологическим показателям является	t
круглая форма. При необходимости начальное окно может бы-п|ных типов
прямоугольной или овальной формы. '
Ниже рассматриваются геометрические особенности различ-
—......_J впускных каналов. Одиофункциоиальиый канал
(рис. 16) между седлом и входным сечением задают двумя-тре-
22
23
^яСенЧаепрНаЯвлИяюц1^йНвтул1киСТклапанаСенеизмененияанаправдеи^?^Х0/1а “ гоРловнне для того’ чтобы иа"Равить его через даль-
потока перед горловиной. В четырехклапанной конс^кциГ”0 (°Т ВХОДа) 3°”У клапаиной щели- Для этого наклон мнни-
—„„----------------- -------- -----г______ ________лирукцн|[альНого сечения к оси клапана выбирают в пределах 30—45
Сочёта целесоо/1>бщая конусность канала иа участке от входа до минимального*
_______внв мал°1ечеиия доходит до 7—13°. Большая конусность снижает напол-
нение двигателя, особенно при работе на высоких скоростных
Рнс. 16. Профиль одно-
го канала с падающим по-
током
однофункциональиые каналы с падающим потоком целесооб^
разно выполнять с одним входным окном. Г
длины и развитых проходных сечений в надклапанной камер
позволяет получить технологнческ ежимах.
простую конструкцию с невысоки!
аэродинамическим сопротивлением.
Однофункциональные каналы п
длине обычно выполняют с сечениям
постоянной площади илн с небольшо
конфузорностью. Это позволяет ра«
номерно распределить поток газ
вдоль оси канала н по периметр
щелн клапана. Сеченне, частично пе
рекрытое направляющей втулкой кла
пана и бобышкой, выполняют меньш
входного окна, что обеспечивает ла
минарность течения потока. Горлови
не канала непосредственно пере
сопла с сужением на 10—15 % по от
Г
ж

в
а)
fit
fit
б)
Рнс. 17. Эпюры скоростей потока
а — тангенциального; б -
ростей; 9 я 10
। поперечных сечениях каналов двух
профилей:
винтового; 1—5 — зоны отрыва потока; 6—8 — эпюры ско-
- эпюры векторов относительных скоростей напоров
седлом придают форму	_	____
ношению к площади горловины |ГВп, чтобы избежать срыв 4
потока. Сужение обычно начинают в зоне над горловиной |
/ суммарным углом конусности До 30°, а заканчивают тороидал J
ной поверхностью с радиусом р=0,25-4-0,3 dr —	*
. .—v.	р=м,лит-v,<э аг.вп.
Тангенциальный канал (см. рис. 15) задают на плане оськ
по которой делают разрез фронтальной проекции, где нанося
контуры верхней и ннжией стенок и надклапанной камеры н
участке между минимальным сечением и седлом. Минимально
сечение приводят на чертеже для контроля при доводке и изги
товлении головки. Наиболее ответственной является конфиг)
рация участка над клапаном. Поверхность верхней стенки ка
нала выполняют с возможно большим радиусом или в виде ня
клонной прямой к горизонтальной плоскости. Нижнюю обра
зующую заканчивают у горловины по возможности более ост
рой кромкой с радиусом, равным 3—4 мм. В большинстве кон
струкций между седлом и горловиной делают переходной учас	• повеохности нижней стенки устраняет срывы потока
ток с внутренней фаской 1, которую вместе с верхней стенко	гилпл™.	/сплошные
надклапанной камеры проверяют при механической обработк
специальными шаблонами. Под седлом, утопленным в головк
на 1—2 мм, обрабатывают наружную фаску 2. Такой профил
канала над клапаном и зоной седла позволяет на малых подъе
мах клапана избежать при истечении воздуха через щель об
разовання потока газа, направленного против вращения основ
ной массы поступающего в цилиндр воздуха.
Форма канала на подводящем участке определяется необхо
димостью «отрыва» потока воздуха от нижней стенки в зоне
Влияние профиля канала иа скорости потока воздуха, в трех
его поперечных сечениях можно проследить на рис. 17, а. Вы-
и обратные забросы, повышает скорость* воздуха (сплошные
линии). Весьма удачной формой тангенциального канала явля-
ется прямая цилиндрическая. Стенки подобного канала для
устранения шероховатости поверхности после отливки механи-
чески обрабатывают.
При недостаточно интенсивном отжатии потока к верхней
стенке (штриховой контур) в канале и в клапанной ш.елн обра-
зуются зоны обратных токов, вследствие чего возрастают аэро-
динамические потери и снижается коэффициент расхода.
24
25
л закрутки улитки в некоторых конструкциях составляет
Iе.
Выступающая часть направляющей втулки клапана и его
--------------------------'t— _«««ntrv» v ттлг»иЯчапим
WULUMUIVn, диы	—г — Т--*-  
«приводят к нежелательному перераспределению скоростей в
рассматриваемых! сечениях (штриховые линии).
S Первой ошибкой является придание чрезмерно большой кри-
визны выпуклой стенке подводящего участка канала (зона /),
||что приводит к отслоению потока (эпюры 6—8) н одновремен-
J1UMV UUUaOUDtinniV	-----------	.	-	-
при этом перемещается к оси клапана. Движение потока без
~	Г	____________ плгиитпы U RFJ-
пуклой стенок p3/pi=24-2,5. Вторая ошибка заключается в том,
что за конфузорным участком улитки иногда организуют рас-
ширяющуюся часть (зона 2), наличие которой приводит к тем
| Во избежание срывов профиль спирали на различных
[турбомашин. Два наиболее эффективных метода увеличе-
____ ______“	----------------’1 и повышения энергии
[воздушного заряда в цилиндре при проектировании винтового
! площади сечения сопряжения fcon для отжатия потока воз-
Z	-	-----— —	»-• ЧУ УЧ A nvrfYO-
Винтовой канал (см. рис. 12 в, г) профилируют двумя спс
собами. Первый способ заключается в нанесении на вертикаль
ной и горизонтальной плоскостях проекций контура канал	‘~"гТ,.дсяпоток воздуха к периферии
вместе с несколькими дополнительными сечениями: одного-дву стержень оттесняют вращаюпщ определенных геометри-
на подводящем участке, двух-трех в зоне сопряжения с улитке аадклапанной камеры и созда р н	истечения в
образной камерой и последовательно через каждые 15—ЗС <еских соотношениях благопр	чт0 оптимальное
поворота вокруг оси клапана надклапанной камеры. При второ! щлиндр. Результаты пролу	ялиной втулки /в и диаметром
способе наносят условную ось канала как линию, соединяющую Зтношение между выступа ш в поеделах 1 2—1,5. Схема вин-
центры тяжести нескольких последовательных сечений, перпен ггержня клапана ас наход ^,ей в различных сечениях
дикулярных к направлению течения потока. Сечения проводя гового канала с эпюрам Р с g
в зонах изменения формы и направления потока. Зону надкла (сплошные линии) изоораж, Р • НЛЛЮСТОИпУЮТ типичные
панной камеры описывают так же, как и в первом случае. Вто < Заштрихованные участки Р Ф' оованин канала, которые
рой способ более предпочтителен, поскольку он основываете! ошибки, допускаемые при проф____р__________	п
на расчете течения газа по криволинейному каналу. Это облег
чает профилирование канала с определенными геометрически-
ми соотношениями, необходимыми для получения оптимальный
газодинамических условий.
В отлнчие от тангенциального в правильно спрофилирован--,..г—~ ...........— токов Главный вектор скорости
иом винтовом канале не происходит расширения потока послфюму образованию обратных 'иа пвижение потока без
сечения сопряжения и отслоения его от стенок. Благодаря бо1при этом перемещается к оси падиусов вогнутой и вы-
лее рациональной форме канала поток выводится на стенк^стрыва происходит при
тплпзотГЯ П ТОМ-
цилиндра безударно. Минимальное сеченне в канале отсутст-
вует. За второе характерное принимают сечение сопряжения,
по которому подводящий участок канала сопрягается с клапан-ж^-г--—-j--- ---- '---- "	’
ной камерой. Сечение располагают в плоскости, проходящей же последствиям.	.........
через линию, соединяющую в плане.оси клапана и цилиндра. Г- —-----	-	г теопией проектирования
В вертикальной плоскости сечение наклоняют на 15—35° па участках подбирают в	„„„»• «втм гнеличе-
отношению к оси клапана в направлении движения заряда. тунботашни.
Размеры и форма сечения сопряжения, как и в тангенциальном ния интенсивности	пПИ п
канале, определяют интенсивность движения воздушного заря- Е"Д7—.
да в цилиндре. Суммарный угол конусности канала не превы- канала заключаются ®^меньше „и,
шает 5—10°. Меньшее значение относится к каналам, приме- Д-.‘	ппипоп₽мрнным увеличе-
ияемым при объемном смесеобразовании, большее — пленочном духа к периферии канала (зона ) Д Р
и пристеночном с повышенной интенсивностью вихрей. Обычно «нем скоростей;	.	---------
подводящий участок канала имеет в плане двойную кривизну
(см. рис. 17, б): вначале — в сторону оси цилиндра, затем —
к периферии. Размеры и форма входа канала в улитку, кривизна
(преимущественно одного знака) подводящего участка и угол
закрутки улитки влияют на количественное разделение потока
по периметру щели на две части. Одна часть поступает в кла-
панную щель и создает при отражении от стенки цилиндра ос-
новной вихрь, а другая часть входит в улитку над клапанной
щелью., Возрастание доли потока, движущегося в зоне улитки,
при увеличении угла закрутки уменьшает аэродинамическое1
сопротивление н интенсивность вихреобразоваиия в цилиндре.]
Первое связано с ростом площади щели, эффективно используе-
мой для наполнения, второе — с уменьшением доли потока, под-]
водимого тангенциально к поверхности Цилиндра. Предельный'
26
' угла развертки улитки (зона 3) для перераспределения рас-
хода воздуха в клапанной щели.
| Эпюры 9, 10 векторов относительных скоростных напоров
'при соответствующих каналах иллюстрируют поступление за-
ряда через различные участки клапанной щелн при интенсив-
ном вихреобразоваиии (сплошная линия) и при пониженном
(штриховая). В связи с неравномерным истечением заряда по
периметру щели рекомендуется профилировать улитку в гори-
зонтальной плоскости по линейному или гиперболическому
закону.
Проходные площади сечеиий надклапанной камеры по углу
развертки улитки, начиная от участка сопряжения, изменяют
преимущественно по закону, близкому к линейному, с перело-
мом в диапазоне углов развертки 60—90°. На начальном
27
участке протяженностью 60—90° проходные площади уменьша
ют в 1,5—2 раза, а в конце улитки — в 5—7 раз от начальны]
значений. При этом избегают днффузорности и резких измене
ннй площадей. Отклонение от линейного закона сопровождает
ся увеличением аэродинамических потерь на 12—15 %. Соот
ношение между высотой и шириной сечений спиральной каме
ры не оказывает заметного влияния на аэродинамические ха
рактеристики н выбирается из компоновочных и технологиче
ских возможностей.
КОНСТРУКЦИЯ И ПАРАМЕТРЫ
Впускные каналы. Эффективность двухфункциональных ка
налов дизелей с непосредственным смесеобразованием оцени
вают по следующим показателям: энергетическим — по величи
не среднего интегрального момента количества движения воз
душного заряда, вращающегося в замкнутом цилиндре межд
плоскостью головки и поверхностью днища поршня, аэроди
намическим — по величине потерь на участке от входного окна
в головке до цилиндра.	]
Очевидно, что оптимальное решение в процессе проектиро<
вания будет соответствовать такому выбору типа, размеров-]
формы и расположения канала, которые обеспечивают необхо!
димые для эффективного смесеобразования оптимальные моч
мент количества движения и тангенциальные скорости заряда
при минимальных аэродинамических потерях.	1
Средний интегральный момент потока воздуха М2, создаю-
щийся на лопатках спрямляющей решетки специальной уста-
новки, определяют путем продувки каналов, непосредственнс
выполненных в головке цилиндра или в деревянной, гипсовой,
металлической и других моделях в условиях установившегося
потока при различных подъемах клапанов и перепадах давле-
ний. Перепады должны соответствовать (или быть близкими);
действительным перепадам на осциллограммах давлений про-
цесса газообмена, снятых на работающем двигателе. Одновре-
менно при продувке
продуваемого через
процес впуска
замеряют секундный расход воздуха GBl
канал. Средний интегральный момент за
где Mi — момент
подъема клапана.
Интенсивность
можно оценивать
ции скорости
^x = (l/<PBn)fAfid<P,
ф	1
лопатках спрямляющей решетки для i-rO
на
вращательного движения заряда в цилиндре!
по величине средней интегральной циркуляр
Г2 = 2л (1 /<рвп) f	dtp,
ф
Рнс.
18. Расчетная схема тангенциального
впускного канала
-finill

де GBi— секундный расход воздуха при i-м подъеме клапана.
Средняя тангенциальная скорость заряда, вращающегося по
закону твердого тела на радиусе цилиндра г, определяется по
величине циркуляции скорости а>а=/х/(2лг).
Средний интегральный момент количества движения воздуш-
ного заряда Мк за процесс впуска пропорционален моменту
|М2, замеренному ;на лопатках решетки. По величине момента
Дк определяют энергию
воздушного заряда, кото-
рую используют для
{оценки интенсивности
[процесса смесеорбразо-
!_вания.
г Накопленные в про-
цессе создания и доводки
различных типов впуск- '
лы.х систем данные по
энергетическим показате- $
лям и аэродинамическим $
сопротивлениям позволя- '
тот проектировать' впуск-
ные каналы для заданно-
го момента количества
движения воздушйого за-
ряда в соответствии с
требованиями процесса
«смесеобразования:
Тангенциальные ка-
налы при выбранйых раз-
мерах и расположении
горловины канала коор-
, динируют относительно
! цилиндра углом' входа
j «вх (проекции оси каиа-
i ла) в плане и углом наклона р оси в вертикальной плоскости
I (рис. 18). г
От угла входа авх зависят в значительной степени форми-
j рование вращающегося потока в цилиндре и величина отноше-
ния интегрального момента на лопатках спрямляющей решетки
-Afx к суммарному секундному расходу воздуха GB (рис. 19).
Наибольшая интенсивность вихря соответствует изменению
угла авх= 10-4-20°. Например, при доводке канала дизеля с
относительным Диаметром горловины клапана dr.im/G = 0,41
увеличение угла авх с 35° до 70° привело к снижению средней
интегральной циркуляции скорости в 2 раза, что соответствует
падению энергии вращающегося заряда в 4 раза. Доводка
впускных каналов показала, что наибольшая циркуляция ско-
рости и наименьшее аэродинамическое сопротивление могут
29
28
I В местах перехода тангенциальных каналов от основного
Участка (прямолинейного или криволинейного) к горловине
Образуется сужение канала fmin (см. рис. 15, 18). которое
рожет быть использовано для организации течения потока, как
L диффузоре, если придать близлежащему к сечению участку
соответствующую форму.
0,25dx
Рис. 19. Влияние угла входа тангенциального канала в плане а.х на отнв
сительный момент Afs /б» воздушного заряда и коэффициент расхода I
при различных углах наклона оси канала В:	
1 — 20Г; 2-30*: 3-40°	
быть получены, когда ось канала перпендикулярна к линии, cot
диияющей оси цилиндра и клапана, а также при относительно,
смещении его оси иа /кл/£)=0,054-0,1.
Угол наклона оси ₽=15—30° оказывает малое влияние н
относительный момент	При дальнейшем увеличена
угла ₽ (сверх 30—35°) момент заметно уменьшается. Услови
входа воздушного потока с увеличением угла р улучшаются, чт
подтверждается увеличением коэффициента расхода ц в клапа	—	АА
не. При ЭТОМ ухудшаются условия формирования вращения за >ис. 20. Эпюры относительных ск^остей потока _шк/шк^в сечеш!и
ряда в цилиндре, так как основная масса воздуха, про
ходя через сечение клапанной щели, не отражается от его стен.
генциального канала при углах скругления оси канала фск:
/ — 90'; 2-45°; 3-30»
Минимальное сечение располагают непосредственно перед
боной бобышки, т. е. на расстоянии (0,6—l,2)dr.Bn от устья ка-
кала. Оно чаще всего имеет форму прямоугольника или овала
!фириной (1,05—0,8) dr.Bn, и высотой, зависящей от угла наклона
С увеличением угла на-
ки, а направляется в осевом направлении цилиндра к дннщ|
поршня.
Эпюры скоростей, отнесенных к средней скорости, замерен'
ных в поперечном сечении канала АА при различных централь-
ных углах скругления фск и отношении радиуса кривизны к дна, . п этого сечения, перпендикулярного к оси кана-
метру канала Р.А-2, представлены на рнс. 20. С мврмтмнЬ" ™°™"щТд7го^ниы fL С умением утла на-
ем угла наблюдается увеличение деформации эпюры скоростей?*-	пл<лцади *	Величина ее оказывает влия-
При углах ф„«3<У> (кривая 3) деформация	мотда^оздуха и и наполнения Во
Наибольшая деформация имеет место при угле фСк=9(Г, когду иа коэффициенты ра_______д_____
ГТНЛТТТОПТ. MtXtIW-
происходит резкое падение скорости в зоне сечения канала, за
нимающей до 0,25 dK от нижней стенки, и незначительное ее воз-
растание на остальном участке.
Для предотвращения срывов потока в канале
аэродинамических потерь рекомендуется
соотношения между центральным
радиусом pKldv:	)
Фск. °.......................
Рк/^к .......................
1збежаиие дросселирования воздушного потока площадь мини-
<альиого сечения должна быть не- меньше эффективной проход-
гой площади в седле при максимальном подъеме клапана, т. е.
и сиижеиш пШ1>рГклтах, где ц — средний коэффициент расхода за такт
принимать следующие шуска.
фск и относительным Минимальная площадь, отнесенная к площади горловины
клапана fmuJfr.m (по статистическим данным) изменяется в
пределах 0,65—0,75.
I Средние скорости воздуха в минимальном сечении й>/т1п =
H(cBFn)/fmin при средней скорости поршня на номинальном ре-
При увеличении угла р отношение этих площадей для круг-
пого поперечного сеченич канала возрастает по линейному за-
кону /тщ//г.вп«0,12+0,016 р, где Р в градусах.
углом
10-30
1.5
30—45	45—90
2	3
Наименьший допустимый радиус кривизны оси определяюЛ*11^ достигают высоких значений (70—90 м/с),
в соответствии с величиной центрального угла фск, он должен
обеспечивать течение без значительных изменений структуры к
срывов потока.
30
31
е направленным против вращения основной части потока
Исследования впускных систем показали, что геометрии е направленным против вращения основной части потока
кие параметры канала, а также его форма и расположение < ^духа в цилиндре. В этом случае на обратную закрутку за-
носительно стенок цилиндра оказывают решающее влияние будет затрачиваться часть момента количества движения
аэродинамическое сопротивление и интенсивность вращен )ЗДуха, поступившего при больших подъемах клапана. Эпюры
воздуха в камере сгорания. К геометрическим параметрам i .оростей получаются несимметричными относительно оси ZZ
налов в первую очередь относят относительные проходные ш бедствие отражения потока от стенок горловины и цилиндра.
Щади /т1п/7г.вп, /вх.к/Гг.вп. а также углы в плане .<хВх и в вер-
кальной плоскости 0. Оптимальные условия создаются, если
канале образуется организованный поток воздуха без срыв
на участках переходов^Простейшнм способом получения поде
лого потока является придание каналу цилиндрической или i
лической формы с сужением его в сторону горловины с прям
мй образующими стенок или с незначительной их кривизн;
Выполнение этого требования особенно важно в зоне мш
мального сечения.
При проходе через минимальное сечение поток не долж
•срываться со стенок. Прямые линии, образующие поверхнек
канала, проходят через устье его горловины. Это создает ’
ловия для входа потока в цилиндр без отражения от кром
горловины (в особенности при малых подъемах клапана), ч
•сопровождается увеличением
-скорости воздуха в цилиндре.
б)
ic. 21. Полярные эпюры скоростей воздуха Шкл-.п в седле клапана тан-
ров скоростей и относительных подъемах клапана йвл/йг-»п:
а —0,08; 6 — 0,27; 1 н 2 —положения зонда
|м кинетическая энергия невелики.
Отношение fmm/fr.Bn является одним из определяющих конст-
тангенциальной составляют
1
Угол входа канала авх при всех подъемах клапана оказ!	______ __
вает влияние на интегральную циркуляцию скорости, ве.!Ичи*.....иалЬ1ЮГ0 канала пря различных положениях зондов для замера векто-
которой зависит также от радиуса входа потока, rEJ
=r0cos (авх+у), где у — угол наклона r0, у= arctg/Кл/Я; г0В
расстояние между осями цилиндра и клапана;	— смещен!	,
оси клапана (см. рнс. 18). Однако на величину коэффициентледует отметить, что при малых подъемах клапана абсолют-
расхода у, угол авх практического влияния не оказывает (cjoe количество воздуха, поступившего в цилиндр, и вносимая
/рис: 19), поскольку кромка тарелки клапана располагается
расстоянии от стенки цилиндра, исключающим затенение пл	_______ .
входной площади. Установка клапана изменяет условия течен<Уктнвных параметров. Повышение средней интегральной ско-
потока по каналу. При этом возрастают аэродинамические^00™ заРяда пУтем уменьшения этого отношения сопровожда-
лротивления, снижающие коэффициент расхода у на 12-1^тся снижением коэффициента расхода у и соответственно эф-
no сравнению с величинами, полученными при продувке откр,
того канала без клапана (йкл max=оэ).	 ------------ ----- •• •	•цТг-
Воздушный поток отражается от тарелки клапана и стен!1 относительного^момента количества движения ^заряда Mk/(j
торловины, вследствие чего полярные эпюры скоростей исте1
Активной площади щели клапана pfKn-
Зависимости относительной эффективной площади ц^кл//г.вп
гв
___________________________________________г_ ____г_____ )т величины «п при угле наклона оси 0 = 30° и подъеме
ния потока меняются по мере подъема клапана? *НекоторЖ’’апана л«л/^г.вп=0,2 представлены на диаграммах рис. 22.
часть воздуха может вытекать не по направлению оси кана; - увеличением отношения fmm/fr.en возрастает пропускная спо-
а в противоположную сторону в результате отражения от ci :°бность канала при одновременном снижении энергии воздуш-
ной канала и стержня клапана. Это явление, наблюдаемое в 1 ,ого заРяда-
Эффективная площадь щели ц[кл при подъемах клапана
случае суммарный ^импул мм вследствие малых значений коэффициента расхода
(ц=0,5-т-О.б) у всех типов каналов резко уменьшается.
Соответственно снижается эффективное время — сечение
(6л/180) f р/кяЛ и возрастают условные средние скорости
впуска. Это подтверждает необходимость более тщательного
3 Зак. 1399	33
а в противоположную сторону в результате отражения от cj
yvxv»*	— --	--- -
не малых подъемов клапана, отражается на эпюрах скорое^
истечения (рис. 21, а). В этом г---
тангенциальных составляющих векторов скоростей потока (d
тебраическая сумма проекций векторов скоростей на ось кан
ла ZZ) при аэродинамически несовершенных формах уел
канала и тарелки клапана может оказаться отрицательны!
32
4
подбора геометрических соотношений между максималыДм в тангенциальных каналах отн^итадьндя модадь Л^/ft
подъемом клапана и диаметром горловины.	,
Максимальный подъем клапана во впускных системах с тЖ
генциальными каналами должен выбираться из условия диеТ
жения- возможно больших значений коэффициентов расхода
наполнения и интенсивности вращения воздушного заря.^9.
!h|


0^5
0#
0,15
0,05
,-0,05
0,45
0,4
0,35
0,3
0,4 0,5 0,5 0,7f^n
Ряс. 22. Влияние отношения fmm/ft*
тангенциального канала на отн J
тельный момент MK/GB н отнсагге*
ную площадь р/кл//г.вп для угла
= 30° при относительном Якл/^г
=0,2:
' Mr/Gb; 2 — Р/цл/^г.вп
ГТ	
Чрезмерное увеличение максимального i---------	-----
Аклтах оказывает незначительное влияние на повышение пож
зателей эффективности процессов наполнения (р, т] V) и cMetf
образования (Гл, ‘ а	. ________ __
инерции и динамических нагрузок в механизме привода клав
нов:'	’	
В винтовых каналах первичная закрутка воздушного пота
происходит частично в надклапанной камере, выполняемой
форме улитки. От впускного трубопровода воздух
--_--_------—	V.
вой плоскости головки (см. рис. 17, б) или при падающем п
токе с верхней (см. рис. 14, а).	Ьсооениостс
Аэродинамическое сопротивление каналов и средние инф сложения
нала р, формы и величины проходных площадей в улитке, угД
закрутки спирали фсп. ,7—-
тельно малое влияние на циркуляцию, скорости 1_________
но заметно отражается на величине аэродинамических conJi
тивлений. Поэтому каналы с падающим потоком имеют пр Л
мущества перед каналами с боковым подводом воздуха. 
Каналы при боковом подводе чаще выполняются пр я Л
угольного поперечного сечения, что удобно сочетается с цВ
___________• --- -- — - '
г.вп*
Редкие скорости воздуха в сечении сопряжения на иомииаль-
4м режиме работы дизеля равны 50—70 м/с. \
□ Относительная; входная площадь канала /вх.к//г.вп со стороны
т>убопровода в существующих моделях двигателей Достигает
□—1,5. Радиальные сечения улитки в вертикальной плоскости
Сполняют обычно трапециевидной формы. Верхний диаметр (
литки превышает диаметр горловины на10—20 %ТРасстояние
фомки тарелки клапана а (см. рис. 9) от стенки цилиндра у /
|нтовых каналов оказывает влияние на коэффициент расхода
меньшей степени, чем у тангенциальных.
Угол закрутки улитки фСп изменяется в пределах 250—330°.
!ри выходе из сйиральной камеры вращающийся поток расши-
яется по всему сечению цилиндра и получает от стенок по-
иеднего дополнительное направление. Уменьшение угла фсп Д°
D0° сопровождается увеличением аэродинамических сопротив-
ений на 15—20 %.
Для увеличения угла закрутки и периметра горловины ка-
ала, по которому воздух поступает тангенциально к стенке
илиндра, в конструкциях с верхним подводом воздуха реко-
ендуется разделение потока на две части в месте перехода
подъема клапа адВ0дЯщей части канала в спиральную камеру.
пп ыптрмма пл Коэффициенты расхода винтовых и тангенциальных каналов
- .	... близки по значениям в случае равенства интегральных цирку-
wa) и сопровождается возрастанием :ГЯЦий скорости.
Полярные эпюры скоростей истечения имеют неравномерный
ид вследствие отражения потока от стеиок цилиндра и несим-
етричной формы улитки (рис. 23). При истечении винтообраз-
ый поток воздуха, получивший вращательный нмпульс в над-
... ; к улитвлапанной камере, скользит вдоль стенок цилиндра и постепен-
подводится по тангенциально расположенным каналам с бо»о расширяется в его объеме.
вой плоскости головки	1-7	« Направление потока при истечении из винтовых каналов, в
|собениости при малых подъемах клапана, зависит от высоты,
г——	и профиля кромки канала, расположенной непосред-
гральные циркуляции скорости зависят от. угла наклона оси «твенно за седлом, и оказывает значительное влияние на ста-
.	-	- j....,.®ильиость аэродинамических показателей. Литейные и возни-
[. Угол наклона оси р оказывает отношающие при механической обработке неточности в меньшей
т потока /f/жтепеии отражаются на аэродинамических показателях винто-
1ых каналов.
Продувка каналов, предназначенных для дизелей с пленоч-
|ым и пристеночным смесеобразованием, показала, что при по-
вышенной интенсивности воздушных вихрей в цилиндре винто-
вые каналы имеют преимущества перед тангенциальными в от-
-	-	-	----w	v. awKiuwiJCM nmcivi iijscnMyuj.cviпа перед 1 ашСПЦИйДЬПЫМИ О VI-
линдрической или конической формой спиральной камеры. Джошении снижения насосных потерь и повышения коэффициеи-
каналов с падающим потоком предпочительной является кр®а наполнения,
лая форма поперечного сечения. Относительную площадь сечГ
ния сопряжения fcon/fr.Bn ВЫПОЛНЯЮТ рЭВНОЙ 0,75—0,85. Вел! __________г_______.... ,.ч,	-‘Г- ——— -2—
чина ее оказывает меньшее влияние на циркуляцию скоростях интегральных скоростей воздуха в цилиндре wa
34	«
Винтовые каналы позволяют интенсифицировать процесс
смесеобразования, что видно из приводимых ниже значений сред-
-------	"	_	_ : и удель-
3*	35
ных
окна. Отношение длин
37
Винтовой
33,4
14,1
Тангенциальный
22,7
7,1
Канал . . . .
®/,s. м/с . .
Eg, Дж/г . .
Рис. 24. Типичная форма вы-
пускного канала
7/Z/Z*
Рис.
вого
23. Полярные эпюры скоростей воздуха шКл.вп в седле клапана
канала прн различных положениях зондов для замера векторов
стей н относительных подъемах клапана hKald°r.BD:
а —0,25; 6 — 0,15; 1 и 2 —положения зонда
средних энергий смесеобразования Ев (отнесенных к li
В; сеченин седла нужно использовать с большей эффектив-
, чтобы получить более равномерные эпюры скоростей
[ИЯ. Это частично достигается в каналах с осевым подво-
здуха и достаточным удалением кромки тарелки клапана
пси цилиндра. Устье канала перед седлом выполняют в
близкой к диффузору, что способствует переходу кинети-
кой энергии истечения в энергию давления. Однако в танген-
Жальных и винтовых каналах кон-
Вруктивно эта трудно осуществить,
{исла Рейнольдса Re в каналах со-
ветствуют турбулентной области
=чения газа.
Влияние коэффициента расхода
иа коэффициент наполнения т)у
Ьло определено расчетным путем
Га ЭЦВМ для трех средних за про-
внн»сс впуска значений коэффициен-
“'4в расхода р (0,78, 0,65 и 0,52).
Га 100 % был принят ц=0,52. Ко-
эффициенты расхода 0,78 и 0,65 со-
Гветствуют увеличению его на 50
• 25%. Приращение коэффициен-
д ----- --	--„ У------—	Д) . Д j.|/Kl|SCULXV~Ixn^
впрыснутого топлива), полученных при подборе оптимально наполнения цу за счет снижения
параметров тангенциального и винтового каналов для одн-Гродинамических потерь при ц=
И ТОГО Же ДИЗеЛЯ^	Ж.Л AR /ттл manuauvin r>
=0,65 (по сравнению с вариантом
=0,52) составило 5%, а при ц=0,78 равнялось 11 %. Сниже-
ие аэродинамических потерь при впуске рвп привело к умень-
гению среднего давления общих насосных потерь рн.п.
Выпускные каналы, являющиеся одиофункцнональными, бла-
здаря своим более простым формам имеют меньшие коэффи-
ичиая форма выпускного канала изображена на рис. 24. От-
осительные диаметры горловин выпускных каналов dr,BbnJD
Аэродинамические потери во впускных каналах пропорци иеиты аэродинамических потерь, чем впускные. Однако вслед-
нальны перепадам давлений, затрачиваемых на создание кин гвие высоких скоростей истечения абсолютная величина по-
тической энергии потока при истечении через клапан. Кроз ерь велика и доля потерь выпуска рВып от общих насосных
последних возникают потери от срывов потока на участках п отерь рн.п составляет на номинальном режиме 60—70 %. Ти-
ворота и от трения о шероховатости поверхностей канала. ичиая форма выпускного канала изображена на рис. 24. От-
Потери на трение невелики и составляют даже при высок осительные диаметры горловин выпускных каналов dr.BBirJD
скоростях истечения до 5 % суммарных. Потери возраста! двухклапаниых, конструкциях равны 0,34—0,43 и в четырех-
из-за срывов потока и образующихся при этом дополнительнг лапанных 0,27—0,33.
вихрей, возникающих при неудачно выбранных соотношени! Выпускные каналы выполняют конфузорно-диффузорной
между углом скругления и радиусом кривизны оси канала (с >ормы с плавным уменьшением сечений от горловины до мини-
рис. 20), а также от выступающих в канале приливов и напра 1альиой проходной площади и с постепенным расширением от
ляющей втулки. Уменьшение на —12 % проходной площа; иннмальиого сечения до выходного окна. Отношение длин
канала приливом для направляющей втулки клапана вызывав онфузорного и Диффузорного участков составляет- 1:2 и в
при hK„ max примерно такое же уменьшение секундного расхо; «которых конструкциях доходит до 1 :3. Сечение_ с^ относи-
воздуха.	’	"	L	“
Для снижения аэродинамических потерь кинетическую энс
гию истечения потока целесообразно уменьшать, для чего плУ^°щадь выпускного окна
36
Ильной максимальной площадью fmmlfr.m, равной 0,6—0,75,
располагается по направлению потока за стержнем клапана.
____________________________ ,’вып.к изменяется в пределах (1,3—
1.6
ft:

Приливами для направляющей втулки, так же как и саЛ
втулкой, ие следует перекрывать сечение канала. Исследовал
теплового состояния клапана показали, что экранировал
стержня выступающей частью втулки не вызывает заметил
' снижения температуры стержня клапана, так как втулка, оЛоме'
ваемая потоком газов, имеет большую поверхность, чем ct®imh
I I	— —-------
сопровождается ухудшением условий между ними теплопёВсти впуска
ТТ------------*------ -
i	_	в	__	-----------------—
в потенциальную (с возможно меньшими потерями) раскрыт
----------------- *--- ---------- ' л
исходило резкого гашения скоростей и соответствующего noi
сопровождается утолщением пограничного слоя, отрывами
тока от стенок и образованием вихревых зон. При одиостор/
нем отрыве, в особенности в местах скруглений, эпюры а
ростей потока в поперечных сечениях канала становятся несв
метричиыми. Образования зон отрыва можно избежать, ес
установить в зоне поворота канала направляющие лопат
Длина канала должна быть достаточной для такого yeej
чения проходных сечений в диффузорной части, которое обеа
чивало бы значительное снижение скоростей газов и затр
энергии на истечение. Соотношения между величинами ца
рального угла фСк и относительного радиуса рк/dn поворо
оси выпускных каналов сохраняются примерно такими же, к®
и для впускных (см. рис. 20).
Улучшение аэродинамических показателей канала в зс
горловины клапана достигается снятием фаски под углом 50
70° на седле или в головке цилиндров перед седлом с плавив
переходом по радиусу от фаски к горловине.
Во избежание вредного влияния импульсов выпуска сосе
них цилиндров длина выпускных патрубков от головки цилив
ров до объединяющей ресиверной части трубопровода долж,
быть не менее (0,5—0,7) D.
ТУ • •
ГЕОМЕТРИЧЕСКИЕ И ЭФФЕКТИВНЫЕ
ПРОХОДНЫЕ ПЛОЩАДИ КЛАПАНОВ
Для сравнения н обобщения статистические характерные
!Трические размеры каналов и клапанов дизелей с различ-
SID, Vk и скоростными режимами (Пн, сп) относят к диа-
ПРИ этом повышение температуры втуАтру горловины dr и к проходной площади fr, а условные скО-
лачи	jwivnnn между ними теплопедши «»луска— к Средней скорости поршня сп. В качестве оце-
дачи. для преобразования большей части кинетической энерЛчных параметров принимают: проходную площадь /г сечения
, ™енциальнУю .(с возможно меньшими потерями) раскрыЖрловины по поясу непосредственно перед седлом, боковую
д ффузора должно быть умеренным (до 8—10°), чтобы не поверхность усеченного конуса /клтах между седлом и фаской
шДТЛп°аРеЗКОГО гашения скоростей и соответствующего по Jam
,^а.НЛЛЛ.И 1П1С_КН.°“ .трубопроводе, кото Je f,
I >
№


25. Расчетная схема для определения проходных сечений в седле прн
различных перемещениях клапана
подъем клапана Лклтах в первом приближе-
чем у впускных. Большое влияние на коэффициенты расхсч
оказывает расстояние а от кромки тарелки клапана до стен)
цилиндра. Относительная величина a/dr-вып должна быть Штнош£нис f
меньше 0,15—0,2. В области средних и максимальных подъем®1	/!
клапана при отношении а/<2г.вып~0,1 коэффициент расхода сн|
жается на 7—10 %.
ки цилиндров выпускные каналы выполняют в двух- и четыре
клапанных конструкциях индивидуальными. В последних щ
последовательном расположении клапанов (см. рис. 8) для п<
ПТ Ттчлгт«»л	 -1- Д..  ------------
.	Максимальный____„____	_____
Коэффициенты расхода, полученные при продувке, у выпуЛии выбирают из условия равенства геометрических площадей
ных клапанов благодаря лучшим формам выше на 10—15*	в ЭТОМ случае не учитывают аэродинамические по-
""" ..	г-	Jepn, возникающие при поступлении потока воздуха в цилиндр
влияющие на величину коэффициента расхода ц и эффектив-
но проходную площадь pfiai max- В существующих дизелях
,’кл тах/|г.вп для впускных клапанов равняется 0,85—4
и в среднем составляет —0,9.
Проходные площади в седле клапана в различные моменты
^го перемещения изображены на рис. 25. При закрытом клапа-
.з малый диаметра фаски di в большинстве конструкций входит
I горловину, т. е. di<dr. В этом случае на фаске седла в
эксплуатации образуется износный уступ, не препятствующий
1ритирке клапана при ремонте. Больший диаметр тарелки кла-
i имеет размер d2=( 1,05-е-1,15)dT.
Из-за трудности получения равномерного охлаждёния гол 4 е
ПИЛИНЛПОВ ВЫПХ'СКНЫР кяя О TTLT DV.TTT/% ГТ «Л Гт ТТ-Ч'ТЯ v« Нл«г«г ..	__
вышения коэффициента расхода участки канала разделяют npl^g1
межуточной перегородкой.	1 а
38	
39
Проходная площадь в седле равняется боковой поверхнов.
^усеченного конуса с образующей Л(й=Лкл cos 0). Проекция V
разующей на горизонтальную ось Ad=hKJI cos 0 sin 0. Ж
При подсчетах проходных площадей рассматривают К
участка подъемов клапана.	
Участок I — от начала подъема до момента; когда пер-Л
дикуляр, проведенный из точки А седла, пересекает фаску -I
пана в точке Б (для условия di<dr). Проходная площадь Ж
этом участке	.	£
/кл! = 1И4^кл cos 6.—	cos8 6 sin 0.	fO 
Участок II—от конца подъемов на участке I до момен!
когда точка А седла располагается на одном перпендикулЛ
с точкой Б\ на фаске. Проходная площадь на этом участке!
АслП=nd1AKJIcos0 + nh^cos8Osin0.	(2) I
Предельную высоту подъема клапана на уиастке I подся
тывают для граничного условия, когда /Кл1=А<лП из выражен^
Лкл! = (dp — d1)/sin20.	|
В случае равенства диаметров dr=dl проходную площ?!
на участках подъемов I и II подсчитывают по уравнению (Я
При больших подъемах клапана (участок III) перпендия
ляр, проведенный из точки'фаски пересечется с продол Л
нием образующей седла, и тогда проходную площадь опредеЛ
ют по формуле	1
/клш = 0.785 (d, + da) /(й - dj2 + [2^ - (<£ - dj tg 0]2 . I
Предельный подъем клапана на участке II может быть си
ределен из граничного условия, когда /клп=/клш-	§
, Для углов фаски седла клапана, принятых в практике дв|
гателестроения, уравнения (1), (2) примут вид при 0=30° □
^1-2.7ЧЛкя-1.1^.	Е
при 0=45°	£
2.22^» - 1.1 !»>,;	J
4л 11 ~ 2,22<^/1кл + ^кл-	I
С уменьшением	угла седла от 45° до 30° геометрическн!
проходные площади	возрастают иа ~20 %.	)
Оценка клапана по геометрической площади fKn недостаток
но полно выявляет оптимальность выбранных в процессе npJ
ектнроваиия размеров di, ds, Лклшах, 0 при заданном диаметр!
горловины, так как эффективные проходные площади р|Кл. по
лученные с учетом коэффициентов расходов р, значительно от
личаются от геометрических. Коэффициенты расхода замеряют
юдувкой каналов отдельно в головках цилиндров или вместе
трубопроводами и воздушными фильтрами в условиях уста-
вившегося потока для различных положений клапана и при
•репадах давлений, близких к полученным путем осциллогра-
ирования насосных ходов на работающем двигателе.
Коэффициенты расхода определяют величину эффективной
доходной площади и граничные условия у клапана. Законы
вменения и абсолютные величины коэффициентов расходов нс-
эльзуют для моделирования процессов газообмена при расче-
ix н проектировании впускных трактов.
I
ic 26. Диапазон изменения коэффициентов расхода ц в зависимости от
носительных подъемов клапанов AKa/dr.«n и hK1IldT.tiin в современных
'	дизелях с тангенциальными каналами:
а — впускные; б — выпускные
Кривые зависимости коэффициента расхода от относитель-
ях подъемов впускных клапанов hKJdr.m для дизелей с таи-
нциальными каналами представлены на рнс. 26, а, а для впу-
сных — иа рис. 26, б.
В области малых подъемов клапана (ЛКл/^г.вп<0,1) коэф-
ициенты расхода достигают высоких значений, а с прикры-
1ем клапана приближаются к единице. По мере увеличения
юходной площади коэффициенты расхода снижаются и в зо-
! предельных подъемов клапана достигают 0,45—0,55. При ма-
ях подъемах поток воздуха становится более организованным
истечение в цилиндр происходит практически через всю кла-
шную щель при ftKJr-*0). При продувке всего впускного
«акта, включая воздушный фильтр, трубопроводы и канал го-
>вки с клапаном и цилиндром (по сравнению с продувкой
ыько одного канала) наблюдалось повышение коэффициентов
шхода в диапазоне относительных подъемов ЛКлМ-.шг>0,15
«нс. 27), что объясняется лучшей организацией потока на вхо-
t в канал головки. При максимальном подъеме клапана уве-
рение коэффициента р составило 8—10 %. Значительное син-
ение коэффициентов расхода по мере увеличения подъема кла-
на подтверждает необходимость оценки впускных систем по
)фективной проходной площади nfKJI.
41
Рис. 27. Зависимость коэфф:па
та расхода р от относгтелы
подъема клапана hKa/dT.ta i
I — впускном
душном
без
трубопроводе и
фильтре; 2 — трубог
3 — снятом
и фильтре
фильтра;
проводе
Для исследованных дизелей представлены
для исследованных дизелей представлены сравнительы
кривые (рис. 28): геометрических fKJl и эффективных р/кл пг
ХОДНЫХ сечений, отношения ц/к.ч/ц/к.ч max в зависимости от
носительных углов открытия клапанов ф/фвп.
Для протекания кривых эффективных площадей р/кл xapi
терны следующие три формы изменения в зоне предельных <
крытий клапана:
с непрерывным возрастанием до предельного подъема kJ
пана прн ф/фвп=0,5 (кривые /);
с участком постоянных значений при ф/фвп>0,4 (кривые J
с падающим участком при ф/фвп>0,4 (кривые 3).
Системы впуска с характеристиками, соответствующими ко
вым 3, имеют завышенные предельные подъемы клапанов]
поэтому использование действительных проходных площал
на участках предельных подъемов происходит с меньшим 1
фектом. Следовательно, выбор предельного подъема клапл|
йкл шах из условия /5г.в1т=/кл шах не позволяет однозначно 0П[
делить оптимального его значения исходя только из следуюш
0,2
0,74
0,3
0,96
же уг-
при тех
а — геометрических
ходных
>ух требований: получения возможно большей эффективной
входной площади и снижения динамических нагрузок в кла-
Ihhom механизме.
Анализируя изменение кривых отношений площадей
11/р^клтах, можно отметить, что наиболее полное использо-
[е эффективных площадей происходит в области малых
средних подъемов клапана при ф/фвл=0,14-0,27. В этом диа-
зоне углов открытия относительные эффективные площади
ктнгают следующих предельных значений:
L ... f/jfaa. . ...........  .	0,1	0,15
рМклшах 	• °134	°’58
Наименьшие значения отношений площадей .
1х открытия клапанов соответственно равны 0,1; 0,2; 0,4; 0,8,
|е. в зоне малых и средних подъемов клапана разность между
Ьксимальным н наименьшим значениями относительной эффек-
тной площади достигает 200—340 % , что указывает на целе-
юбразность использования в некоторых случаях более полных
[гнутых кулачков с роликовыми толкателями. На участке от-
Ьсительных углов открытия клапана ф/фви>0,35 относитель-
1е эффективные проходные площади изменяются в узких пре-
|лах.
I Уменьшение угла фаски седла клапана 6 с 45° до 30°, как
[казали результаты продувки каналов, не сопровождается
метным увеличением эффективной проходной площади ц[кл и
вышением секундного расхода воздуха. Однако при углах фа-
и, меньших 45°, условия входа потока в цилиндр ухудшают-
, так как одновременно увеличивается угол поворота его от-
•сительно оси цилиндра.
Угол фаски седла впускных клапанов, равный 30°, применя-
ся не для увеличения коэффициента наполнения и соответст-
тощего увеличения энергетических показателей дизеля, а для
извинения долговечности седел в двигателях с форсированны-
1 режимами работы (гоночных автомобилей и работающих с
щдувом). У выпускных клапанов угол фаски седла, равный
1°, обеспечивает преимущества в отношении аэродинамических.
)терь при больших перепадах давлений газа в период сво-
дного выпуска. В этом случае увеличение геометрической
юходной площади в зоне малых подъемов клапана улучшает
шстку цилиндра.
; Типичные кривые изменения геометрической площади /к.т,
)эффициента расхода р и эффективной проходной площади
[кл для дизеля с тангенциальным впускным каналом пред-
гавлены на рис. 29. Средние значения площадей 7„л, pfKn под-
штаны для диапазона такта впуска.
. —	—	^кл^клтах“ Площади под кривыми и ц/кл в промежутке между
площадей клапана » зависимости от относительных углов поворота Ф/<	** г	I «л Нт ил г j	j
ж м. т. и н. м. т составляют у обследованных дизелей в сред-
43
Рис. 28. Изменение кривых:
/вд! б — эффективных pfju,; в — относительных
в исследованных дизелях
42
При угле фаски седла 6=30°
. .. р — ± (4 1/3) ^г.вп> Я ~ (2/Зр) йг.вп»
при 0=45°	__
Р ~ ± 2^.вп> Я =	^г.вп/(|*1/2")>
1200
1000
800-
600-
ЧОО-
200 —
по н.м.т. у>;
о,з
о,7
Ц5
0,3\
-20
Вм.т.
Рис. 29. Изменение коэффициента
расхода ц, геометрической fKa, эф-
фективной ц)кл площади клапана в
зависимости от угла поворота кри-
вошипа <р
УСЛОВНЫЕ СКОРОСТИ ВПУСКА
Размеры клапанов и проходных площадей оценивают по сле-
)вины — w' и седла при максимальном подъеме клапану —
нем 92,6 % суммарных площадей под кривыми, включаю!
также площади, относящиеся к углам предварения откры
клапана до в. м. т. и запаздывания закрытия после и. м
Средние величины указанных площадей соответственно coci
ляют 0,4 и 7 %. Несмотря на высокие-значения коэффициен
расхода в периоды мал
открытия и закрытия клапз
влияние этих площадей на
щую эффективную площ
под кривой р/кл относител тощим условным средним скоростям впуска: в сечениях гор-
невелико.	wf 1
Отношение средних прох , а также по средней интегральной площади в седле w‘ ,
ных эффективных и геомет ,дСЧИТЫваемой в соответствии с выбранным профилем кулачка
ческих площадей выражает определительного вала. Указанные скорости не характеризу-
личииу среднего за такт вп f действительных скоростей потока воздуха и являются лишь
ка коэффициента расхода р ________ ж .	—*
М=р?кл/7кл. В нсследованн юектировании размеры клапана dt
конструкциях на номиналы <ль кулачка (закон подъема клапана) с основными размера-
режиме работы средний ко; i цилиндра (D и S), а также со средней скоростью поршня
фициент расхода й равенМ’ ,и номинальной частоте вращения коленчатого вала.
а его максимальное значе» Для приближения к действительным значениям скорости сле-
составляет 0,78.
Средние
расхода дают
определительного вала. Указанные скорости не характеризу-
атистическими параметрами, связывающими выбранные при
t.BH. ^2> ^клтах. 0 И про-
L-’—- ---\ Для приближения к действительным значениям скорости сле-
ет ПОдсчитывать по величине эффективных проходных пло-
коэффициев адей: ~w^ — при максимальном подъеме клапана nfK„ maX и
возможно» '* —по среднеинтегральному значению pjKn- Среднюю ско-
сравнивать различные впу Krrb‘^z несжимаемого газа, проходящего через сечение горло-
илЛ системы по аэродинамическому совершенству всего впу |НЫ д.вп в объем цилиндра при движении поршня от в. м. т.
। средней скоростью сп, определяют из условия неразрывности
•тока
ного тракта.
Основным источником аэродинамических сопротивлений
Двухфункциональных каналах является клапанная щель. На
долю приходится 75—90% общего сопротивления канала. Аэ
динамические потери в щели в основном вызываются диссш
цией кинетической энергии кольцевой закрученной струи п
истечении в цилиндр. Величина потерь пропорциональна йоз , горловины" *прГэтом не учитывают’
фициеиту сужения струи, изменяющемуся по мере подъема к.1
пана.
Максимальный подъем клапана целесообразно определи
из условия равенства площадей
/г.вп ~ Р/кл max-
При этом значение среднего коэффициента расхода р след
ет принимать по верхнему пределу, т. е. ц,=0,78. В этом случ
эффективная проходная площадь р/кл в зоне предельных подт Средние скорости w‘
мов клапана не снижается, как иа кривых 3 (см. рис. 28).	*
Максимальный подъем клапана при наличии среднего зн м. р*ио29)
чения коэффициента расхода может быть подсчитан по квадра
ному уравнению из условия равенств’а (3)
^кл max 4~ Р^кл max Q — 0.
W fv.Bl/кП — СП Рцг
е «кл — число клапанов в головке.
Площадь стержня клапана, составляющую 2,5—5 % площа-
Среднюю скорость в сечении седла при максимальном подъе-
! клапана находят также из условия неразрывности потока
- /-
max)*
Соответственно для эффективной проходной площади ско-
•сть примет вид
Щц, = (сцРц)/(/клр,/клтах).
и w»' определяют, используя кривые
^метрических '/кл и эффективных ц/кл проходных площадей
UUy, —(cnFц)/(<илР^кл)»
W — (сп^ц)/(1кл/кл)>
(4)
45
где Гкл, р/кл — средние площади под кривыми на участке мЗф0 и Дкл/Ро, перепадов давлений рц/ркл и действительных ско-
лу в. м. т. и н. м. т.	встей в клапане wa, подсчитанных по перепадам давлений,
Средине статистические значения условных скоростей. ; едставлены на рис. 30. На участке предварения впуска от
привед чала открытия клапана до в. м. т. наблюдается обратный
считанные для номинальных скоростных режимов,
ниже.
Диапазон изменения
Среднее значение
w'	W
55—70 95—135
65	ПО
И
120—210
175
to
60—85
75
WvJw" и to» / *
соответственно равны 1,87 и 1,6. Среднее значение скоро ь 31. Кривые_измене-_
впуска, отнесенное к скорости звука w'^'/а0 в газовой с|	------“
трубопровода, достигает 0,45 при пределах изменений 0,;
0,53, где скорость звука Оо=342 м/с.
Высокое значение отношения й£’/а0, являющегося одно)
критериальных характеристик аэродинамического подобия в
скных трактов, указывает на необходимость оценки по дейс!
Отношения между средними скоростями
тельным значениям скорости, определяемым с учетом аэроди
мических особенностей всех элементов, входящих в сисл
впуска.
Для определения действительных скоростей в клапане
работающем дизеле были сняты осциллограммы давлений в
нале перед клапаном ркл и непосредственно в рабочем цили
ре рц. Перепады давлений ркл/Рц в предположении адиабатн
истечения газов позволяют подсчитать изменение мгновеш
скоростей воздуха. Кривые изменения относительных давла
Рис. 30. Изменение относительного давления в цилиндре Рц/Ро перед кд
ном Ркл/Ро, перепадов давления рц/рил и действительной скорости в клм
в зависимости от угла поворота <р кривошипа
брос газа из цилиндра, когда скорость потока направлена в
>рону трубопровода. Форма кривой скоростей и>д является
“и жальным отражением кривой перепадов давлений рц/ркл.
110—' жснмальная скорость достигает приблизительно 180 м/с при
150

к скоростей и>д, «Род,1
в зависимости от
поты вращения я ко-
ленчатого вала
%, ; wg; Wgg,M/C
-Г
сл	___
1100	1300	1500	1700	1900И,MUH
. 100
дъеме клапана около 4 мм (ЛКл/4/г.вп=0,08). В начале участ-
запаздывания закрытия клапана за счет скоростного ка-
ра, образующегося при малой проходной площади, скорость
тока вновь возрастает и достигает примерно 140 м/с.
Средние значения действительных скоростей впуска, подсчи-
нные для интервала от в. м. т. до н. м. т. гйья я за весь пе-
од открытия клапана й?д в зависимости от частоты вращения
ленчатого вала, представлены иа рис. 31, на котором также-
несены значения средних расчетных скоростей Из вза-
ного расположения кривых видно, что скорости впуска
ределенные с использованием кривой эффективной проходной
ощади р/кл, на всех скоростных режимах работы дизеля
изки по своим значениям к скоростям й?д и грод, определен-
ии с использованием перепадов давлений Рц/ркл, подсчитан-
IX по осциллограмам давлений.
При номннальйой частоте вращения разность между скоро-
<ми и й>д (обе отнесены к периоду 180°) составляет все-
4 %; на режиме максимального крутящего момента (при
сТ°^е вращения 1400 мин-1) разность скоростей возрастает
6 %.
Таким образом, предложенный метод расчета скоростей впу-
а по средней интегральной величине эффективной площади
,я или, другими словами, по эффективному время-сечению-
i/f (см. рис. 29) является достаточно обоснованным и
жет быть рекомендован для использования при создании но-
х моделей дизелей.
46
47
МАШИННОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ
«о закодированные сведения о геометрических признаках и параметрах
шов. В результат^ ЭВМ получает исчерпывающий банк данных, достаточ-
ухтквных параметров любого сечения системы с последующей выдачей ре-
»_______ -1____3_______ ___ ж_______
тех или
Высокий уровень существующих знаний о параметрах, которых необх 1 № воспроизведения чертежа канала графопостроителем и анализа кон-
___	J *	г г » r	* ,_.L.ul.nv wonauftTrtnn птлплгп грчрыйвг гпгтрмы г» плллелтснпеи выдачей ве-
МО достичь при создании впускных систем, с одной стороны, и трудоеад	статистических или Лчнкпиоиальиых хаоактеоистик
rsa	sssjjw «us?.». w
---тгруктора и исследователя впускных систем машине	одить при недостаточности Для проектирования задаваемой начальной нн-
_ Любые расчеты с использованием ЭВМ возможны только при условии ?*«“ юш на стаднн проверочного расчета и уточнения выданной ЭВМ
формализации задачи и после создания однозначного способа опис”"-®-	конструкции.
конструктора и исследователя впускных систем машине.
кой формализации задачи и после создания однозначного способа опие
индексации конструкций, позволяющего иметь каталог их вариантов и
ритм для поиска решения. В настоящее время трудно строго нлн матеы
чески однозначно сформулировать требования к двигателю в целом и
отдельным элементам. Подтверждением этому служит комплекс расче
проектных и доводочно-экспернментальных методов, используемых, как.
вило, в совокупности для принятия окончательного инженерного ре
Однако иа стадии выбора расчетных решений и частичного выполнения i рс
ных работ машина стала незаменимым помощником. Имеются свед< hi
проектировании отдельных элементов двигателей н топливной аппара-"
помощью ЭВМ. Определение на ЭВМ оптимальных длин и диаметров 1
проводов, фаз газораспределения, максимальных подъемов клапана зиа’ i
ио сокращает объем экспериментально-доводочных работ.
К сожалению, всего комплекса илн системы по машинному проект
нию деталей н узлов двигателя внутреннего сгорания к настоящему в
не существует, есть только отдельные попытки подойти к решению это<
.чн. Особенно сложной она оказывается применительно к головке цилрт
двигателя.
По разнообразию нагрузок (термических, механических н газодин!э
ких) головка является уникальной деталью. При этом не только трудно
влетворигь все, иногда противоречивые, требования, но и четко нх сфорй
ровать. Последнее облегчается в случае локализации задачи, например,
работки конструкции впускного канала в условиях ряда накладываемых
иичсний— по размерам, массе, термоиапряжениям и функциональному
качению.
Автоматизация проектирования связана в первую очередь с обеспечг
хранения в памяти ЭВМ исчерпывающих сведений о каналах для распозк
их и выдачи по требованию конструктора, а также для статистического а."
за их отдельных элементов. В качестве примера части классификатора j
признаков можно привести следующий:
1.	Порядковый номер двигателя, в соответствии с которым присваш
ся номер серии данных как по двигателю в целом, так н по отдельным
ментам конструкции.
2.	Признаки головки:
00 — отсутствие клапанов (в случае петлевой или прямоточной проду!
01 —один впускной клапан;
11 — по одному впускному и выпускному клапану;
21 — два впускных н один выпускной клапаны;
22 — по два впускных и выпускных клапана.
3.	Признаки типа впускного канала:
0 — однофункциональный;
1	— винтовой;
2	— тангенциальный;
3	— с заширмлеииым клапаном;
4	— с заширмленным седлом.
4.	Признаки формы впускного канала:
О — с падающим потоком;
1 — с боковым подводом;
2 — с ннжннм подводом.
5.	Признаки впускного трубопровода.
Подобную классификацию следует провести по всем необходимым
проектирования элементам системы. В машийу также закладывают един
48
Схему машинного проектирования канала можно
представить в следующем виде (рис. 32).
расчета профиля
Рнс. 32. Схема машинного
канала
винтового канала
Рнс. 33. Начальная форма
спрофилированного ЭВМ
Блок 1 — ввод алгоритма расчета задаваемых величии и допустимой сте-
ши приближенности решения.
Блок 2 — анализ' соответствия введенных параметров заложенной прог-
»мме. При положительном ответе — переход к работе по блоку 5, при отри-
зтельном — к блоку <5.
Блок 3 — печать признаков останова.
Блок 4 — останов.
Блок 5 — расчет; основных параметров канала, необходимых для его про-
филирования.
Блок 6 — условный переход. Анализ достаточности заданных и рассчн-
аиных параметров Для профилирования. При положительном ответе переход
блоку 8, при отрицательном — к блоку 7.
Блок 7—анализ банка данных по недостающим признакам, статистичес-
ое определение н восполнение последних для обращения вновь к блоку 6.
Блок 8 — профилирование канала.
Блок 9 — условный переход. Оценка соответствия полученной в результа-
е итерационного процесса профилирования формы канала заданным условиям
I принятой точности приближения.
Блок 10 — условный переход. Анализ числа циклов итерации. Если это
исло превышает заданное н приближения к желаемым выходным параметрам
:аиала не происходит в отведенный для этого отрезок времени, то переход к
йтоку 3. если меньше заданное*— переход к блоку 11.
I Зак. 1399
49
Блок 11 — анализ границ несоответствия полученного в блоке 8 проЯ
заданным условиям. Корректирование заданных в блоке 2 основных пар?
ров и переход к блоку 2.	'
Блок 12 — выдача сечений для изготовления модели канала.	j
При этом возможно построение профиля со сколь угодно малым инт<
лом между сечениями, которые' затем объединяются н образуют начал]
форму спрофилированного ЭВМ канала (рис. 33).
На этом первый этап проектирования канала заканчивается. Однако
жем дальнейшую целесообразную последовательность создания канала вп
до начала изготовления серийной продукции. После изготовления статиче
разъемной модели производится продувка и доводка ее газодинамически,
честв. Затем проверяется технологическая стабильность канала и при нес
димости улучшается.
В случае традиционного подхода за этим следует изготовление стера
вого ящика, опытных головок цилиндров, проверка и доводка их непосре
венно на двигателе. Использование ЭВМ позволяет облегчить и ускорить
готовлеине стержневых систем.
После доводки иа газодинамических стендах возможен повторный ра
по блок-схеме и внесение некоторых исправлений в канал для выдачи око
тельного решения иа станок с числовым программным управлением для и
товления стержневой оснастки.
Проанализируем не поблочно, а функционально этапы решения этой
дачи. Выберем систему координат (в данном случае прямоугольную с цент
в точке О (рнс. 34) пересечения оси клапана с плоскостью прилегания гш
ки к цилиндру. Начальному сечению канала в головке присвоим индекс н,
вечному к, соединительному с. В рассматриваемом случае угловая
протял
Рис. 34. Расчетная схема для машинного профилирования винтового кака
50
k rof.-TH составляет фев“360°. а плоскости, проходящие через точки С Ч
СОВОЖДЖЮТ*	-
Поомилизжруем примерную последовательность этапов профилирования.
иагмАксхти проекции всех сечений канала от н до к в вертикальной
отутв условио совмещены в одной плоскости YZ и перемещены вдоль
шганчсской вертикальной поверхности Л без изменения координаты Z се<«~
' i
i тесную очередь!исходя из заданого диаметра цилиндра и положения
йМжа рассчитываются максимально возможный диаметр горловины впуск-
Умгам rf-.n размеры седла, радиусы сопряжения горловины с верти-
gtan сечениями улитки р' н (£,/ диаметры тарелки клапана di и d2, его
направляющей втулки d'„ бобышки dB. С учетом выбранных типа
^образования и формы камеры сгорания определяют площадь соедини-
мте сечения с для подсчета соответствующей среднестатической скорости-
। пиале. В выбранном классе форм клапанной камеры рассчитывают гео-
параметр^ соединительного сечения. Предварительно задают -
1жежм его центра тяжести (точка с') на расстоянии др оси Z примерно
мм ОД dr.«e- Затем по выбранному закону изменения координат простран- -=
ааой спирали определяют предварительно форму линии Л' (совокупности ,
ров тяжести сечений канала), которая должна проходить через точки я', С
ж'. Точка d лежит в плоскости проходящей через начало координат
ось цилиндра. Точка id расположена на высоте ZK(ZK~2Zr) и на рас-
вин. примерно равном 0,25dr.,n. от оси Z, и смещена относительно точки
I угол фс«. Через точку с7 линии Л' должны проходить касательная и
1аль к соединительному ечению /соп» лежащая под углом 0 к горизонтали
холящаяся в плоскости Пг, перпендикулярной к плоскости ГЦ.
Далее проверяют соответствие общих размеров соединительного се-
я принятым геометрическим ограничениям проектируемого канала, задан-
аиалитнчески или в виде пространственной координатной модели Xj, yi,
х«, Уж, zK^Xt, у<, Zi. При несоответствии заданным размерам сечения
деформируют, т. е. сокращают по одной и удлиняют по другой оси, по-
IHO определяют центр тяжести и положение линии Л'.
Затем находят таким же образом сечення улитки, например, 1—4 и не-
ъко промежуточных сечений подводящего участка канала. Проверяют н
|няют нх соответствие принятым ограничениям. Итерационно пересчитыва-
IX геометрические размеры, положение и кривизну осн Л'. Прн удовлетво-
1и заданным условиям выдаются параметры канала на графопостроитель,
ильзование ЭВМ с. дисплеем позволяет вести работу по созданию конст-
1ии в режиме диалога и проводить исправление профилей электрокараи-
см для последующего повторного ввода исправленных данных в машину.
I этом с заданной частотой выдаются вертикальные, горизонтальные и
гяе интересующие сечения с такой взаимной привязкой, прн которой воз-
:ны нх совмещение и набор в модель (см. рнс. 33).
ВПУСКНЫЕ ТРУБОПРОВОДЫ
КОНСТРУКЦИЯ и ПАРАМЕТРЫ
Впускной трубопровод, наряду с впускным н выпускным
[аламн в головке цилиндров, является ответственным эле-
itom воздушного тракта от воздушного фильтра до клапанов
оловке цилиндров.
Трубопроводы проектируют, исходя из условий обеспечения
дующих многофункциональных требований.
1.	Возможно более высокого значения коэффициента из-
меняя т)у, который является одним из факторов, определяю-
6)
: 36. Схемы трубопроводов ресиверного типа с боковым подводом воз-
духа для однорядных дизелей:
двухклапанный; б — четырехклапанный; 1 
ственно к тангенциальному и винтовому
щих максимальные значения энергетических и экономичен
показателей дизеля, уровни дымности и токсичности от 1
тавших газов.	1
2.	Оптимального протекания кривой коэффициента на
нения в рабочем диапазоне частот вращения коленчатого 1
(от номинальных до соответствующих режиму макснмалы
крутящего момента), которая определяет изменение крутя]
момента дизеля, а следовательно, и динамические показа!
автомобиля.	I
3.	Минимального подогрева воздуха, от которого зав!
масса воздушного заряда цилиндров, пропорционального пд
ведению pBT]v-	j
4.	Возможно меньшего разброса цикловых подач воздух!
отдельным цилиндрам и их рядам при V-образной схеме,]
позволяет свести к минимуму неравномерность состава гори
смеси, разбег величин энергии смесеобразования, вносимой
душным зарядом, выброс токсических компонентов и сажи с
работавшими газами.
5.	Динамического наддува при использовании колеб;
столба воздуха в трубопроводах между цилиндрами и объ
няющим их на входе ресивером.
По своей форме и конструктивным особенностям впус« линдров подбирают из условия
трубопроводы подразделяют на следующие разновидности. *	'
1. С разветвленными патрубками для одного впуси и и ресивером, вызываемых периодическим действием порш-
канала (рис. 35, а) или для объединенных каналов смеж|
цилиндров (рис. 35,6—г).
2 — патрубки подсоединения соответ-
каналам с падающим потоком
[ использования резонансных
лебаний столба воздуха, 'заключенного в трубе между клапа-
в процессе впуска (рнс. 37, а, в, г).
При создании системы впуска с динамическим наддувом
2. С индивидуальными для каждого цилиндра корот« «меняют также разветвленные трубопроводы, объединяющие
патрубками, присоединенными к общему ресиверу (рис. 36, а, дельные трубы разной длины, в которых процессы впуска
об винуты на равные интервалы. Например, у шестицилиндро-
гол; го четырехтактного двигателя с порядком работы цилиндров
-5—3—6—2—4 объединяют в отдельные изолированные тру-
проводы впускные патрубки цилиндров 1, 2, 3 и 4, 5, 6 с ии-
валами между открытиями впускных клапанов в 240° угла
ворота коленчатого вала (рис. 37,6). В этих конструкциях
линяющий ресивер устанавливается в конце обоих трубо-
оводов (от двух групп цилиндров) определенной длины и
ъема. Оба типа трубопроводов, используемых для динамиче-
ого наддува, уступают конструкциям с разветвленными пат-
ками и с ресиверами по показателям массы и размеров.
Использование трубопроводов с динамическим наддувом и
видуальными трубами позволяет повысить коэффициент на-
нения на 8—15 %' в достаточно широком интервале изме-
ния частоты вращения коленчатого вала 600—800 мин-1 при
боте дизеля по скоростной характеристике без существенного
3. С индивидуальными трубами, объединенными в
ресивере, длину которых
в сумме с длиной канала в
•—.--ж---—жжж жж V	Л AAXZXX 1>,H|/V**** V|***V?
Рис. 35. Схемы впускных трубопроводов с разветвленными патрубками < УДшения Т|о на остальных скоростных режимах. Трубопрово-
рядных дизелей:	г “-----------
а —индивидуальный с боковым подводом воздуха: б, г — объединенный с ценз ЩИеНТЭ Наполнения nV R 19 °/„ п более V4KOM
ным подводом воздуха; в — объединенный с несимметричным подводом воз пл ._Л	1 илнения ИЭ О /0 В ООЛее узком
стрелками показано направление потоиа воздуха	—4UU МНН“*).
I с разветвленными трубами- обеспечивают повышение коэф-
....................~	~	.____ ____1 диапазоне
00—400 мин-i).
52
53
Ill
и площадь входного отверстия в Соседних цилиндрах. Благодаря этому в таких системах нерав-
'	д. гвх Вомериость подачи воздуха • по цилиндрам снижается до
I	55
трубами на три
однорядных двигателей с динамич
наддувом:
WOO
г)
Рис. 37. Схемы трубопроводов
а, в, г —с индивидуальными трубами с верхним, боковым и наклонным ио
воздуха; б —с объединенными трубами на три цилиндра; д — с объедин
трубами на два цилиндра для каналов с падающим потоком
В связи с повышением коэффициента наполнения поя
ются возможности форсирования дизелей по энергетически
казателям без ухудшения топливной экономичности с сох,
нием коэффициента избытка воздуха или улучшения экон
ческих показателей в результате обеднения горючей смеси
новременным снижением токсичности и дымности отработа:
газов при сохранении энергетических показателей.
Для принятых типов и размеров воздушного фильтра
проектировании впускных трубопроводов выбирают следу
характерные размеры: длину и проходную площадь отдель
патрубков /тр, ftp, объем ресивера Vp и его поперечную про
ную площадь Fp, длину индивидуальных труб для динамйче<
го наддува, настроенных на заданный интервал частот вр
ния коленчатого вала, г ----~	1__г_...
бопровод или ресивер со стороны воздушного фильтра F,
54
Выбор вида подвода воздуха к трубопроводу проводится с
том возможностей размещения отдельных элементов снсте-
впуска и воздушного фильтра.
В конструкциях с разветвленными патрубками воздух под-
улся со стороны крайнего цилиндра (см. рис. 35, а) или в
лральной части трубопровода (см. рис. 35,6, в). В первом
/чае поток более организован, так как направлен в одну сто-
му вдоль трубопровода и постепенно отбирается по цилннд-
iM. Во втором случае поток разделяется на две ветви, питаю-
не" отдельные группы цилиндров. Для снижения аэродинамй-
ских потерь при центральном подводе иногда отливают раз-
дающую направляющую перегородку; при последовательном
дводе трубопровод выполняют переменного сечения с посте-
>нным его сужением от входного отверстия до патрубка наи-
>лее удаленного цилиндра.
; В трубопроводе шестицилиндрового двигателя (см. рис. 35, в)
>здух к каждой паре средних цилиндров поступает по спа-
киым патрубкам, а к крайним — по индивидуальным. В дн-
ях с трубопроводами, схематически представленными на
с. 35, а—г, имеется значительная неравномерность распреде-
воздуха по отдельным цилиндрам, доходящая до 5—
%. Это вызывается неравенством аэродинамических сопро-
влений отдельных участков, неодинаковыми пульсациями дав-
ния, возникающими после открытия впускного клапана, и их
имодействием в патрубках соседних цилиндров. В резуль-
е этого ухудшается процесс наполнения. При неудачно вы-
анных фазах газораспределения наблюдаются обратные вы-
осы газов из цилиндров во впускные каналы, что отрицатель-
влияет на начальный период впуска н сопровождается за-
ксовыванием тарелок клапанов. Наибольшее влияние на вы- -
ос оказывает фаза свободного выпуска (от момента откры-
я выпускного клапана до н. м. т) и фаза предварения откры-
я впускного клапана (от момента открытия до в. м. т). Для
транения выброса газов во впускной канал первую фазу сле-
зет увеличить, чтобы понизить давление газов в цилиндре к
оменту начала принудительного выпуска (от н. м. т. до в. м. т.),
фазу предварения открытия впускного клапана уменьшить,
некоторых быстроходных двигателях открытие впускного кла-
ана происходит с запаздыванием после в. м. т. на 2—5°.
В головках, имеющих впускные каналы с падающим пото-
ом, трубопроводы устанавливают на верхней торцовой плоско-
и и в отдельных моделях дизелей отливают как одно целое
; крышкой клапанного механизма (рис. 38, в).
В трубопроводах с общим ресивером и с патрубками дли-
и 80—200 мм отмеченные выше пульсации давления затухают
объеме ресивера, не нарушая протекания процесса впуска в
~2 %. В последнем случае неравномерность наполнения г_____________.
зывается в основном технологическими погрешностями (нЯовий его Разме.ш'^.нИ™
бильностыо форм, размеров и расположения), возникают
при отливке и механической обработке трубопроводов н
скных каналов головок.
^му ресивера выбирают исходя из допустимых размеров и
_овий его размещения.
[Входные площади трубопроводов обоих типов (разветвлеи-
го и ресиверного), отнесенные к площади поршня Учх/Ль по
•тистическим данным равны для четырехцилиндровых дизе-
Ж 0,25—0,45, шестицилиндровых 0,4—0,7 и восьмицилиндро-
•х 0,5—0,8.	_
WГоловки цилиндров при двух впускных клапанах и индиви-
илльных впускных каналах удобно компонуются с трубопро-
‘	»*’****'*'	t/nnn nt«i
д)
г)
овальных впускиал папсишд	.«Г**.. — ~rj_’Ж_
//Жами ресиверного типа и отдельными для каждого канала
// «трубками. На схеме (см. рис. 36, б) один патрубок предназ-
; '/^чен для тангенциального канала /, второй, лежащий в пер-
'  1нднкулярной плоскости, — для винтового 2 с падающим по-
пом.
В некоторых дизелях впускной трубопровод заменяют об-
•й камерой — ресивером (см. рис. 35, г), отлитым в виде по-
исти непосредственно в головке цилиндров, и закрываемой
Жампованной крышкой из листовой стали. В подобных кон-
•рукциях трудно обеспечить равномерность распределения воз-
рса по цилиндрам и устранить влияние пульсаций.
I Впускные трубопроводы для отдельных рядов блоков ци-
1ндров V-образных двигателей выполняют по тем же схемам,
ю и для однорядных с разветвленными патрубками (рис. 38,
L-e) или ресиверного типа (рис. 38, г, д).
J В конструкциях с одним воздушным фильтром трубопрово-
Ж соединяют промежуточной вставкой 1 (см. рис. 38, а, б). При
жтановке фильтра в развале блоков цилиндров на промежу-
Вчной вставке воздух в трубопроводы правого и левого бло-
®в цилиндров поступает равномерными потоками (см.
Wc. 38, а). При выносном фильтре поток подводят, как и в пре-
Фн АДущем варианте, к промежуточной вставке или разделяют
" с0 стороны одного из блоков цилиндров (см. рис. 38, б, д).
f Для сглаживания пульсаций давления в отдельных моделях
•именяют так называемое кольцевание трубопроводов (соеди-
•иие впускных трубопроводов отдельных рядов цилиндров
- “ -------------------------------- -------— - \ _______
Рнс. 38. Схема впускных трубопроводов V-образных дизелей: *
а — разветвленный с промежуточной вставкой и фильтром, размещенным над
лом цилиндров: б — ресиверный с промежуточной вставкой с выносным С____
в — разветвленный с патрубками, отлитыми как одно целое с крышкой хла Ж,
механизма, и фильтрами на каждом ряду цилиндров; г —ресиверный с подводом*
духа от двух фильтров; д — ресиверный, объединенный по торцам, с выносным Ж
ром; 1 — промежуточная вставка; 2 — входное отверстие от фильтра •
ения эффективности работы нагнетателей при наддуве. Коль-
•льном.
[ Снижения неравномерности подачи воздуха по рядам ци-
Тп..« тт	кипе впускных труоонривидив
хруоопроводы ресиверного типа характеризуются следу и < образных двигателей трубкой малого диаметра) для повы-
ми конструктивными параметрами:	Тения эффективности работы нагнетателей при наддуве. Коль-
проходнои площадью патрубка /тр, постоянной, как прЖвание повышает коэффициент наполнения при работе на сред-
ло, по всей длине и равной входной площади впускного ка »х скоростных режимах и незначительно его снижает на номи-
в головке /вх.к;	Вльном.
условной средней скоростью воздуха за такт впуска, о! Снижения неравномерности подачи воздуха по рядам ци-
сеннои к средней скорости поршня сп иа номинальном ре Андров в V-образных дизелях можно достигнуть установкой
работы дизеля w^-caFкоторая в существующих модеЖубопроводов ресиверного типа, отдельных для каждого ряда
изменяется в пределах 40—50 м/с;	и м	-
объемом ресивера Vp, достаточным для гашения пульса!
н равным (по имеющейся статистике) (0,6—l)Vft;
проходной площадью ресивера, превышающей
площадь патрубка в 3—4 раза, т. е. Гр= (3-М)/тр.
Ж*' - -г	------ --- ------ *
линдров с двумя воздушными фильтрами. Съемная часть ре-
Авера и корпус воздушного фильтра иногда выполняются из
жастика .
проходи! Схемы трубопроводов, обеспечивающих динамический над-
Длинф'в, с индивидуальными трубами, присоединенными к общему
56
57
L подводится со стороны верхней плоскости головки к впу-
каналам с падающим потоком.
[В V-образиых дизелях впускные трубопроводы размещают
[развале блоков цилиндров, где устанавливают также топлнв-
Ее насосы высокого давления, компрессоры тормозной систе-
ы и трубокомпрессоры. Поэтому компоновка силовой уста-
приращения
наполнения
скругления
Рис. 39. Изменение
коэффициента
Дт]г от радиуса
г о входной кромки индиви-
дуальной трубы прн частоте
вращения:
1 ~ "ном • 2 ~ °'75 "ном
ресиверу, для однорядных двигателей изображены на ри<з
а, в, г.	1
В четырехцилиндровом двигателе каждые две трубы 
провода отлиты попарно с общей промежуточной стенкой]
снижения массы (см. рис. 37,в). Воздух подводится к сер ]
цилиндрического ресивера. Для уменьшения общей 1
трубопровода трубам придана дугообразная форма. АналЭ
ная схема для шестицилиндра
двигателя, установленного на я
бусе, но с торцовым подводом]
духа к ресиверу, дана на рис. I
В схеме трубы 2 изготовлены и|
зиновых шлангов, а ресивер /1
рен из листовой стали. В ли
трубопроводе с индивидуальи
трубами (см. рис. 37, а) пм
входных отверстий каждой л
труб выполнены углубления с I
наковым расстоянием а до пр]
воположной стенки ресивера. 1
ношение размера а к диаметру |
бопровюда dTp в существующих I
СТрукциях составляет 1,2—2. И1 с. 40. Схема трубопровода
видуальные трубы выполняют/
правило, цилиндрическими с
ными поперечными площадями
однорядного дизеля с динамическим наддувом
ресивером объединенным с воздушным фильт-
йндивидуальиыми трубами,
ром н подводом картерных газов
длине. Конфузорность входа
рубков или постепенное уменьшение его проходной площа.
направлении к головке цилиндров не улучшает газодинам
ских показателей. Однако скругление входных кромок пат
ков (рис. 39) позволяет улучшить наполнение цилиндров
духом.
4вки с трубопроводами для динамического наддува в этом
пе дизелей осложнена необходимостью сохранения хорошей
ютупности к вспомогательным агрегатам.
Конструкции трубопроводов V-образных дизелей с динами-
1ским наддувом, разработанные авторами, представлены на
Оптимальная величина радиуса скругления входных кр.<^41: с пер крещивающимися изогнутыми трубами от обоих
равняется ~ 5 dTp. При этом участок скругления ДРЛ >Дов цилиндров, ресивером, разделенным перегородкой и при-
-----	юический	пя™бкя	Д единенным к его верхней части общим воздушным фильтром
)ис. 41,а); для восьмицилиндрового дизеля, имеющего впуск-
ле каналы с падающим потоком (рис. 41,6). В последней кон-
рукции ресиверы отлиты как одно целое с крышками кла-
•в, воздух из правого ресивера поступает к впускным каналам
гс равняется
переходить в цилиндрический участок патрубка.
Для уменьшения высоты силовой установки, лучшего исп<
зования подкапотного пространства и облегчения доступа к
весным агрегатам однорядные двигатели с динамическим 1	ресиверы отлиты как идни целие с ушками кла'
дувом изготовляют с наклоном блока цилиндров от вертик ™°Г° механизма “ Для правого ряда цилиндров с крышкою
ной пси ня ___ЧП° кя«- qth	F :вого РяДа> а для левого ряда с крышкой правого ряда. По
мобил" (рис5 40^’Повышен^^комп^ктно^т^впускног^тр^	Расположенным над развалом блоков цилинд-
и снижение его металлоемкости обеспечивают путем разме t ° И3 ПРаВ°Г° Ресивера постУпает к впускным каналам
ния воздушного, фильтра 4 в ресивере 1 трубопроводами „ РТ днлиндров’ а левого ресивера - к клапанам пра-
намнческого наддува.	^ряда ^цилиндров. Трубопроводы
В конструкции впускного трубопровода, отлитого как с ^НнПег _______ *
целое с крышкой клапанного механизма однорядного диз( |П1ГЯ	к t
воздух из общего ресивера 1 (см. рис. 38, д) по изогнуж?-*--_цилииДРОв, однако
трубопроводам 2, предназначенным для двух смежных цилй
38
.	..	.	[ отлиты общими на каж-
ые четыре цилиндра одного ряда. Подобная конструкция обес-
-----‘ доступность к вспомогательным агрегатам в развале
несколько увеличивает высоту дви-
теля.
59

a)
в)
током; %— сШ1шдиш1дуальны^н ИS^p^ьиrpa^^нX^ySa^T^кM ЛИ СИСТвМЫ С ИНДИВИДуаЛЬНЫМИ ДЛЯ КЯЖДОГО ЦИЛИНДра ВПУ-
ряда цилиндров^	ресиверами; 'дГЛХмтХ^Т^аЛувТ"*3"3 ”.ыми тРУбами> обеспечивающими получение максимального
Рис. 41. Схемы трубопроводов V-образных дизелей с динамическим надд)
а —с перекрестным расположением индивидуальных труб, разделенных ресна
н общим воздушным фильтром; б~с впускными патрубками, отлитыми как
ПАРАМЕТРЫ ВПУСКНОЙ СИСТЕМЫ ПРИ ДИНАМИЧЕСКОМ
НАДДУВЕ
Наибольшее распространение в быстроходных дизелях полу-
да
Г
V
Пример конструкции разветвленного трубопровода для дииа-
ого наддува шестицилиндрового дизеля приведен на
^37,6. Отдельные патрубки, подобранные по длине, объеди-
для трех цилиндров в один общий трубопровод с ресиве-
£Трубопроводы этого типа по газодинамическим показателям
“водят для двигателей, работающих в узком диапазоне изме-
няя скоростных режимов, например, стационарных силовых
аиовок, а также дизелей, установленных на автомобилях с
фотрансформаторами.
Оптимальная длина трубопровода при динамическом надду-
равная сумме длин впускного канала и индивидуальной тру-
от головки цилиндров до ресивера и обеспечивающая макси-
дьный коэффициент наполнения при работе на выбранном
яростном режиме, может быть определена с точностью до
 5 % при использовании газодинамических критериев подо-
Щ я. Статистические значения критериев подобия, полученные в
зультате многолетних расчетно-экспериментальных исследо-
ний, проведенных авторами, существующих систем впуска и
здаваемых дизелей, приведены ниже.
При проектировании большое внимание следует уделять ва-
жности крепления н созданию конструктивной жесткости впу-
ных и выпускных трубопроводов, так как онн являются источ-
ками акустических излучений. Проверка уровня шумов и
определения звуковых полей серийных дизелей показала, что
лизи впускных трубопроводов уровень шумов выше по срав-
няю с другими зонами на 5—15 дБ и изменяется по нагрузке
скоростному режиму. Частотный спектр излучения вследствие
збулентного характера пульсирующих потоков имеет широ-
ю непрерывную полосу до 4000 Гц. Соблюдение в трубопро-
дах плавности переходов и устранение их резонансных ко-
баний позволяют понизить уровень шумов, создаваемых дея-
телем.
Впускные трубопроводы отливают, как правило, из алюми-
евых сплавов. Сварные трубопроводы из двух стальных штам-
ванных половин применяют на ограниченном числе моделей
зелей.

фекта от динамического наддува в широком диапазоне ско-
стных режимов работы двигателя. Эффективность динамиче-
В двенадцатицилиндровом V-образном дизеле ресиверы ого наДДУва выражается в дозарядке цилиндра в результате
каждого ряда цилиндров располагают на противоположном ( вышенных давлений и скоростей потока воздуха перед от-
. Вытым клапаном. Преобразование волны давления в ресивере
61
В двенадцатицилиндровом V-образном дизеле ресиверы
1
ке цилиндров (рис. 41, в), так же как на схемах рис. 41, а.
60
с одновременной переменой знака у открытого конца трубы ( бопровода максимальное относительное давление перед кла-
исходит тем эффективнее, чем меньше сопротивление входя ом (п0 результатам осциллографирования) Ркл/Ро=1>25
участка трубы.	шкает в середине периода запаздывания его закрытия. Как
Во впускной индивидуальной трубе вследствие подсасыв во из рис. 42, амплитуды давления в ресивере ррес/ро дости-
щего действия поршня при периодических открытиях клад т лишь ~5 % величины максимальной амплитуды давле-
возннкают вынужденные колебания столба воздуха, заклкп перед клапаном, что указывает на затухание в нем коле-
ного между клапаном и ресивером. При этом давление и < глького процесса.
рость потока изменяются по времени и длине трубопроы 1осле открытия клапана граничные условия в трубопроводе
После открытия впускного клапана и начала перемеще гто₽оны нилинДРа изменяются. Отражение волн при откры-
поршня к и. м. т. от цилиндра по трубопроводу в сторону -----’Т7	' ГТ “ ~ f Я~~
сивера распространяется волна разрежения со скоростью j жа величины эффективной площади цр
ка, равной средней скорости распространения возмущени, >оВ газовой среды и перепада давлений между цилиндром
газовой среде.	j г-2"	*’  *’	”” "”Г	~ "7''”'”"'"””
У свободного конца трубы в ресивере волна отражается океиие воли, а продолжительность периода вынужденных
виде обратной волны давления и скорости возвращается к к Ебаний <рв достигает примерно 180° по углу поворота ко-
пану. Для получения динамического наддува отраженная а «ат010 вала-
на давления должна достигнуть клапана во второй полов, Тосле закрытия клапана в системе возникают свободные ко-
процесса впуска при существенной величине эффективной ц с периодом <рс, близким к 180 угла поворота коленча-
ходной площади в щели р/Нл-
Кривые изменения относительных давлений перед кла
ном Рк.т/ро, в начале трубы Рн.тр/Ро в момент формирования в
шкает в середине периода запаздывания его закрытия. Как
—..	АО 51Ж4ГГ ПТТ'ШГПХ-Т ПОППЛППЯ 13 ПСГ'ИПОПД	ГТЛГ»»Г«-
—	>5 % величины максимальной амплитуды давле-
перед клапаном, что указывает на затухание в нем коле-
клапане зависит от непрерывно меняющейся в процессе
\л> физических пара-
аналом Рц/Ркл- При закрытом клапане происходит полное
1жение воли, а продолжительность периода вынужденных
открытия фн.вп (начало впуска) н закрытия клапана <pK.ra
конец впуска) представлены на рнс. 42. При выбранной j
вала, продолжающиеся до момента последующего откры-
клапана. При совпадении или кратности частот вынужден-
шт I и в .«««vox w yjaaaan. н св°бодных колебаний возникает резонанс, когда на соб-
ны и в ресивере Ррес/Ро за цикл четырехтактного^дизеля с от иные колебания воздушного столба накладываются вынуж-
ченными положениями поршня в н. м. т. и в. м. т. и момент: 1ые- ® условиях резонанса предельные амплитуды колеба-
, давлений столба воздуха резко возрастают и доходят при
<но выбранных конструктивных параметрах до ркл/Ро—
И-1,6.
1оэтому основной целью при расчетах процесса наполнения:
четом колебательных явлений) является оптимизация кон-
ктивных параметров и аэродинамических показателей впу-
iro тракта. Использование ЭВМ позволяет расчетными ме-
,ми определить на стадии проектирования с приемлемой не-
юстью (5—10 %) размеры всех составляющих элементов.
:кной системы, включая механизм газораспределения. Иног-
1рн расчетах влияние конструкции механизма газораспреде-
гя на газодинамические показатели оценивают величиной:
ективной проходной площади в клапане р/кл.
1иже кратко изложена общая| направленность расчетов за-
I о наполнении цилиндра све:
‘ЖИм зарядом при неустановив-
сх движении воздуха в индивидуальной трубе. При расче-
-гоЛисходят из следующих допущений:
ечение калорнческн совершенного газа является одномер-
»
изменение энтропии не учитывается, процесс течения газа
матривается как изоэнтропийный, изменение состояния га-
ринимается адиабатным;
раничные условия в конечных элементах тракта — у OTtffbl
/₽0
„	j/comniMc условия в конечных элементах тракта — у от«
Рис. 42. Кривые изменения относительных давлений перед клапаном рК1 гого конца тоубопоовола а песнвепе и v клапана пилинпоа—
в ресивере ррес/Ро и в начале трубы после ресивера Pn-tvlfh в зависимосп ги„а1П__„ * РУ иопровода в ресивере и у клапана цилиндра
угла поворота коленчатого вала <р	l (маются квазистатнческими.
62
63.
dt dx
вёраэрывности потока
	dp ( др
dt ’
иаабатного состояния газа
dw
дх 1 г дх °
Характер колебаний давлений перед впускным клапаном,
показали экспериментальные исследования, мало зависиа
кривизны, наличия колен и формы впускной трубы. При Л
нократных резких изменениях направлений потока пределЛ
амплитуды колебаний давления перед клапанами незначитеЯ
снижаются (в пределах 3—5 %). Уменьшение амплитуд мЛ
быть учтено подбором величины коэффициента расхода р |
этому использование для расчетов одномерной модели те Л
воздуха является вполне допустимым.	ж
На основании большого числа расчетов, проведенных в
воздушных потоков различных впускных трубопроводов, Л
установлено, что для практического использования вполне 
ходит изоэнтропийная модель. Отход от неизоэнтропяв
модели позволяет при расчетах в 2,5—3 раза сократить з.Л
ты машинного времени без внесения в конечные результата
щественных отклонений. Так например, приращение энт.Ж
при полном переходе работы сил аэродинамического сопр &
ления впускного тракта в теплоту оказывает пренебрежимЛ
лое влияние на коэффициент наполнения (в пределах 0,4 в
Сопоставление расчетных диаграмм и эксперимента Ж
осциллограмм давлений перед клапаном показало их поЖ
сходимость при использовании квазистатического подхода»
решения задачи о цилиндре. В квазистатнческой постаиовк
дачн предполагается, что в каждый момент времени энер
массообмен происходят мгновенно во всем объеме цнлш
При расчетах впуск рассматривается как совокупность’
процессов: заполнения цилиндра и неустановившегося те; is
воздуха в трубе. При этом совместно решаются методом гк
довательных приближений задачи о цилиндре и трубопро!
объединенные граничным условием течения потока через ко-
пан.	i
Система дифференциальных уравнений для решения зад;
цилиндре учитывает изменение удельной теплоемкости i
в цилиндре, продувку, обратные потоки в клапане в начал
периоды открытия (выброс газа из цилиндра в трубопро:
реальные коэффициенты расхода, а также теплообмен и;
газом и стенками, принимаемый пропорциональным пере uity
температур.	г
Неустановившееся одномерное течение идеального га юторых
трубе описывается системой нелинейных уравнении. Потер примут вид	н пульса
роста потока. При закрытом клапане скорость принимается
(нойнулю.
Пра решении краевой задачи с учетом отмеченных допущений исходят из
(уюшжх уравнений:
( д—жени я (уравнение Эйлера)
dw dw I dp
------------------^- = 0,
p дх
(5)
(6)
I	р/р* = const,
l x—расстояние от выбранного начала координат (в данном случае от
Ьиюго отверстия трубы до рассматриваемого ее сечения); р, w — ляилоние
корость в рассматриваемом сечении; р —массовая плотность; k — показа-
L адиабаты.
I Скорость распространения малых возмущений в газе при изоэнтропийиом
гижи равна скорости распространения звука
[	п=*У (р/р) .
[ Параметры состояния газа, отнесенные к нормальным атмосферным усло-
обозначают индексом нуль, тогда скорость звука а0=342 м/с.
Давление и плотность при изоэнтропийиом изменении состояния газа оп-
еляют по формулам:

, T \k~i/k
= Po
2*/(ft—I)
а
ао
. 2/(А—1)
P=₽°U
1/(A—1)
И-
P
о /
фференцируя уравнения, получим
3^	, 2k ( а
dp=p0
‘o
k~ 1 \ По 7
9
.	2 f а
dP = Pe
2k/(k—1) .
da
ао
1 da
k— 1
at
Посде подстановки значений dp н dp в исходные уравнения (5) и (6) и
TODWY ППОГтПО ОЛП *1 tTT, “г 4ЧЛ|>ЛН««» «j. - »ак о	.«»» —    _	' *	* •
примут вад ’	Jr-------	пмиуло^а и мас-
трение в трубопроводе учитываются коэффициентом. Граи
условие на выходе из ресивера в индивидуальную трубу oi
вается уравнением с постоянным коэффициентом расхода,
чина которого зависит от формы входного участка. Для 1
со скругленными кромками (см. рис. 39) коэффициент рас
I да	да ]
1’дГ + (а’ + в>“^| +
( да ,	„ да 1
k
может быть принят равным единице.
в каждый момент времени рассматриваются для пеоемс *и <ииварианты Римана).
fe-i
k
k— i
I ,	. dw 1
|-^- + (w + a) —| = 0;
Ldw	dw T
Со стороны открытого впускного клапана граничные ус; ; нетото^Г^	пе^еменныТТвл^ются постов-
Зак. 13Э9
64
65
[Частота собственных колебаний столба воздуха определяет-
во “известной в акустике формуле для главного тона v=
Ейад-
[Условие резонанса выразится отношением частоты собствен-
L колебаний v столба воздуха к частоте возмущающего им-
д т. е. Kv=vlf. нли после подстановки их значений и не-
К)рых*преобразований условие резонанса может быть одно-
го выражено через критерий М в виде Kp=0,251i.
[Согласно диаграмме (см. рис. 42) резонансные колебания
|лба воздуха возбуждаются главной гармоникой 4-го порядка
1«=4) при значении критерия >4=16 (см. кривую рк/Ро)- При
|м длина трубы, обеспечивающая получение максимального
я из выражения (7), которое при М = 16 примет вид
АгрПу ШАХ =
Экспериментальные исследования показали, что максималь-
Угол поворота коленчатого вала, соответствующий времени
Для решения задачи необходимо знать граничные условия у обоих
нов трубопровода, т. е. характер отраженных характеристик у откр'
входного сечения и у впускного клапана. Граничное условие у входим
чеиня в ресивере без учета потерь иа входе можно получить нз ураа
энергии (интеграла Бернулли). Для сечения в клапане граничное ус
определяется подобным же образом. Прн этом принимают во .вниманн
потери, оцениваемые коэффициентом расхода ц.
Для нахождения мгновенной величины давления газов в цилиндре ис
зуют уравнение энергетического баланса
d7Bn — dQ = dU + AdL,
где dJIn н d/вы a — изменение соответственно энтальпий входящего возду
выходящих из цилиндра газов; dQ — изменение теплоты (с учетом теп
мена со стенками) вследствие подогрева воздуха прн впуске и смешени ..	. .
в цилиндре с остаточными газами; dU — изменение внутренней энергии i .лфицнента наполнения четырехтактного дизеля подсчитыва-
в цилиндре; AdL — работа, выполняемая газами в цилиндре.	я г* ------i _«с	— ......
Конечной целью расчета является определение скорости в клапане, се» я 1
ного расхода воздуха через клапан, давлений газов перед клапаном и i ..
лиидре.	_
Для уменьшения трудоемкости подбора основных конст] ц коэффициент наполнения может быть получен для четырех-
тивных параметров индивидуальных труб, обеспечивающих тгкых дизелей в диапазоне значений критерия подобия 15<
намический наддув, авторами предлагается метод с испольэ ь|<18.
нием ряда критериев подобия. При этом отклонения от разм< Угол поворота коленчатого вала, соответствующий времени
труб, полученных путем более сложных расчетов газолина рохождення волны разрежения со скоростью звука в трубе
ческих процессов, требующих большой затраты машинного i той /тр от клапана до открытого конца в ресивере для за-
мени, не превышают ~5 %, что следует признать вполне у того скоростного режима равняется ф=6лт или после под-
летворительным результатом. Предлагаемый метод приме! новки времени т = /тр/а0, угол ф=6п/тр/а0.
ся при создании и доводке многих опытных впускных систе! Умножив числитель и знаменатель на 120, после некоторых
также был проверен при анализе конструкций ряда моде образований угол ф можно представить как однозначную
двигателей с динамическим наддувом, выпущенных зарубеж 1КЦИЮ От критерия подобия ф=720А,. Суммарный угол, со-
ми фирмами.	>етствующий моменту обратного подхода волны к клапану,
В качестве основного критерия подобия труб с неустано! жн 2ф=1440/Х1.
шимися потоками может быть принят безразмерный волна Изменения максимальных коэффициентов наполнения Пгшах
параметр — произведение длины трубы Z-rp на частоту вын оответствующнх им оптимальных длин индивидуальных труб
денных колебаний f столба воздуха в трубопроводе, отнесен объединенных в одном ресивере, в зависимости от частоты
к скорости звука в условиях рассматриваемой газовой сред; пцения коленчатого вала представлены на рис. 43. Данные
т. е. ltpf/aQ.	„	(учены экспериментальным путем для нескольких дизелей в
Для расчетов и сравнений различных конструкций удо( шазоне значений критерия Xi = 15-7-18. Предельные величины
использовать обратную величину указанного отношения ффициентов наполнения Путах. полученные при трубопрово-
В четырехтактных двигателях, у которых частота главной 1 :, настроенных на определенный скоростной режим, возросли на
моники вынужденных колебаний /=п/120, критерий подо!|10—20 % (от 0,80—0,85 до 0,92—0,96) и практически мало
имеет вид
новки времени т = /Тр/ао, угол ф=6п/тр/а0.
Умножив числитель и знаменатель на 120, после некоторых
етствующий моменту обратного подхода волны к клапану,
Изменения максимальных коэффициентов наполнения пгшах
объединенных в одном ресивере, в зависимости от частоты
(учены экспериментальным путем для нескольких дизелей в
ффициентов наполнения 'Путах, полученные при трубопрово-
10—20 % (от 6,80—0,85 до 6,92—0,96) и практически мало
снялись в диапазоне частот вращения 1200—2200 об/мин.
Эффект от применения трубопроводов с динамическим над-
юм по сравнению с серийными разветвленными у испытан-
12 % (рис. 44). В рассматриваемом диапазоне скоростных
Наряду с критерием подобия Л] были предложены критериальные завнси-
Устанавливающие связь между оптимальной длиной трубопровода и ха-
•ерны.мн параметрами системы впуска, из которых в первую очередь отме-
следующне:
\=(120а0)/(п1^).	(?)
Величину критерия X, выбирают исходя из условия полф Дизелей выражается приростом коэффициентов наполнения
ния оптимального эффекта в отношении наполнения цилиа!
в выбранном диапазоне скоростных режимов работы двигате КЛ^°В критерий Л; изменялся в пределах 12—22.
При этом подсчитывают длину трубы для заданных час -
вращения коленчатого вала и критерия М, т. е. /тр=(120^и
/(лМ).	о .
66
5*	67
0,8
1,2
1,0
0,8
W
Рнс. 43. Кривые изменения коэффициента наполнения fir max и оптимл.
На рис. 43 нанесены зависимости длины трубопроводов от частоты
использовать отноше-
Рнс. 44. Приращение коэффициента наполнения цилиндра Дт]т при усп
ке трубопровода с динамическим наддувом взамен серийного с развел
нымн патрубками
Tjvmax в зависн-
ет частоты вра-
п при средних
Рис. 46. Кривые измене-
ния коэффициента напол-
нения
мости
щения
скоростях потока в тру-
бе Wxp:
1—67 м/с; 2 — 34 м/с
1М.1Л
по#
10 
5 
0 
'Sim 1400 1800 2200 2600 3000
Ркл/Р,
1,2
Ус
НО 360
1.	Уравнение В. Боднера, который предложил учитывать массу газа
Заключенного в рабочем цилиндре
гтр = (a0/<Dc) wcig(fTVaJ(b)cVh),
где юс — круговая частота собственных колебаний.
2.	Зависимость О. Лутца для определения минимальной длины тру
условии резонанса
^тр — воТс/4,
где тс*=<рс/6л— период собственных колебаний столба воздуха.
Прн <Рс = 180° зависимость
вид (7).
3.	Критерий В. Брандштетера
где юв — круговая частота вынужд
колебаний.
4. Формула фирмы Крайслер
/тр--=72а0/(п±3"),
45. Кривая нзмене-
относительных дав-
перед клапаном
а, в зависимости от
поворота коленча-
вала при критериях
подобия:
х,—16,1; i—*1-21.1
Ъл,
б.пл
|ИЯМ.
макси-
%•


21,1. При увеличении значения критерия А; до 21,1
льная амплитуда давлений уменьшалась лишь на 3,2
Форма кривой предельных коэффициентов наполнения
шят—f(^) в зависимости от частот вращения определяется
олютными средними скоростями воздуха в трубе w^, от ве-
чин которых зависит степень инерционного наддува, влияние
орого на формирование этой кривой выше не рассматрива-
ь.
На рис. 46 представлены кривые Цгтах Для двух средних
ростей воздуха в индивидуальных трубах й?тр, равных 34 и
м/с при номинальной частоте вращения коленчатого вала
2100 мин-1. Увеличение скоростей впуска достигалось умень-
длин индивидуальных труб /тр в зависимости от частоты вращения)	’ “
для критерия подобия Ь-1* 2-по формуле О. Лутца; 3-для к” я “Т ДИаМ.еТРа ТРУб ПРИ Сохранении ИХ Геометрической фор-
бия *.-18; 4 — по формуле фирмы Крайслер; 5-по уравнению В. Бодне; i. Критерии ПОДОбИЯ прн ЭТОМ ИЗМвНЯЛСЯ В УЗКИХ Пределах
С увеличением средней скорости потока до 67 м/с (кривая//
наблюдалось снижение предельного коэффициента наполне-
я, начиная от п >1400 об/мин, что вызвано ростом аэродина-
неских потерь. При неизменных фазах газораспределения и
где скорость звука аа=1050 фут/с и длина трубы выражается в nJ «“Шенных скоростях впуска (кривая /) коэффициент напол-
На рис. 43 нанесены зависимости длины трубопроводов от частоты ния значительно возрос за счет дозарядки в диапазоне
щення, подсчитанные по закономерностям, предложенным В. Боля 1400 мин-1 по сравнению с вариантом трубы, в которой CKO-
О. Лутцем и фирмой Крайслер. Кривая, подсчитанная по выраж сть пуска меньше (коивая 2).
О. Лутца, легка в полосе между кривыми, определяемыми величинами п	,
_____.г	"И"""*"1". ““И «	оелпчипамн и каиогтпо omr.nr.rr.	мпитрпия ппплбия 1. ппи
ния значительно возрос за счет дозарядки в диапазоне
1400 мин-1 по сравнению с вариантом трубы, в которой ско-
В качестве второго безразмерного критерия подобия Кг при
оектировании впускной системы можно
»«>
терия 15<М<18.
Кривые позволяют определить оптимальную длину инд
дуальной трубы, обеспечивающую получение предельного
эффициента наполнения 7]Г1аах для выбранного скоростного '
жима. Максимальные коэффициенты наполнения достиг
r]vmax=0,96 и практически остаются постоянными в достатс 95
широком диапазоне частот вращения (1200—2400 об/мин).
На рис. 45 сопоставляются кривые относительных давл(
Ркл/Ро перед впускным клапаном для критериев Xi = 16,l и я
68
1200	1400	1800	1800	2000 п,мшГ’
69
ние средней скорости в клапанной щели, подсчитанное по'
ражению (4), к скорости звука
Критерий Х2 оценивает аэродинамическое совершен
впускной системы и оптимальность выбора комплекса г я
рнческих параметров ее отдельных элементов в процессе!
проектирования. В существующих конструкциях критерий Хг д
ияется в пределах 0,32—0,53 прн среднем значении Х2яй
В случае подбора проходной площади индивидуальной тд
пользуются также критерием Л3, определяемым из условий]
неразрывности потока в сечении трубы и в клапанной щели
^Tpfтр ~ Р/кл^р. >
Х3 = Wjp/lVfi = P^ftui/f-rp-
Значение критерия 13 в среднем составляет ~Г “
ми отклонениями в диапазоне 0,25—0,4. Для номинального


пего момента вплоть до ее протекания, как у электродвигате-
 Это позволяет уменьшить плотность ряда коробки передач
понизить передаточные числа.
Дальнейшее улучшение энергетических показателей может
ггь достигнуто путем включения в систему впуска воздушных
одильннков после турбокомпрессора. При этом мощность
ягателя может быть повышена на 15—25 % и крутящий мо-
ят на 30—45 %.
ВПУСКНЫЕ ТРАКТЫ СИЛОВЫХ УСТАНОВОК
Компоновка впускного тракта и конструкция отдельных его
ементов определяют эффективность процессов наполнения и
есеобразования, в особенности у дизелей с однополостными
мерами сгорания. На одном и том же дизеле разность по
1шности и топливной экономичности между вариантами с
0,3 с кра дачной» и «неудачной» конструкцией впускной системы при
очих равных условиях может доходить до 20 %, а по дымно-
ал чп Р о Ма сРедние скорости йу-гр изменяются в преде н и токсичности отработавших газов до 50 %. Успешное соз-
„„„„ м с’ Б индивидуальных трубах режим турбуленп ние дизельных силовых установок при минимальном объеме
лл Ясп3а?.В	5PeaHJ?x. СКОРОСТЯД и диама удочных работ практически невозможно без предваритель-
й макетной проработки всего впускного тракта от воздухо-
борника до клапана в головке цилиндров.
Впускной тракт состоит из следующих элементов: воздухо-
ми или с индивидуальными трубами, присоединенными к об-
ему ресиверу, каналов и клапанов головки цилиндров.
переднего под капо-
едиего под полом салона; заднего в отсеке кузова автобуса.
2. Местом забора воздуха — внутреннего из-под капота или
-под опрокидывающейся кабины и внешнего через вынесен-
3. Размещением воздушных фильтров — под капотом или
", снаружи на крыле автомобиля, сбоку или сзади ка-
1ИЫ И Т. Д.
труб 40—60 мм соответствует числу Рейнольдса Re=(l-?2)
Подбор длин и проходных площадей индивидуальных ।
рубков разветвленного трубопровода с динамическим надду
PA“ с°б°и более сложную задачу, для решения ю вирника, воздушного фильтра, связующих труб с соедини-
р о язательно применение ЭВМ, так как оно связано с 6t иными деталями, трубопроводами с разветвленными патруб-
шими затратами машинного времени на расчеты.	ми нли с индивидуальными трубами, присоединенными к об-
Увеличение расхода воздуха при динамическом наддуве eMV ресиверу, каналов и клапанов головки цилиндров,
провождается повышением насосных и внутренних потерь в j Конструкция тракта определяется следующими факторами,
гателе на 2—7 % от общих потерь на трение. Например, в j 1. Местом расположения двигателя — переднего под капо-
пазоне частот вращения коленчатого вала 1400—2100 об/s м или опрокидывающейся кабиной грузового автомобиля;
как показали экспериментальные исследования, у дизеля с
посредственным смесеобразованием среднее давление нассо
П°ХТпПе/реИДео НЛ Динамический ниддув возросло .11ид и11рикиАВ1иа1ищси1;и миипи „
~v,UU/ МПа (на ~3 %). Поэтому при создании высокоэф^ ,й наружу заборник непосредственно из атмосферы,
тивнои впускной системы с динамическим наддувом необхс С. Га	'
мо проведение большого объема доводочных конструкторе биной*
экспериментальных работ.	iHii й ’ д
Весьма перспективны работы по использованию динамв 4. Типом двигателя, его силовой схемой — однорядной, V-об-
ского наддува в комбинации с турбонаддувом. Настройка в зной, с горизонтальным расположением цилиндров, местом
скнои системы на максимальное наполнение при низких ча< 1сположения на нем вспомогательных механизмов и агрега-
тах вращения коленчатого вала в сочетании с турбонаддув в —топливного насоса высокого давления с регулятором, фор-
дающим максимальный эффект в зоне номинальных режй нок, топливных и масляных фильтров, турбонагнетателя, ком-
работы, позволяет увеличить весовой заряд цилиндра в ба Рессора тормозной системы, выпускных трубопроводов,
широком диапазоне скоростных режимов. При этом появляе 1зма привода клапанов и других навесных агрегатов,
возможность получения высоких энергетических и эконом! Г.	, „„„	______ J _____________
ских показателей с одновременным формированием кривой к i патрубками, ресиверного или с динамическим наддувом.
Меха-
S. Типом впускных трубопроводов дизеля —с разветвленны-
От перечисленных факторов зависят общие раз®,
свободный объем и форма моторного отделения; величина®
динамического сопротивления воздушного тракта с учетоЯ
дува радиатора системы охлаждения и двигателя; степей®
догрева воздуха, засасываемого двигателем из подкапо®
пространства; образование застойных зон с повышенными®
пературами. Размещение двигателя под опрокидывающейся
биной или полом шасси усложняет конструкцию впус®
тракта и ухудшает доступность к его элементам.	Ш
|	При установке V-образных двигателей в подкапотном®
ifc подкабинном пространстве возникают трудности с размеще®
•i:	впускных трубопроводов с оптимальными газодинамичес®
j:	показателями, обеспечивающими высокие значения коэф.®
ента наполнения и равномерное распределение воздуха п®
дельным цилиндрам. Трудности связаны с необходимо®
уменьшения высоты моторного отделения н невозможно®
размещения трубопроводов в развале между блоками ци®
ров, вследствие чего впускные трубопроводы приходится I
ближать к головкам цилиндров, что ухудшает их аэроди ®
ческие показатели и вызывает неравномерность распред ®
воздуха по отдельным цилиндрам. Поэтому целесообразнее®
менять компактные трубопроводы ресиверного типа с ко ®
ми индивидуальными патрубками (см. рис. 36,38). Размен®
ь- впускных трубопроводов с наружной стороны блоков ЦИЛИ ®
в V-образных конструкциях, т. е. со стороны выпускных т®
проводов, нецелесообразно из-за ограничения общих I
L рчзмеров силовой установки по ширине и трудности экрани®
™ ния трубопровода от теплового излучения.	g
||	При переднем расположении двигателей установка воз®
Й	ных фильтров с относительно большими общими р®
й	рами, особенно при двухступенчатой очистке, в подкап®
или подкабинном пространстве усложняет компоновку мот®
у го отделения, а также повышает аэродинамическое сопрот®
ние воздушного тракта системы охлаждения. Поэтому в 
конструкций грузовых автомобилей воздушные фильтры :1
сят наружу и устанавливают на крыле грузового автом Я
или за кабиной. При этом холодный воздух засасывается -I
I.	воздухосборник из зоны с минимальным пылесодержание!
i	используется скоростной напор встречного потока воздуха I
На рис. 47—49 представлены схемы размещения возд I
фильтров и воздухозаборников в современных грузовых ав®
!' билях.	I
I	Большинство грузовых автомобилей имеет нару®
!;	забор более холодного воздуха. Забор осуществляется из я
1	тененных кабиной зон повышенного давления на возможно’
лее высоком уровне от дороги — несколько выше крыши К
ны, где запыленность пространства существенно ниже. Для
J	пользования скоростного напора встречного потока воздуха
72
I
0)
a)
47. Схемы переднего
 под капотом; б — под
наружного расположения воздухозаборников при
размещении фильтров:
кабиной; I — воздухозаборники; 2 — воздушные фильтры;
3 — турбонагнетатель
наружного расположения воздушных фильтров:
передним креплением к кабине; б — боковое закабинное с
'—	------. в— закабинное с креплении к

Рис. 48. Схемы
: — переднее с боковым ________ -.
репленнем к кабине и с боковым забором воздуха: -	---------
:абине и верхним забором воздуха; г —закабиниое с двумя воздушными фильтрами
| верхними воздухозаборниками; д — закабинное с верхним вынесенным вперед воз-
духозаборником; 1 — воздухозаборники; 2 — воздушные фильтры
73
движении автомобиля воздухозаборники направляют по j
автомобиля.
Натурная продувка автомобилей или их моделей в аэр<
намических трубах позволяет определить наиболее запылен
и влагообильные (при атмосферных осадках и мокрой дор
зоны, в которых не следует размещать воздухозаборники.
Рис. 49. Схемы расположения воздухозаборников при подкапотном раз
щении воздушных фильтров:
и — наружное одностороннее; б — наружное двустороннее; в — верхнее с подачей ;
духа через кабину; 1 — воздухозаборники; 2 —воздушный фильтр '
исследовании аэродинамики автомобилей выявляются также з
ны повышенных избыточных давлений по поперечному конту]
возникающих в процессе обтекания встречным потоком возз
ха. Разность величин избыточного давления может достигал
зависимости от формы кабины и расположения мест заме
величины, соответствующей утроенному напору, замеренно
при движении автомобиля на предельной скорости. Однако^
мере изменения скорости зоны избыточных давлений сдвигают
по поперечному и продольному контурам автомобиля, что ;
трудняет использование их для стабильного улучшения нагм
нения цилиндров двигателя воздухом. Устойчивые зоны поа
шейного давления расположены в нижней части передней паз
ли облицовки радиатора и в верхней части капота под нижя
кромкой ветрового стекла. Вторая зона является более предгк
тительной, так как через нее поступает в систему впуска Mtf
шее количество пыли и отработавших газов от встречных
попутных автомобилей. Поэтому размещение там воздухозабо
ников (рис. 48, а) является обоснованным, в особенности, кос
они, во избежание подогрева воздуха, сдвинуты отиоситель
лобовой площади радиатора. Зоны наибольших разрежений рз
положены у передней кромки крыши кабины и боковых поверхв
стей передних крыльев автомобиля. На рис. 49, в представлю
Рнс. 50. Типы воздухозаборников:
а — телескопический: б — зонтичный
впускных трактов установлено,
эи схемы двигателя и располо-
IX агрегатов. В подкапотном
и воздушный фильтр обычно
£ема наружного надкабинного забора воздуха с воздухозабор-
ов трубой, пропущенной внутри кабины.
Й Размещение и конструкция воздухозаборника в подкапотном
ространстве зависят от силое
Ёения на нем вспомогательна
ространстве воздухозаборник
Соединяют в одном агрегате.
г На рис. 50 даны схемы на-
ужных воздухозаборников
елескопического (рис. 50, а)
зонтичного (рис. 50,6) типов.
* С вынесением воздухоза-
орника за пределы кабины
ляна впускной трубы увели-
ивается на 1,5—2 м, что со-
рсвождается повышением
эродинамического сопротив-
ения впускного тракта на
0—12 ГПа. Однако это ком-
еисируется значительным по-
ижением температуры на
пуске. В результате доводки
то потери давления на впуске на 0,01 МПа вызывают снижение
ющности двигателя при работе без наддува на 3—4 % и в слу-
ае турбонаддува на 1,5—2,5%.
Средние скорости потока в трубах, по которым воздух по-
тупает от заборника к фильтру, подсчитанные по секундному
Съемному расходу, находятся в пределах 15—30 м/с и в сред-
ем составляют ~ 18 м/с.
Впускные тракты легковых автомобилей со всеми входящи-
и в них элементами располагают под капотом. При этом стре-
ятся избежать засасывания подогретого под капотом возду-
а, для чего заборники устанавливают сбоку от радиатора в на-
равлении движения автомобиля, чтобы с большим эффектом
спользовать скоростной напор.
Схемы впускных трактов автобусов с горизонтальными дви-
ателями, расположенными под полом, представлены на рис. 51
ри заднем верхнем заборе воздуха и переднем.
От компоновки впускного тракта и подбора конструктивных
геометрических параметров отдельных его элементов и ско-
остей воздушного потока зависят: величина коэффициента на-
олиения двигателя т]Г, форма его кривой т}у=[(п) и произве-
ение плотности воздуха рв, засасываемого двигателем, на ко-
ффициент наполнения рвт]г, характеризующее массовый заряд
илиндра и пропорциональную ему величину среднего индика-
арного давления, что видно из: следующего выражения:
Pi = ЛрвПДПгМ
ie Д — коэффициент.
75

Рнс. 51. Схемы I
душных трактов ав-м
сов при горизонта!
расположенном дм
теле:	1
а — с верхним задние
бором воздуха; б — с!
редним забором; 1 — м
хозабориики; 2 — воц
иые фильтры; 3 — реем
впускных трубопроаа
4 — крыша салон*!
Плотность воздуха при заборе из подкапотного (подкаМ
ного) пространства определяют из выражения	i
рв = 1,293 (В/1013) Г---—-------1,	]
Ч (Т0 + ДТ1 + ДТ2) ]’	<
где То — температура окружающей среды; Д7\— величина cj
марного подогрева воздуха в решетке радиатора и в подкапс
ном (подкабинном) пространстве; ДТ2— величина подогре
воздуха во впускном тракте на пути от воздушного фильтра!
впускного клапана; В — барометрическое давление, ГПа.
Подогрев воздуха, поступающего в подкапотное прострая
во, зависит от температуры окружающей среды и охлажда!
щей жидкости. Летом, при открытых жалюзи, практичен
весь воздух поступает в подкапотное пространство через рейх
ку радиатора системы охлаждения. В некоторых автомобил
перед радиатором системы охлаждения устанавливают мае!
ный радиатор и температура подогрева воздуха прн этом пов
шается на 8—10 К. Зимой, при полностью закрытых жалки
воздух засасывается из-под двигателя, минуя радиатор, и тем!
ратура его подогрева несколько снижается. В подкапотном п;
странстве воздух подогревается за счет теплоты, излучаемой t
верхностями корпуса двигателя и выпускных трубопровод
При перегревах двигателя степень подогрева воздуха заме!
возрастает.
Как показали результаты испытаний грузовых автомобил
в различных климатических условиях, температура воздуха
подкапотном пространстве всегда выше температуры окружа
щей среды на 35—45 К и зависит от температуры охлажда
щей жидкости. В среднем на каждые 10 К повышения тем!
ратуры охлаждающей жидкости в диапазоне 340—370 К те
76
иратура воздуха под капотом возрастает на 8—10 К. В зоне
^душного фильтра температура воздуха в летний период до-
мдит до 360 К.
КМежду температурой охлаждающей жидкости и темпера-
гатюй воздуха в подкапотном пространстве Тв в зоне воздушно-
кфйльтра для грузовых автомобилей установлена следующая
Кпериментальная зависимость:
»	Т. = Т, + 0,35 (Гж-273).
ЦНапример, можно привести следующие значения для автомо-
шя МАЗ-500, полученные при скорости движения 50 км/ч н
температуре окружающей среды около 273 К. Для этих условий
цри заборе воздуха из-под кабины его температура в трубопро-
воде непосредственно после воздушного фильтра колебалась иа
гоовне 312—315 К, а при заборе сбоку от кабины не превы-
шала 290 К, т. е. разность температуры подогрева достигала
28К.
Lt; С возрастанием температуры подкапотного пространства в
указанных пределах коэффициент наполнения увеличивается
при всех скоростях движения автомобиля на 7—9 % и соответ-
ственно снижается плотность воздуха вследствие уменьше-
ния подогрева воздуха в трубопроводах на участке между воз-
душным фильтром и клапаном. Поэтому при температуре воз-
духа под капотом ~325 К и выше величины произведения
М® получаются меньшими, чем при температуре 295 К в случае
Наружного его забора.
[ Подобное явление сопровождается обогащением горючей
смеси, падением мощности и повышением дымности отработав-
ших газов. Было установлено, что повышение температуры за-
сасываемого воздуха на 10 К при работе дизеля со свободным
рпуском по внешней характеристике приводит к снижению мощ-
ности на ~2 % и при турбонаддуве на 2—2,5 %.
' Особенно сильно отражается увеличение аэродинамического
сопротивления и температуры всасываемого воздуха на дым-
вость отработавших газов, которая при ухудшении условий об-
рува двигателя и засорении фильтров может удваиваться иа
напряженных режимах работы.
При наружном заборе воздуха, по сравнению с подкабин-
рым, на автомобилях МАЗ-503 и МАЗ-504 массой 14 т эксплуа-
тационная экономичность улучшилась примерно на 3,5 %, а при
работе этих автомобилей в составе автопоезда массой 30 т —
Примерно на 5 %. В результате появляется возможность толь-
ко за счет изменения компоновки впускной системы повысить
эффективные показатели работы автомобильного транспорта без
Увеличения дымности и токсичности отработавших газов.
i В конструкциях с наружным воздухозаборником и фильт-
ром удлиняется система впуска и возрастает число соединитель-
ных стыков, герметизация которых для любых условий эксплуа-
I	77
тации должна быть обеспечена уплотнительными устройствами.
Предотвращение разгерметизации стыковых узлов достигается
конструктивными и технологическими мерами, а также более
тщательным наблюдением в эксплуатации. Первые заключают-
ся в уменьшении числа и улучшении качества конструкции сты-
ков. Как правило, они выполняются в виде резиновых манжет,
скрепляемых хомутами.
В практике используют различные сочленения и хомуты,
основными требованиями к которым является надежность гер-
метизации. Расположение соединяемых элементов в простран-
стве и крепление их к кабине, кузову или двигателю произво-
дится таким образом, чтобы возникающие при езде усилия и мо-
менты от продольных и поперечных колебаний и вибраций от-
дельных элементов конструкции не приводили к разгерметиза-
ции стыков. Особенно трудно этого добиться в подкабинной схе-
ме с выносными фильтрами и воздухозаборниками, так как от-
дельные детали впускной системы крепят к различным элемен-
там автомобиля, нежестко связанным между собой. Техноло-
гические мероприятия заключаются в обеспечении надежного
монтажа всех соединений и в обязательной периодической про-
верке Герметичности в эксплуатации. Первичный контроль дол-
жен проводиться непосредственно на конвейере при сборке.
Сохранение герметичности всех соединений предохраняет от-
ветственные детали двигателя от преждевременного износа. При
разгерметизации износ может наступить, особенно в двигате-
лях, эксплуатирующихся в условиях большого пылесодержания
воздуха, за короткий период времени, что видно из следующего
примера.
Согласно техническим требованиям воздушный фильтр не
должен пропускать свыше 0,3 % пыли, т. е. коэффициент про-
пуска должен быть 0,003. В случае подсоса в систему части
воздуха через неплотности, минуя фильтр, пылесодержание воз-
душного заряда возрастет в [1 + Св(1—Ф)/Ф] раз (где Ф — ко-
эффициент пропуска пыли). Эти ограничения приведут к
увеличению количества пыли в цилиндре в (14-3,332Св) раз.
Например, если предположить долю неочищенного воздуха,
проходящего минуя фильтр, равной 0,0001; 0,01 или 0,1, то пы-
лесодержание воздуха в цилиндре повысится соответственно в
1,33, 4,3 и 34 раза.
Учитывая, что абразивный износ трущихся поверхностей
экспоненциально зависит от степени запыленности воздуха,
можно ожидать, что темп н уровень износа могут возрасти до
трех порядков. Следует также иметь в виду возможное изме-
нение дисперсности пыли, поскольку через неплотности могут
проникать крупные частицы, повышающие темп износа, в осо-
бенности гильз цилиндров, поршневых колец, поршней и вкла-
дышей подшипников коленчатого вала. По опытным данным
предельный износ гильз и поршневых колец в условиях даже
78
незначительной разгерметизации может наступить уже через
500—1000 км пробега автомобиля или после 25—50 моточасов
работы. В связи с этим в ряде конструкций используют возду-
хозаборники со специальными инерционными ловушками для
отделения от воздуха наиболее крупных частиц пыли до подхо-
да к фильтрующему элементу.
МЕТОДЫ ИССЛЕДОВАНИЙ, ОЦЕНКИ
И ДОВОДКИ ВПУСКНЫХ КАНАЛОВ
АНАЛИТИЧЕСКОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ
ГАЗОДИНАМИЧЕСКИХ ПРОЦЕССОВ ПРИ ВПУСКЕ
Впускная система дизеля с оптимальными газодинамиче-
скими характеристиками должна обеспечивать высокие выход-
ные показатели рабочего процесса: среднее эффективное дав-
ление ре, литровую мощность Nп, удельный расход топлива
— при возможно; низком максимальном давлении сгорания
рг и удовлетворительных экологических показателях. В общем
виде этим требованиям отвечает конструкция впускного кана-
ла с минимально возможным аэродинамическим сопротивлени-
ем, организующая при наполнении направленное движение
заряда в цилиндре определенной интенсивности. Указанные
условия приводят к необходимости использования критериев
оценки обоих этих факторов, как и метода достижения их опре-
деленного уровня. В настоящее время разработан комплекс
параметров, оценивающих уровень аэродинамических сопро-
тивлений и интенсивность движения газа в цилиндре на такте
впуска и в конце сжатия к моменту впрыска топлива.
При использовании двухфункциональных каналов, как счи-
тают некоторые авторы, движение газа в цилиндре в конце
впуска может быть описано по закону вращения твердого те-
ла. Его характеристиками являются угловая скорость и, мо-
мент количества движения Л1к и кинетическая энергия воз-
душных вихрей Ев. Аэродинамическое сопротивление непо-
средственно отражается на уровне суммарных насосных потерь
рн и величине коэффициента наполнения т]г.
Выбор методов оценки и доводки впускных каналов опре-
деляется поставленными целями и имеющимися эксперимен-
тальными возможностями. Существуют две основные задачи, от
успешного решения которых зависит получение эффективного
рабочего процесса: создание впускной системы с заданными
аэродинамическими характеристиками; выбор газодинамиче-
ских параметров каналов и рабочего заряда в цилиндре и ка-
мере сгорания.
До настоящего времени нет аналитических методов, позво-
ляющих достаточно точно оценить уровень интенсивности дви-
7Э
жения газа в камере сгорания, а также решить частную
задачу, связанную с описанием истечения газа из клапанной
щели в реальном неустановившемся процессе. Это связано с
трудностями описания трехмерного течения газов по криволи-
нейным каналам с внезапными препятствиями, сложной про-
странственной структурой потока, со струйным истечением
газа через щель клапана в частично заполненное пространст-
во цилиндра переменного объема, взаимодействием потоков
между собой, со стенками цилиндра и подвижным днищем порш-
ня. Аналитическое определение оптимального поля скоростей
в кольцевой клапанной щели и распределения потоков в ци-
линдре осложняется отсутствием точных методов оценки аэро-
динамических потерь, возникающих при входе газа в цилиндр
и обтекании его внутренней поверхности. По аналогии эти
потери можно сравнить с концевыми и торцовыми потерями в
турбомашинах, а также с профильными, вызванными измене-
нием состояния пограничного слоя на отдельных участках
впускного тракта. В канале имеются неустойчивые зоны пере-
хода потока из ламинарного в турбулентный и зоны отрыва и
прилипания пограничного слоя. Структура потока характери-
зуется переменными по времени и месту числами Рейнольдса,
уровнем нестацнонарности, оцениваемым числом Струхаля, ин-
тенсивностью и масштабом турбулентности.
Имеющиеся расчетные методы с использованием ЭВМ поз-
воляют описывать в одномерной постановке неустановившееся
течение газа по впускному тракту, а при наличии эксперимен-
тальных данных оценивать.по аэродинамическому сопротивле-
нию системы суммарные насосные потери и величину коэффи-
циента наполнения.
Процессы, происходящие в цилиндре при наполнении, рас-
сматривают обычно как квазистационарные, т. е. с осредне-
нием термодинамических параметров по всему объему рабочей
среды открытой системы с энергетическим и массовым обме-
нами, в которой внутренняя энергия U, масса т и удельная
внутренняя энергия и газов связаны с удельным объемом V,
энтропией s и текущим объемом V уравнением
U = ти или dU = udm + mdu.
Тогда уравнение баланса энергии заряда в дифференциаль-
ной форме примет вид
dQ = dU + pdV — (u + pv — Tsdu).
Из совместного решения этих уравнений и уравнения со-,
стояния pV=gmRT с учетом, что du — cvdT, находим выраже-
ние для давления газов в цилиндре
dp ^±zldQ = ^2-dv+^S-dm-----------dm
V	V	tn	mR
«0
или по углу поворота кривошипа
dpg _= k— 1 dQ __kpn dv | ЛРц dm ____ (fe — 1)Рц$ dm
d<p V dip V dip m dip mR dip *
тде k — отношение теплоемкостей; Л=ср/со; R— газовая по-
•стоянная.
Поле скоростей ^воздушного потока в цилиндре при движе-
нии поршня на такте впуска может быть описано с помощью
уравнений нестационарного течения, приводимых для удобства
и цилиндрических координатах.
Итерационный путь решения конечно-разностным методом
уравнений сохранения массы и количества движения заряда с
учетом скорости диссипации турбулентного потока весьма тру-
доемок и требует больших затрат машинного времени ЭВМ
.даже в упрощенном варианте. Поэтому аналитически могут
быть оценены пока только наиболее простые модели завихре-
ния заряда в цилиндре. Например, с принятием ряда допуще-
ний можно определить момент количества движения воздуш-
ного заряда для схематичного тангенциального канала или
клапана с заширмлением. Одно из таких допущений — экви-
валентность реального процесса квазистатической модели, в
которой текущие изменения в канале давления р, температуры-
Т, скорости истечения через щель а>кл.вп и подъема клапана
йкл заменяются рядом последовательных их фиксированных
значений.
В тангенциальном канале (см. рис. 18), полагая течение
всего потока сосредоточенным по оси канала, наклоненной под
углом 0 к плоскости тарелки со скоростью шкл.вп, пропорцио-
нальной скорости поршня Сп, получим для приращения объема
цилиндра	изменение момента количества движения
dMK =	cos 0 = рХ cos 0rBIdS,
тде скорость определяется из условия неразрывности потока
«'кл.вЦ = сп(^ц/Р-/кЛ); Гвх —радиус входа (см. рис. 18; 23).
При расчетном определении по результатам эксперимен-
тального анализа векторного поля скоростей (см. рис. 21),
позволяющего в каждой i-ой точке (например, А) клапанной
щели получать величины и направления векторов скоростей
^кл-вп и их составляющих в вертикальной (угол ₽') и гори-
зонтальной (угол а') плоскостях, применимо уравнение для
момента количества движения заряда
ДМК = Дтаукл.вп;гвх = wL cos 0' cos a' x
X У (dli/4) + /• — dxal cos sin
arccos
/ (<&/*)cos Of
/(C/^+^-^cose;
6 Ззк. 1399
81
— a' — 6,+ 2 ,
где dKa = (di+dz)l2 (см. рис. 25); 0, —угол между вектором
скорости и осью X—X (см. рис. 23).
Изменение момента количества движения Мк в цилиндре
по времени в процессе сжатия может быть подсчитано при
условии знания декремента затухания k3 энергии по уравне-
нию
Мк =
где ЛГко — момент количества движения всего заряда в кон-
це впуска; v — среднее интегральное значение кинематической
вязкости, определенное по текущим значениям давления и тем-
пературы при сжатии; т — время, в течение которого происхо-
дит сжатие заряда, е—основание натурального логарифма.
dr.K — диаметр горловины камеры сгорания.
Последнее уравнение учитывает диссипацию кинетической
энергии потока во времени. Аналитические зависимости, учи-
тывающие затухание вихрей в цилиндре вследствие усиления
турбулизации при сжатии, перетекания газов из надпоршне-
вого пространства в камеру сгорания и сложности конфигу-
рации внутрицилиндрового пространства, в настоящее время
отсутствуют. Некоторые авторы считают возможным учитывать
потерю энергии введением коэффициентов в качестве сомно-
жителей к полученной в конце впуска (по результатам про-
дувки) величине энергии заряда [5]. Экспериментально уста-
новлено, что при перетекании вращающегося заряда в цилинд-
ре диаметром 130 мм в камеру сгораний*" в днище поршня
диаметром (0,5—-0,7) D циркуляция скорости уменьшается на
15—50 %.
Возможен и более строгий подход, при котором эпюру ско-
ростей в клапанной щели используют как граничное условие
для определения момента количества движения заряда в ци-
линдре с учетом взаимодействия потока со стенками. В этом
случае поток рассматривают как результат наложения двух
течений со скоростями, направленными вдоль оси цилиндра и
в плоскости, перпендикулярной к ней. Последнее течение дол-
жно иметь зону стока вследствие взаимодействия струй со
стенками цилиндра.
При квазнстатической постановке задачи и без учета тре-
ния суммарный момент количества движения AfH и угловая
скорость ©i для рассматриваемого момента i выразятся
82
2МК/

i
л<к»=2Л1лж и ®<=
М
Большое число принимаемых допущений и невозможность
полного аналитического описания особенностей конструкции
впускного канала, процесса впуска и движения заряда в Ци-
линдре вызвали необходимость разработки комплекса пара-
метров и методов расчетно-экспериментальных исследований.
ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ МЕТОДЫ ИССЛЕДОВАНИИ
Оценку газодинамических качеств каналов в процессе до-
водки следует проводить непосредственно на двигателе путем
определения выходных показателей эффективности рабочего
процесса. Однако этот способ длительный и дорогостоящий.
В предположении, что газодинамические особенности
н характеристики являются функциями только геометрических
параметров и режимных факторов можно использовать для
оценки динамическую модель — исследуемый двигатель на
различных скоростных режимах провертывания коленчатого
вала от постороннего источника энергии с размещением на
нем датчиков различных типов. При этом можно оценить сум-
марную эффективность от тех или иных решений или поэле-
ментную (по отдельным выбранным конструктивным пара-
метрам). В частности, кроме оценки коэффициента наполне-
ния, возможен также анализ газодинамических процессов,
происходящих в трубопроводах, каналах головки и в цилинд-
ре. В общем виде анализ сводится к определению характери-
стик потока в различных элементах впускной системы (мгно-
венных значений температур, давлений и скоростей), изменя-
ющихся по углу поворота коленчатого вала. Политропическое
изменение состояния газов в цилиндре вызывает необходи-
мость применять для исследований сложную регистрирующую
электронную аппаратуру.
В квазистатической постановке задачи, вместо реального
процесса впуска с непрерывным изменением параметров р, Т,
фкл.вп, Лкл рассматривают нх фиксированные значения, что
значительно упрощает оценку аэродинамических показателей.
В этом случае появляется возможность имитировать про-
цессы впуска для выбранных постоянных подъемов клапана
исследуемого канала в условиях установившегося течения га-
за в цилиндре, открытом с одной стороны (при статической
модели продувки). Совершенство канала может быть оценено
коэффициентом сопротивления Ъ==Ьр/Н или коэффициентом
срабатывания энергии потока С=1+£=(Др4-#)/#=Др*//? или
коэффициентом расхода и (где Н — скоростной напор в вы-
81
6»
бранном сечении, и Др* — полный напор). Обычно принима-
ется рв—idem; p=idem, а полученное снижение-расхода воз-
духа условно связывают с уменьшением геометрической про-
ходной площади /нл до эффективной р/кл.
Существующие качественные методы исследования позво-
ляют получить общее представление о течении воздуха в кана-
ле, Цилиндре и камере сгорания и позволяют сравнить влия-
ние различных конструктивных вариантов и их сочетаний иа
параметры потока.
Методы качественной оценки. Первым, наиболее простым
методом можно считать визуализацию течения с помощью
различных газов, жидкостей нли хлопьев, светящихся частиц
или тонких нитей. Метод позволяет субъективно оценить и
представить приближенно общую картину течения газа в ка-
нале, клапанной щели, а также в цилиндре дизеля.
Движение заряда в камере сгорания обычно трассируют с
помощью эпоксидной смолы или алюмицневой краски, заме-
шанной на моторном масле до полужйдкой консистенции.
Зафиксировав положение нанесенных на днище поршня точек
краски (диаметром 2—4 мм), начальное и конечное после про-
вертывания на выбранном скоростном режиме, оценивают
направление и распределение потоков над поршнем и в каме-
ре сгорания. По траекториям движения капель на поверхности
днища поршня можно приближенно оценить соотношение
между тангенциальной wt и радиальной wr составляющими
скорости.
Рассматривая траектории движения капель на днище пор-
шня, можно написать: wr — drfdr и wt = rdty/dx. Тогда отношение
скоростей примет вид wt)wr=r(d^/dr).
Принимая плотность газа по сеченню цилиндра постоянной,
из условия неразрывности потока можно определить величину
радиальной скЬрости wr = k0{ri — rty/r. где k0 — функ-
ция угла поворота коленчатого вала.
После подстановки значения радиальной скорости танген-
циальная составляющая скорости выразится wt => k0 (г* —
— ftyfdq/dr).
Типичная кривая траектории капель в системе координат
ф—г по результатам трассирования приведена на рис. 52.
После небольшого параболического участка (вблизи горлови-
ны камеры) кривая переходит в прямую, угол наклона v ко-
торой характеризует тангенциальную составляющую скорости
потока.
Рассмотренный метод пригоден для приблизительной оцен-
ки интенсивности движения газа» в цилиндре в начальной
стадии доводки рабочего процесса. Для этого по 6—12 радиу-
сам наносят по 5—7 капель трассирующего вещества, затем
в течение „5—10 с двигатель выводят иа заданный скоростной
84
режим работы, который продолжается не более. 60—60 с, с
последующим резким сбросом частоты вращения до остановки
в течение 3—5 с.-После снятия отпечатка краски с днища
(на фото или лавсановую кальку) производится ана-
лиз траекторий движения капель в полярных координатах
ф—г для определения: влияния конструктивных параметров
на тангенциальные и радиальные скорости; распределения
тангенциальных скоростей по днищу поршня.
Рис. 52. Расчетная схема траектории движения центра тяжести капли на
днище поршня в системе координат:
а — полярной; б — прямоугольной; г — радиус поршня; dT к — диаметр горловины
камеры; г», Дг* , Дф — текущее положение центра тяжести капли
Методика проведения опыта на статических моделях заклю-
чается в трассировании движения газа хлопьями метальдегида,
дымом или цветным газом, вводимым в канал через зонды
примерно с такой же скоростью течения, как у газа. Может
использоваться также моделирование с помощью жидкости, в
которую подводят пузырьки воздуха или подмешивают частицы
твердых веществ, например, полистирола или термопластиче-
ских смол. Иногда в поток вводят шелковинки, закрепленные
на неподвижных стойках.
Более точными методами, позволяющими оценить течение
газа в трубопроводах н каналах, а также распределение зои с
различной плотностью газа и эпюр скоростей потока по сече-
нию канала, являются методы электрогидроаналогии и шли-
ренфотографирования.
Первый метод применяют для изучения течения идеальной
несжимаемой жидкости, т. е. при скорости потока меньше
скорости звука (0,3—0,4) ао. Метод используется при реше-
нии задач, описываемых дифференциальным уравнением Лап-
ласа. Метод основан на математической аналогии ряда физиче-
85
ских процессов [движения грунтовых вод, теплопередачи, дви-
жения газов со скоростями до (0,3—0,4) ао] движению электри-
ческого тока в проводниках. Движение тока описывается урав-
нением A=ca(dV/dsB), где А — сила тока; V — электрический
потенциал; s3— длина проводника; сэ — коэффициент электро-
проводности среды.
Если в определенном масштабе воспроизвести модель иссле-
дуемого канала (объемно или плоскостно) с помощью какого-
либо электропроводящего материала и подключить эту модель
входным и выпускным сечениями в электрическую цепь с по-
мощью шин так, чтобы на них создались постоянные потенциа-
лы Vi и V2, то падение потенциалов в модели будет опреде-
ляться всецело конфигурацией канала. При этом нетрудно
определить линии (или поверхности) равного потенциала (эк-
випотенцналы). Этн линии будут соответствовать линиям рав-
ных давлений при течении газа по каналу. Линии тока нахо-
дятся подобным же образом при подключении шин к другим
^участкам контура, например к верхней и нижней стенкам ка-
нала в случае моделирования в вертикальной плоскости. Это 1
позволяет получить гидродинамическую сетку движения газа, в
чем и заключается суть метода. В качестве электропроводящего
материала при решении плоских задач используют станиоль, гра-
фитизированную или другие виды электропроводящей бумаги.
Прн решении пространственных задач используют жидкие и
студнеобразные электролиты.
Методы количественной оценки. Количественную оценку ин-
тенсивности движения заряда осуществляют путем определения
полей скоростей, замеров частоты вращения анемометра и мо-
мента количества движения заряда в цилиндре.
Поле скоростей в цилиндре или в клапанной щели статиче-
ской модели определяют с помощью пневмозондов или ионными,
термо- или лазерными анемометрами. двух последних слу-
чаях возможна оценка как средних, так и пульсационных ха-
рактеристик потока. При количественной оценке становится
возможным более строгое и точное, чем при использовании ме-
тодов визуализации, сравнение различных вариантов течения,
нахождение и оптимизация связей между расходными и энер-
гетическими характеристиками каналов. Но при этом возникает
необходимость введения дополнительных числовых критериев,
характеризующих газодинамические качества рассматриваемых
каналов.
Оценочные параметры должны отвечать следующим требо-
ваниям:
легко расчетно или экспериментально определяться на из-
меняемых моделях;
обеспечивать качественную и количественную оценку физи-
ческой сущности происходящих газодинамических процессов;
быть однозначными и по возможности безразмерными ха-
86
рактеристикамн для двигателей с различными размерами ци-
линдров.
Ниже описываются некоторые методы, используемые прн
создании и исследовании двигателей.
ИССЛЕДОВАНИЯ НА ДВИГАТЕЛЯХ
К первым исследованиям движения заряда в цилиндре дви-
гателя иа режиме провертывания вала можно отнести класси-
ческие опыты Рикардо и Засса.
Рикардо установил в камеру сгорания крыльчатку и реги-
стрировал ее частоту вращения при провертывании вала двига-
теля. Анемометр фиксировал средине значения скорости газа
за один цикл. Рикардо ввел понятие «вихревое отношение»,
соответствующее отношению частот вращения крыльчатки, за-
мерявшей вращение вихря, и коленчатого вала.
Засс установил пластинку в открытой камере сгорания, и
регистрировал воздействие иа нее потока воздуха. Известны и
другие попытки использования пластин, связанных с тензо-,
емкостными или индуктивными датчиками. Однако установка
пластинок деформирует вращающийся поток, что и является
недостатком подобных методов.
Прн термоанемометрировании используют на режимах про-
вертывания одно-, двух- или трехкомпонентные датчики. В пер-
вом случае производят ориентацию нити датчика в выбранной
системе координат. Получаемые от датчиков сигналы являются
функцией тангенциальной, осевой и радиальной составляющих
полного вектора скорости потока. Их величины находят в ре-
зультате решения систем уравнений теплопередачи, чаще всего
в критериальной форме. В качестве чувствительного элемента
применяют нити или пленки тугоплавких металлов толщиной
0,5—20 мкм с базой 1—12 мм, которые закрепляют на хромо-
вых или хромоникелевых ножках. Последние проходят через
фарфоровую двух-, трех- или четырехдырчатую трубку, на ко-
торую надевают уплотняемый от прорыва газов металлический
корпус, вворачиваемый в головку блока для исследования внут-
рицилнндрового пространства нли в трубопроводы для опреде-
ления средних и пульсационных составляющих скорости газа.
В головке двигателя, у которого не предусмотрено специаль-
ного отверстия, датчик устанавливают в отверстие под форсун-
ку. К нихромовым (например, Х15Н60 или Х17Н80 ГОСТ
10994—74) ножкам датчика припаивают высокотемпературный
провод. Стыки герметизируют высокотемпературным клеем.
Нити приваривают к ножкам непосредственно или с помощью
никелевых накладок, после чего для стабилизации параметров
датчика производят отжиг нити.
Для оценки газодинамики заряда датчиками термоанемо-
метров, расположенными в подвижных точках внутрицнлиндро-
87
и
и
и
связанный
по которому
от датчиков,.
Рис. 53. Схема механизма для съе-
ма тока с движущегося поршня:
I — сменная вставка с камерой сго-
рания; 2 —картер; 3 — токосъемный про-
вод; 4 — промежуточный рычаг; 5 —
ограждение
вого пространства, например в
однополостной камере сгорания
перемещающегося поршня, ис-
пользуют одно из трех решений.
1.	Через головку цилиндров
пропускают жестко
с поршнем шток,
выводят провода
подсоединяемых к регистрирую-
щей аппаратуре. Однако при
этом течение заряда в цилиндре
несколько искажается штоком.
Затруднения возникают при соз-
дании надежных уплотнений
штока и механизма токосъемника.
2.	На удлиненной части юбки поршня устанавливают ламе-
ли, через которые производится съем сигналов с помощью под-
пружиненных неподвижных щеток. Основные трудности заклю-
чаются в подборе для них материала и допустимых удельных
давлений в контактирующей паре для поддержания постоянно-
го сопротивления между ними. Надежность измерений системы
невысока при значительном уровне шумов.
3.	К поршню подсоединяют двухзвенный рычажный меха-
низм, закрепленный на картере, с отношением длин рычагов,
равным отношению длин кривошипа и шатуна исследуемого
двигателя (рис. 53). Рычаги изготовляюциз титановых сплавов.
Разработанная конструкция длительно сохраняет работоспособ-
ность при эластичном токопроводе.
Последняя схема наиболее удобна и надежна для работы
с подвижным поршнем. Чувствительный элемент датчика
приваривают микросварочным устройством и затем отжи-
гают (при тугоплавком материале нити) для стабилизации ее
электропроводности. После этого тарируют датчик и опреде-
ляют связи между газодинамическими параметрами потока и
электрическими сигналами в регистрирующей аппаратуре.
Основные затруднения возникают при выборе числа и мест
расположения точек замеров, препарации поршня под вставки,
обеспечении масляного голодания клапанного механизма и
компрессии за счет качества и числа колёц с целью ограниче-
ния попадания масла в цилиндр. Значительные сложности свя-
заны с записью процессов, анализом большого объема перера-
батываемой информации и с расшифровкой зарегистрнроваиных
88
сигналов по трем составляющим. Использование магнитографа
и ЭВМ существенно сокращает время эксперимента, повышает
качество записи н облегчает расшифровку информации.
На рис. 54 приведены схемы наиболее часто применяемых:
датчиков термоанемометра. Ионный анемометр фиксирует раз-
ницу во времени двух моментов: образования специальным ге-
нератором небольшого ионного облака, возникающего в ре-
зультате коронного разряда, и регистрации его максимума при-
емником. Генератор в виде двух электродов и приемник обычно
объединяют в единый датчик (рис. 55). Зная базу прибора ДГ
и зафиксированный интервал времени Дт, определяют среднюю
скорость газа	Трудности использования метода свя-
заны с уменьшением точности при падении плотности газовой
среды, с необходимостью создания значительного импульса на-
пряжения в течение нескольких миллисекунд.
Применение державок для перемещения и разворачивания
датчика или последовательное использование игл зонда в каче-
стве приемника позволяет определить с большой точностью на-
правление потока в плоскости измерения.
Наиболее точным, но н сложным из применяемых методов,
является лазерное анемометрироваиие потока газа. Создание
условий для прохождения когеррентного пучка света в иссле-
дуемый объем и обратно требует тщательной подготовки испы-
туемого объекта.
Следует отметить, что проведение всех видов анемометриро-
ваиия требует введения в эксперимент дополнительных огра-
ничений, которые вынуждают создавать сложные специализиро-
ванные установки.
89
ИССЛЕДОВАНИЯ НА СТАТИЧЕСКИХ МОДЕЛЯХ
Способ с использованием крыльчатого анемометра. Типовая
схема установки дана на рис. 56. При фиксированных подъемах
клапана производят продувку исследуемого канала с различны-
ми секундными расходами воздуха.
Рис. 56. Схема установки с крыльчатым анемо-
метром
/ — головка цилиндров; 2 — впускной канал; 3 —
анемометр; 4 — датчик частоты вращения; 5 — реси-
вер;	6 — мерное устройство; 7 — вакуумный насос;
В — электродвигатель; пв — частота вращения крыль-
чатки; Д₽р—перепад давлений в ресивере; Дрв—
перепад давлений в мерной шайбе; Ов — расход воз-
духа
В процессе эксперимента фиксируют: величину подъема
клапана 1гкл, перепад давления между входным сечением ка-
нала /вх.к и цилиндром, секундный массовый расход воздуха,
момент М, возникающий на лопатках спрямляющей решетки.
По ним оценивают способность впускного канала создавать ин-
тенсивное вращение воздушного заряда в цилиндре и аэроди-
намическое сопротивление канала. Воздух при этом либо заса-
сывается с помощью вакуумного насоса, либо подается под
избыточным давлением компрессором.
При замере частоты вращения лн крыльчатки механического
анемометра определяется только кинематическая характеристи-
ка — «вихревое отношение» njn (где n=(30w0)/5 — условная
частота вращения коленчатого вала исследуемого двигателя с
ходом поршня S, соответствующая средней скорости воздуха
вдоль оси цилиндра w0, которая принимается равной средней
скорости поршня, т. е. й0=сп). Подобной методики ранее прн-
90
держивались зарубежные фирмы (MAH, АВЛ, ФИАТ, Рикардо
и др.), причем фирма АВЛ регламентировала размеры, число
и положение центра тяжести лопаток крыльчатки расстоянием,
равным 0,75 гс от оси цилиндра. Фирма ФИАТ использует че-
тырехлопастной анемометр с лопатками, размещенными по пе-
риферии цилиндра.
Имея данные по расходу воздуха и частоте вращения анемо-
метра, строят безразмерные характеристики, по которым оце-
нивают сопротивление канала и способность его к созданию
вращающихся вихрей в зависимости от относительного подъема
клапана Лкл/^г.вп- Мерой интенсивности вихреобразоваиия при
положении поршня в и.м.т. принимается интегральная за такт
впуска угловая скорость Qz, определяемая по методике фирмы
АВЛ
Qz = (1/л) J Q,, (вдр/с)2 dtp,
где с — мгновенная скорость поршня, соответствующая опре-
деленному углу поворота коленчатого вала <р.
Аналогичным способом может быть оценено интегральное
аэродинамическое сопротивление впускного канала. Лучшим
считается канал, имеющий наименьшее сопротивление при за-
данном вихревом отношении.
Как показали сравнительные испытания, крыльчатый анемо-
метр не реагирует на действие всего потока воздуха по сече-
нию, что может приводить к значительной погрешности
при оценке интенсивности движения заряда в цилиндре, что
ниже подтверждается математически и экспериментально.
Способ с использованием спрямляющей решетки. Диск со
спрямляющей решеткой 5 (рис. 57) жестко закреплен на валу
6, который может поворачиваться в подшипниках качения 8 на
определенный угол, преодолевая усилие тензобалки или спи-
ральной пружины 7, упирающейся одним своим концом в кор-
пус решетки, а вторым — в неподвижную траверсу, прикреп-
ленную к стенке гильзы 4 цилиндра. Вращающийся поток воз-
духа направляется по обтекателю 10 на лопатки решетки 5,
которые расположены по периферии диска в осевом направле-
нии. При этом вращающийся поток спрямляется, а на лопатках
решетки образуется реактивный момент, который регистрирует-
ся емкостным датчиком по величине угла закрутки. Спрямлен-
ный поток, пройдя сквозь решетку, вытекает через открытое
сечение в конце гильзы в атмосферу. Гильза скреплена с голов-
кой цилиндра.
Впускные каналы продувают при различных подъемах кла-
пана, который перемещают микрометрическим винтом и фикси-
руют в определенных положениях. Для продувки используют
реальные головки цилиндров, отлитые из металла, или их мо-
91
дели (разборные деревянные, гипсовые, нз эпоксидных смол
и др.) в сборе с клапанами, направляющими втулками и седла-
ми. Для подбора формы и размеров каналов с оптимальными
газодинамическими показателями изготовляют несколько мо-
делей или одну с заведомо меньшими (для случаев последую-
Рис. 57. Схема установки со спрямляющей решеткой для продувки каналов
воздухом под давлением в условиях установившегося потока:
1 — мерное устройство; 2 — головка цилиндров; 3 — рычаг для перемещения клапана:
4 — гильза; 5 — спрямляющая решетка; 6 — вал; 7 — спиральная пружина; 8 — под-
шипник качения; 9 — неподвижная траверса; 10 — обтекатель; APiH,O> A₽iH,O- APsHg-
перепады давлений соответственно в сечении II, мерном устройстве и перед ним
е *
щей разделки) проходными сечениями канала. При необходи-
мости форма и размеры изменяются путем подклейки деревян-
ных вставок или подмазки пластилином. Подобное формирова-
ние канала позволяет в минимальный отрезок времени с не-
большими материальными затратами получить желаемый эф-
фект.
При проектировании экспериментальной установки со спрям-
ляющей решеткой следует исходить из следующих приведенных
ниже ее конструктивных размеров, рекомендуемых на основа-
нии опытной проверки.
Диаметр обтекателя диска £>об, мм..................,.	(0,6—0,7) D
Осевая высота лопаток Лл............................. (0,15ч-0,2)
Толщина лопаток, мм........................... 1—2
Центральный угол между соседними лопатками, ° . . . .	10—15
Радиальный зазор между наружным диаметром диска и
стенкой гильзы цилиндра, мм.......................... 0,1—0,5
92
Расстояние от плоскости головки цилиндров до лопаток дис-
ка должно быть равно £я=( 1,0ч-1,2)£>. Дальнейшее увеличе-
ние расстояния Ьд не сопровождается повышением реактивного
момента, а уменьшение вызывает снижение момента иа колесе.
Диск со спрямляющей решеткой позволяет определить суммар-
ный момент, действующий иа лопатки Мт, который соответст-
вует интегральному моменту количества движения всего заряда
в цилиндре за процесс впуска Мк.
Предложенный мргод позволяет комплексно оценить впуск-
ной канал по энергетическим показателям (Ms) и по величине
аэродинамических потерь Др.
По определенным^ за такт впуска при различных подъемах
клапана моментам количества движения MKi и секундным рас-
ходам воздуха GBi можно подсчитать интегральный момент Мк
и расход воздуха за цикл т, среднюю интегральную циркуля-
цию скорости в цилиндре Гя и условную среднюю тангенциаль-
ную скорость wa вращающегося заряда.
Определение интенсивности закрутки потока при использо-
вании спрямляющей решетки основывается на законе сохране-
ния момента количества движения или импульса силы в огра-
ниченном объеме, т. е.
Fl
когда рассматриваемые сечения цилиндра F\—Fz— ... =FV.
При статической продувке с осевым выходом воздуха из ци-
линдра решетка воспринимает момент, пропорциональный теку-
щему моменту количества движения заряда
dMK	... .
M«i = -г5- =
ах ~ ах
Рассматривая любое i-e сечение цилиндра, можно величину
момента, действующего на элементарной площадке	рас-
положенной на радиусе г<, записать в виде
dM, -
В сечениях цилиндра двигателя со струйным при впуске те-
чением, для которого характерны значительные градиенты ско-
ростей и давлений, определение момента весьма трудоемко, так
как требует знания распределения по сечению плотности воз-
духа, а также осевых и тангенциальных скоростей.
Для большинства впускных каналов поток в результате на-
ложения многих сложных течений устанавливается в зоне
и. м. т. положения поршня, и его характеристики могут быть
-определены с достаточной точностью на расстоянии от входа,
равном (1—1,2)D.
93
Спрямляющая решетка воспринимает интегральный момент
Af2 = j 2f pBiti>awoiridrtdi>.	(8)
Считая течение в цилиндре осесимметричным, рассмотрим
три возможных варианта распределения осевых скоростей: пер-
вый — равномерно по радиусу цилиндра и’О1=и»01 = const; вто-
рой — по закону ti'oi=s>02=^'отах (г</г); третий — по закону
Щ>1 = шо8 = t»omax (1 — rt/r).
В предположении равномерного распределения по сечению
осевых скоростей (I-й вариант) при массовом секундном рас-
ходе воздуха GB и постоянной плотности воздуха рв уравнение
(8) упрощается до вида
Ms = G^nr*) [ f wttr2idrtd^.
о о
При вращении заряда по закону твердого тела, когда —
=иг<, уравнение примет вид
= Gb/(№) J J r^drtd^ — О.бшДД	(9)
Отсюда угловая скорость вращающегося потока оц для пер-
вого варианта, когда осевые скорости по сеченню цилиндра
постоянны,
<ох = 2Msl(G^.
Во втором варианте поток характеризуется условиями wti =
= <o2rt; Рв = const nwoi = w0i = w0max(rifr). Тогда при заданном
массовом расходе воздуха GB максимальная*осевая скорость
Fornax У стенки цилиндра определится из уравнения
лгХ1 =
куи Fornax = (3/2) ю01 = (3/2) (Св/Рвлг®).
Подставив слотах в уравнение (8), получим при треугольной
эпюре распределения осевых скоростей в сечении цилиндра с
нулевым их значением у стенки и максимальным по оси ци-
линдра:
/И2 = (3/5) co2GBr® и со2 = 6Afs/(3GBr^.
Следовательно, угловая скорость ©2, выраженная через ©ь рав-
няется в этом случае ©2= (5/6) ©ь
В третьем варианте (с максимумом осевых скоростей у стен-
ки и минимумом на оси цилиндра) суммарный момент на ре-
шетке =0,3 <B3GBr2, а соответствующая угловая скорость
©з= (5/3) ©ь
94
Таким образом, количественная связь между значениями мо-
мента М% и угловой скорости co зависит от законов распреде-
ления скоростей w0 и wt по сечению цилиндра.
При использовании крыльчатого анемометра замер местной
угловой скорости производят в зоне расположения улавливаю-
щих чашечек илн лопаток. Из изложенного видно, что если
неизвестно распределение осевой w0 и тангенциальной wt ско-
Рис. 58. Изменение относительного
момента анемометра Млв/М в зави-
симости от расхода воздуха GB прн
различных подъемах клапана:
Акл;тах: 2~0,66 Акл.тах:
3 —О.ЗЗй ид
ростей потока по радиусу цилиндра, пересчет показаний крыль-
чатого анемометра и спрямляющей решетки может привести к
погрешностям, достигающим 200—250 %. Поэтому оценка энер-
гии вихреобразования в цилиндре по показанием крыльчатого
анемометра должна основываться на знании распределения по
рассматриваемому сечению осевых и тангенциальных скоростей.
Замер момента с помощью спрямляющей решетки точнее
других методов, хотя и не вскрывает полностью физической
сущности процесса образования вращательного движения за-
ряда.
На рис. 58 приведены значения момента ЛГан/М подсчитан-
ные по показаниям крыльчатого анемометра и момента иа
спрямляющей решетке. В зависимости от структуры потока при
различных подъемах клапана разность в оценке уровней интен-
сивности вихрей, замеренной указанными методами, может
достигать значительной величины.
Рассмотрим уравнение (8), приняв постоянным соотношение
между тангенциальной и осевой скоростями на периферии ци-
линдра Wtfwo и равным Ъс. Физически это соответствует посто-
янству формы эпюры скоростей газа иа выходе из клапанной
щели (при йКл=const) вие зависимости от расхода газа. Спра-
ведливость подобного допущения подтверждена эксперимен-
тально и означает, что для дайной комплектации впускной си-
стемы н выбранного подъема клапана трансформация потока в
Цилиндре при впуске неизменна.
Учитывая, что отношение хода поршня к диаметру цилиндра
K=S/D, а также принимая отношение скоростей нз условия
неразрывности потока ^м/^г.вп = ^г.вп/^2. величину суммар-
ного момента на спрямляющей решетке можно выразить через
скорость а/г.вп в горловине канала
95
$	. a
Рв^Г.ВП “г.ВП ьс и
м* = —---------T--wVh-
После объединения конструктивных и газодинамических па-
раметров получаем так называемый коэффициент трансформа-
ции потока
Т = (d4.iajD4)(bc/2K)-
При этом суммарный момент выразится
ЛТх = (Рв^г.вп/З) VAT,
а коэффициент трансформации примет вид
Т=М2/(ЯУЙ),
тде Н — скоростной иапор потока замеренный в горловине ка-
нала; /7=рва/?.вп/2,
Коэффициент трансформации Т, зависящий от конструкции
толовки, является безразмерной характеристикой (параметром)
канала и определяется по результатам продувки на безмотор-
ном стенде. По величине T=f (Икл) сравнивают совершенства
конструкций каналов различных двигателей. Параметр Т ис-
пользуют для определения момента количества движения, по-
лученного зарядом в процессе впуска и а различных скоростных
режимах работы двигателя.
После подстановки в уравнение (9) отношения скоростей
wt!w0=bc формула суммарного момента примет вид
Afx = n&^dr4.Bn/(16r),	(10)
из которой может быть определено отношение тангенциальной
и осевой скоростей Ьс на периферии цилиндра при условии, что
xyt=(or и wq—а>оь
Введем понятие о коэффициенте срабатывания энергии по-
тока, выражаемого отношением потери полного напора к ско-
ростному
з	С = \р*!Н.	Z (11)
После замены в уравнении (10) скоростного напора через
Н=!\р*1С суммарный момент
= (лДр*/1б) (VQ (dr.»n/r).	(
Уравнение (11) показывает возможности регулирования ин-
тенсивности вращения воздушного заряда. К наиболее эффек-
тивным мероприятиям по усилению вихреобразования в цилинд-
ре относятся: совершенствование конфигурации канала с целью
увеличения параметра Ьс, уменьшения коэффициента аэродина-
мического сопротивления С и увеличения диаметра горловины
клапана dr.Bn.
S6
Замер поля скоростей в клапанной щели. Продувка кана-
лов в условиях установившегося потока позволяет определить
значения газодинамических характеристик системы впуска и
способность канала к закрутке заряда. Давая интегральную
оценку конечного эффекта от взаимодействия множества слож-
ных потоков, метод не позволяет полностью вскрыть сущность
происходящих явлений. Процесс образования вихрей несколько
проясняется, если удается установить картину формирования
течения в клапанной щели нли на последнем перед щелью уча-
стке впускного тракта. При этом становится возможным анали-
зировать и сравнивать структуру потока иа входе из клапанной
щели в цилиндр при различных конструктивных приемах.
С целью лучшего использования проходного сечения в кла-
пане для уменьшения аэродинамического сопротивления и по-
лучения оптимальной интенсивности вихрей авторами был раз-
работан метод замера поля скоростей по периферии щели
клапана.
Определение вектора скорости газа является довольно слож-
ной задачей в экспериментальной аэродинамике. Следует также
добавить, что поток,- вытекающий из щели, обладает резкой
неоднородностью (см. рис. 23). В связи с этим манипуляции
датчиком для нахождения главного вектора скорости должны
проводиться строго в одной рассматриваемой точке клапанной'
щели, так как сдвиг от нее может привести к значительной
неточности при замерах.
Прибор для замера поля скоростей имеет одно-, четырех-
или пятидырчатый насадок клиновидной формы, как наиболее
чувствительной к направлению потока. Кинематика механизма
прибора позволяет перемещать насадок по сектору шара, име-
ющего геометрический центр в точке замера (у вершины кли-
на) (рис. 59, а). Положение точки замера фиксируется в цилин-
дрической системе координат относительно центра тарелки
клапана по угловому и линейному лнмбам.
На ри# 59, б показана схема замеров при использовании
четырехдырчатого зонда. Вектор считается найденным при ус-
тановке уровней пьезометров 8 и 9 на ноль. Два других пьезо-
метра показывают полное давление в точке замера. По углово-
му лимбу 5 (рнс. 59, а) определяют угол главного вектора в
вертикальной плоскости, по лимбу на детали 6 — в горизон-
тальной. Вследствие значительной неоднородности потока при-
ходится предельно уменьшать габаритные размеры зонда.
Зонд с площадью сечения меньше 1,2—2 мм2 изготовить техно-
логически трудно. Кроме того, он легко засоряется. Даже при
малых подъемах клапана (на 2—3 мм), перекрытие потока
датчиком не превышает 1—1,5 %, что вполне допустимо для
дозвуковых скоростей потоков.
Зя поверхность клапанной щели принимают поверхность
усеченного конуса (см. рис. 25). При истечении воздуха в атмо-
7 Зак. 1399
97
К:
Рис. 59. Схемы расположения зонда угломера (а) и подключения U-образ-
ных трубок пьезометров (б) при замерах скорости потока в щели клапана:
1—* — выводы зонда; 5 — угловой лимб; 6 — подпятник; 7—10 — трубки пьезометров
сферу нет необходимости замерять статическое давление, кото-
рое с достаточной точностью может считаться равным баромет-
рическому. Температуру потока принимают равной температуре
газов в трубе. Датчик обрабатывается по граням так, чтобы
при направлении вектора скорости вдоль его оси перепады дав-
лений между пьезометрами, подсоединенными попарно к точ-
кам 1, 3 и 2, 4, были равны нулю. Затем строят тарировочную
кривую связи между истинным значением скоростного напора
и замеряемым по прибору. По полученным значениям скорост-
ного напора и по таблицам газодинамических функций опреде-
ляют действительные скорости истечения. При достаточно гу-
стой сетке замеров подсчитывают интегральное количество дви-
жения заряда на выходе из клапанной щели.
Описание характеристик поля скоростей в клапанной щели
требует введения следующих понятий.
1. Угла закрутки потока Оз и угла рыскания датчика ₽р-
Первый является проекцией угла между полным вектором ско-
рости^- исследуемой точке и радиусом, проведенным через нее
в плоскости, перпендикулярной к оси клапана, второй — про-
екцией того же угла на плоскость, проходящую через рассмат-
риваемый радиус и ось клапана.
2. Относительной неравномерности б скоростей в рассматри-
ваемом сечении по периметру клапанной щели, определяемой
по формуле
6 = 2 (t0max
98
МЕТОДИКА ОЦЕНКИ ГАЗОДИНАМИЧЕСКИХ
КАЧЕСТВ КАНАЛОВ
С помощью параметров Т и С оценивают газодинамические
качества каналов для различных подъемов клапанов йКл и пе-
репадов давления Дру между сечениями I—У и II—II (см.
рис. 57). При перепаде Дру определяется секундный расход
газа Gaij, скоростной напор Нц и момент на спрямляющей ре-
шетке Afzy.
Рис. 60. Изменение реактивных моментов на спрямляюгдей решетке М и пе-
репадов давлений Др при различных подъемах клапана Акл в зависимости:
о — от часового расхода ц^духа GB ; б — от otojюстного напора Н; 1 — hm —
-2 мм; 2 —йкл-4 мм; 3-AM-6 мм; 4 — hw —8 мм; 5 —Л^ —10 мм; 6 —
-12 мм
I
Поскольку зависимости Дру = fa и Mzi} = /2 (Grfy)
являются квадратичными параболами (рис. 60,а), а зависи-
мости от скоростного напора Дру — и M^ij =
линейными функциями (рис. 60,6), число замеров при про-
дувке каналов для определения параметров С» и Tj может быть
доведено до одного (/ = 1) на каждом выбранном i-ом подъе-
ме клапана, причем тангенсы углов наклона прямых соответст-
вуют величинам Ci и Ту Для увеличения достоверности оценки
целесообразно проводить несколько замеров (/=3-5-6) с по-
следующим уточнением значений Ct и Т< по методу наимень-
ших квадратичных ошибок. В результате такой эксперименталь-
ной проверки получают полные характеристики канала Ту
7*	99
Рис 61. Номограммы для подбора па-
раметров С и Т прн различных относи-
тельных подъемах клапана hK„lhKn max
и скоростных напорах Н
^кгиотн ^кл(/^кл max
С4=/(ЛКЛ) или, что удобнее
для сравнения разномасш-
табных головок, Ti, Ci~
—/(^клМг.вп)-
Анализ газодинамичес-
ких характеристик серийно
выпускаемых и опытных мо-
делей дизелей показывает,
что кривые располагаются
не всегда эквидистантно.
Это затрудняет сравнение
каналов по уровню интен-
сивности вращения заряда
и по величине их аэродина-
мического сопротивления.
Такая оценка возможна при
использовании интеграль-
ных по всей фазе впуска
значений параметров Т и С.
Для этого были введе-
ны передаточные функции
(рис. 61)
~ fi (®отн);
^отн —	— /г(Фотн)>
где Фотв — относительный угол впуска; ФОтн=<рВп1/Ф; Ф —
продолжительность впуска.
Анализ кривых подъема клапанов и динамики заполнения
цилиндров различных двигателей показывает, что в первом при-
ближении можно абстрагироваться от параметров hKJli и Н,
конкретной модели и использовать для сравнения каналов (при
прочих равных условиях) среднестатистические зависимости
/7отв и ^кл/Лкл max-
В этом случае канал оценивается по следующему алгоритму.
1.	Выбирается шаг счета ДФОТн по Фоте и число шагов
1ф = Фотн/ДФотн-
2.	Определяются для i-ro шага //»отн и Лкл/^кл шах-
3.	Определяются ДЛЯ ftK.i t/Лкл max Ti И Ci.
4.	Производится суммирование произведений отн.
5.	Определяется среднее значение
Т = (STiH^/Ф^; С = ЗСМж/Фп*
Получаемые таким образом параметры С и Т являются
средними показателями сопротивления и способности канала к
завихриванию за фазу впуска. По этим параметрам можно
сравнивать двигатели разных размерностей и конструкций.
100
РАСЧЕТНО-ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЙ МЕТОД ОПРЕДЕЛЕНИЯ
ПАРАМЕТРОВ ВОЗДУШНОГО ЗАРЯДА В ЦИЛИНДРЕ
Величины энергии вращающегося заряда в цилиндре и на-
сосных потерь на такте впуска в зависимости от скоростного
и нагрузочного режимов при выбранных конструктивных фак-
торах (профиле кулачка, фазах газораспределения, параметрах
впускного тракта) могут быть рассчитаны по следующему ме-
тоду.
Элементарный момент количества движения воздушного за-
ряда в цилиндре за время впуска, выраженный через параметр
Т, характеризующий завихривающие свойства канала
с/Мк = 7УА(0,5рХвп)^,
где рв = 0,5 (рг.га 4-рп); р,.^ и рц—соответственно сред-
няя плотность газа в горловине канала и цилиндре двигателя.
Суммарный момент количества движения воздуха в цилинд-
ре в момент времени т определится по формуле
т л ,.,2
м„ = f *.
• о
Исходя из предположения, что заряд вращается как твер-
дое тело с частотой и, момент
ЛГкх = /гСОт»
где Л — момент инерции заряда относительно оси вращения;
Л =0,5 mxr2; тх—масса газов в цилиндре в момент времени т.
Если в конце впуска происходит выброс газов из цилиндра
во впускную систему, то соответственно уменьшается общий
момент количества движения. За период dx он уменьшится на
величину
= 0,5pBwr.Bnfr.BnrsodT.
Относительный средний момент количества движения, отне-
сенный к массе заряда за период впуска определится как
Мк =
Кинетическая энергия заряда находится по уравнению
£т = 0,5Jt©t.
Относительная энергия, приходящаяся на единицу массы заря-
да выразится в виде
£; = 0,25А4.
При сравнении двигателей с разными типами рабочих про-
цессов представляет интерес нахождение средних значений
101
энергии вихря, отнесенных к литру рабочего объема цилиндра
Еа нк грамму массы топлива Ех.
На впуск в цилиндр двигателя элементарной порции газа
dm затрачивается работа, равная (ркл—Pn)dmlpB.
Тогда «условный КПД» впускного канала определится как
отношение интегральной кинетической энергии вращающегося
заряда, к работе за период впуска, затраченной на создание
этой энергии и на наполнение цилиндра
|(Ркл — Рц) (dm/Рв) dt
Аналитический расчет параметров течения заряда в про-
цессе сжатия н в зоне в. м. т. по результатам статической
продувки, имитирующей процесс впуска, требует знания физи-
ческих условий теплообмена заряда с окружающими поверхно-
стями и затухания кинетической энергии непосредственно в
потоке. Последнее сильно зависит от коэффициента турбулент-
ной вязкости потока. Например, изменение уровня турбулент-
ности на 10—20 % уменьшает энергию вращения заряда, полу-
ченную при впуске, на 20—40 %. Недостаточно изучено взаи-
модействие потоков с геометрически сложными поверхностями
головки и днища поршня. Как показывают результаты трасси-
рования, незначительное изменение формы этих поверхностей
может привести к существенному перераспределению потоков.
Поэтому существующие методики ограничиваются оценкой ха-
рактеристик заряда в конце впуска или путем прямых замеров
скоростей газа в цилиндре на динамической модели.
ДИНАМИЧЕСКОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ ПРОЦЕССА ВПУСКА
Статическая продувка позволяет приближенно оценить качество впускных
каналов и интенсивность вихреобразовання в цилиндре, возникающего при
всасывании. Однако трудность оценки характера движения заряда расчетным
путем не позволяет надежно прогнозировать эффективность конструкции ка-
нала. Особенно этот недостаток проявляется при попытке суммарно оценить
и подобрать сочетания элементов впускной системы: трубопровода, канала,
кулачка, коромысла, клапана. В практике доводки рабочих процессов дизелей
известны случаи, когда два или несколько одинаково оцененных при стати-
ческой продувке впускных каналов при установке на двигатель давали раз-
личные результаты. Для установления причин подобного несоответствия рас-
смотрим физические характеристики процессов, возникающих на такте впуска,
с помощью табл. 1, в которой указаны наиболее существенно влияющие фак-
торы и возможности их учета на моделях.
Анализ приведенных данных показывает, что использование динамической
модели позволяет приблизиться к реально существующим на двигателе усло-
виям, в частности, исследовать неустаиовившееся течение газа при использо-
вании реального механизма газораспределения и впускного трубопровода с
имитацией воздействия соседних цилиндров и различных скоростных режимов.
При создании динамической модели можно использовать два направления-
102
Таблица 1
воспроизводимость физических характеристик процессов при различных метода
исследований
	Воспроаэеодкыосп		
Физическая характеристика	прн провер- тыванхсч вала двигателя	пря статиче- ской модели	на динамиче- ской модели
Газ: вязкий сжимаемый Течение: турбулентное неустановкшпееся с изменяемой гряничей Смешение заряда с остаточными газами	, Политропность процесса Условные обозначения: П — Ч — частичная; Н — швоамижяость илспрол	п п п п п п юлная вослрсщ М1ДШМЯ.	п 3 н н н н юдииость; 3 —	п ч 3 3 ч н ч значительная;
разработку отсека двигателя, иа котором могут воспроизводиться различ-
ные фазы газодинамических процессов иа тактах впуска и сжатия;
имитацию движущегося поршня специальными устройствами, позволяющи-
ми воздействовать иа втекающий в цилиндр поток, как это происходит в
реальном двигателе.
Последний путь является более перспективным для исследований процес-
са газообмена, в связи с возможностью имитировать воздействие соседних
цилиндров с помощью пульсаторов, подключаемых к моделям трубопроводов.
ВОЗМОЖНОСТИ ВАРЬИРОВАНИЯ ПАРАМЕТРОВ КАНАЛОВ
ПРИ ДОВОДКЕ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА
Способы доводки конструктивных элементов и оценочные критерии, опре-
деляющие эффективность рабочего процесса, обычно не полностью раскрыва-
ются зарубежными фирмами и научными организациями, проводящими разра-
ботку и доводку новых моделей дизелей, по причинам: интуитивных и, следо-
вательно, плохо поддающихся формальному описанию путей улучшения
конструкции; скрытия от конкурентов собственных путей оптимизации конст-
рукции и возможности сокращения сроков доводки.
Выделим условно четыре уровня совершенства решений, принимаемых при
конструктивной разработке впускной системы: «неудовлетворительный»,
«удовлетворительный», «высокий» и «оптимальный». Создаваемая опытным
разработчиком конструкция впускной системы обычно располагается между
вторым и третьим уровнями. Трудность достижения третьего и в особенности
четвертого уровня связана с возрастанием числа конструктивных факторов,
определяющих эффективность рабочего процесса в целом. Математически это
означает решение задачи по оптимизации ряда факторов в миогосвязиой об-
ласти, что является задачей, не имеющей единственного решении. Рассмотрим
методы оптимизации параметров впускной- системы по выходным показателям
дизеля, при сохранении остальных влияющих условий: конфигурации камеры
сгорания, гидродинамических характеристик системы топлнвоподачн, степени
•ежатия и др.
103
л

ми Г2 опт, пересекающаяся с кривыми Cz =idem. Очевидно, что решение
следует искать в зоне, соответствующей параметрам Tj опт, Cj опт. Пояс-
ним это примером создания четырехклапаниой головки для двигателя с ин-
тенсивностью вихреобразования в цилиндре иа уровне параметра 7е=2,4.
Указанный уровень интеисивиости можно получить разными решениями,
крайними некоторых являются сочетания: 1) 7\ = А'\ Tt — 0; Сгпцп;
2) 7’1 = 0; Сищгь Тг—В’; Сгтах- _	_
Диапазон изменения параметров Гц и Tzj делится иа ряд интервалов (в
рассматриваемом случае i=/=5). При использовании заширмленных седел или
клапанов наиболее целесообразно частичное перекрытие клапанной щели в
пределах 90—110° и разворачивание ширмы через 15—25“ от условного нуля,
соответствующего Т% =0. При тангенциальном канале за изменяемый пара-
метр (аргумент) можно принять площадь минимального сечения /тш, а при
винтовом канале — сечеиие сопряжения /СОп илн измеиеиие величин попереч-
ных сечений по длине канала. После выбора интервала и шага изменения гео-
метрических параметров продувают модели каналов на газодинамическом
стенде. Эксперименты проводят в следующей последовательности: параметры
одного канала фиксируют иа одном из выбранных уровней, а параметры дру-
гого изменяют дискретно или непрерывно. На рис. 62 приведены результаты
подобного подбора. Из рисунка видно, что сочетаний каналов, удовлетворя-
ющих условию Т'2 « 2,4, достаточно много.
По данным рис. 62, а построена миогопараметровая характеристика кана-
лов с линиями const (штриховые) и С2= const (сплошные) рнс. 62,6.
Последний график удобен для выявления зоны предпочтительных сочетаний
каналов. Так. из рис. 62, б видно, что задаваемый параметр Fj =2,4 может
быть получен при различных сочетаниях каналов qt и ft, ио в диапазоне
сопротивлений С2 =3,8-г4,1. Естественно, что использование сочетания кана-
лов, характеризуемого иа поле точкой Б, по сравнению с точкой А более
целесообразно, поскольку обеспечивает минимально возможное сопротивление.
Кроме того, следует отметить еще один положительный момент этого выбора:
в зоне точки Б «чувствительность» рассматриваемых газодинамических пара-
метров к точности изготовления обоих каналов примерно одинакова, тогда
как в зоне точки А необходимо повысить требования к точности изготовления
первого канала и, наоборот, понизить —- для второго.
Существующие экспериментальные методы воздействия иа газодинами-
ческое состояние воздушного заряда можно разделить иа следующие:
непрерывный, осуществляемый иа работающем двигателе при постоянной
связи между положением регулируемого элемента системы впуска и выходны-
ми показателями; дискретный, выполняемый путем доводки каналов иа про-
дувочных стендах после снятия головки цилиндров с последующей проверкой
иа работающем двигателе.
К непрерывным методам относят также заширмление впускного клапана,
установку дефлектора на входе в подводящий, участок канала или иа выходе
его в клапанную камеру. Имеются опытные конструкции канала с непрерыв-
ным изменением газодинамики в цилиндре при развороте ширмы на седле.
Дефлектор создает неравномерность эпюры скоростей истечения газа в на-
чальном сечении, влияющую иа трансформацию потока в клапанной щели.
Установка поворотной пластины иа выходе из подводящего участка винтового
канала также перераспределяет поток прн истечении из щели.
К дискретным методам относят установку во впускном канале различного
рода вставок для подбора интенсивности вихрей и дообработку канала.
На представленной (см. рис. 17) схеме показано, что путем изменения
площади соединительного сечения (зона 3) н угла закрутки улитки канала
(зона 4) можно оказывать значительное влияние иа его газодинамические ха-
рактеристики, например, с помощью профилированных пластин, устанавливае-
мых иа эпоксидной массе или крепящихся винтами к стейкам клапанной ка-
меры. Метод очень эффективен, ио значительно увеличивает аэродинамичес-
кое сопротивление, так как иа выходе из подводящего участка в клапанную
камеру образуются острые кромки. Применяют также частичную заливку кла-
панной камеры и подводящего участка эпоксидной массой с наполнителем из
материала головки. Для предотвращения скалывания или отслоения эпоксид-
ной массы от металла в иего запрессовывают несколько непараллельных
штифтов, армирующих заливаемый материал. После этого каналу придают
нужную форму с помощью бора.
Наилучшим способом доводки каналов является изготовление для них
вставок по выплавляемым моделям, закрепляемых эпоксидной массой и фик-
сируемых винтами. Более сложный способ заключается в изготовлении голов-
ки со съемным впускным каналом, что применимо лишь иа двигателях с
большими размерами рабочего цилиндра.
Оптимизация параметров впускного канала при создании и доводке дизе-
лей по величине аэродинамического сопротивления и интеисивиости вихреоб-
разоваиия значительно усложняется при использовании четырехклапанных
схем с двумя впускными каналами. Сложность взаимодействия потоков, выхо-
дящих из двух каналов в цилиндр, ие позволяет достоверно предсказать, на-
сколько может быть удачным то или иное сочетание их форм и размеров.
Главиая трудность здесь заключается в отыскании наилучшего сочетания
выбранных параметров. Например, если используют винтовой канал в сочета-
нии с тангенциальным, то бывает неясным, за счет какого канала можно обес-
печить большую часть требуемой процессом интеисивиости вращения воздуш-
ного заряда.
Разделим в процессе подбора двух каналов диапазоны изменения их
геометрических параметров (назовем их условно ft и qz) на i ступеней для
первого и / ступеней для второго канала. Тогда возможно получение ij ва-
риантов головок, подлежащих проверке, включающих все возможные сочета-
ния fti+ftj.
Эксперименты иа модельной установке заключаются в определении газо-
динамических параметров (С2, Тх) системы, получаемых при вариации по
i-ому уровню параметров первого канала и неизменных, фиксированных на
/-ом уровне параметров второго канала. Затем полученные характеристики
перестраивают в миогопараметровые типа (Ts, Cs )=f(fti+ftj)- На послед-
ней характеристике может быть выделена область с оптимальными значения-

t
J
S)
Рис. 62. Номограмма для подбора оптимальных параметров Cs и Т2 кана-
лов четырехклапаниых головок:
а — экспериментальная; б — расчетно-теоретическая

105
104
Использование приведенной методики устраняет трудности, связанные с
выбором геометрических параметров впускных каналов в четырехклапанных
конструкциях.
ПАТЕНТНЫЕ ИЗЫСКАНИЯ ПРИ СОЗДАНИИ
И СОВЕРШЕНСТВОВАНИИ ВПУСКНЫХ СИСТЕМ
. Создание конструкции двигателя и, в частности, впускной системы, невоз-
можно без всестороннего анализа имеющейся в этой области информации. Для
этого изучаются предполагаемые сферы применения двигателя, режимы его
эксплуатации, масштабы и технологические принципы организации производст-
ва, конструктивные и технологические уровни проработок. Последний анализ
наиболее четко определяет динамику развития качества изделий и способов
их создания. Однако оценка созданных двигателей не позволяет получить до-
статочно полной картины технической обстановки.
Не последнее место среди методов исследования и доводки систем впуска
и выпуска должно занимать изучение патентных материалов, которые явля-
ются авторитетным показателем развития мировой технической мысли конст-
рукторов, технологов и исследователей, стремящихся повысить уровень созда-
ваемых изделий.
В соответствии с международной классификацией изобретений двигатели
внутреннего сгорания относятся к разделу F, к классам F01—F02. Вопросы,
относящиеся к впускным и выпускным системам, в основном сосредоточива-
ются в подклассе F02B в группах 1/00—11/00, 17/00, 31/00, 23/02, 23/06, 3/04
и в подкласе F02F в группах 1/00, 1/24, 1/42.
Согласно банку патентов и заявок до 1980 г., которым располагает Все-
союзная библиотека технической патентной информации, большинство заявок
и патентов направлено на улучшение процесса газообмена, снижение насосных
потерь и оптимизацию интенсивности вихревого движения заряда в цилиндре.
Их нодразделяют иа группы, в каждой из которых задачи решаются путем:
объединения определенным образом отдельных патрубков различных ци-
линдров в трубопроводы для миогоцилиидровых двигателей,
использования улучшенной геометрии впускных и выпускных каналов;
разработки конструкций, обеспечивающих регулирование газодинамических
характеристик впускных систем по скоростному и нагрузочному режимам;
создания дополнительных устройств для завихрения во впускных каналах
и непосредственно на клапанах;
стабилизации газодинамических показателей каналов.
В первой группе патентов рекомендуют различные конструктивные ва-
рианты и геометрические параметры трубопроводов объединенного и индиви-
дуального типа. Приводят конструкции, позволяющие разместить в подкапот-
ном пространстве индивидуальные трубы значительной длины при использо-
вании динамического иаддува. Создание систем с малыми общими
размерами также возможно в случае использования индивидуальных патруб-
ков S-образной формы и достаточных объемов резонаторов для размещения
в них воздушных фильтров различного типа (см. рис. 40, 41,а,б). Для увели-
чения диапазона скоростных режимов, обеспечивающих динамический наддув,
предлагают конструкции с переменными в зависимости от частоты вращения
объемами резонаторов и трубопроводов, подключение к впускной системе в
процессе работы различных вспомогательных элементов. В этом же разделе
приводят решения по созданию смешанных систем иаддува — динамического
и турбоиаддува. В них рассматривают соотношения между параметрами про-
точной части турбоагрегатов, трубопроводов и объемов резонаторов.
Во второй группе патентов рассматривают геометрические соотношения
впускных и выпускных каналов. Предлагаются конструкции винтовых каналов
различной формы, в частности с разделением потока иа две илн более зоны те-
чения вертикальными или горизонтальными неподвижными или переме-
106
дающимися перегородками; в качестве последних используют металлические
или полимерные вставки. Имеется большое число патентов, в которых приво-
дят геометрические соотношения сопряженных элементов каналов и трубопро-
водов. В частности, регламентируют соотношение кривизны стенок, законы
изменения сечений каналов (по их длине), надклапанных камер. Большинство
заявок касается улучшения условий входа потока в горловину канала и кла-
панную щель. Описываются конструкции седел преимущественно конфузорно-
диффузорной формы н подходов каналов к ним. Внутреннюю поверхность се-
дел предлагают выполнять в виде нескольких последовательных конусов,
иногда иесоосных, или сочетания их с цилиндрическими и тороидальными
поверхностями. На поверхности головки со стороны цилиндра предусматрива-
ют фигурные цековкн для уменьшения потерь энергии потока прн перетека-
ниях, происходящих на такте сжатия.
Часть решений направлена на максимальное использование преимуществ
четырехклапаниых систем. При этом даются рекомендации по оптимальным
соотношениям между проходными сечениями и иаправлеииями обоих впуск-
ных каналов. Рекомендуются определенные сочетания типов каналов.
Изменение газодинамических характеристик систем впуска и выпуска до-
стигается путем деформации канала или перераспределения потоков между
различными участками клапанной щели в зависимости от регулирующего
устройства. Для S-образных впускных каналов предлагаются оптимальные
соотношения участков с разной по знаку кривизной оси канала, которые поз-
воляют увеличить скоростной диапазон оптимального вихревого отношения в
цилиндре.
Дополнительные устройства для завихрении размещают иа тарелке кла-
пана, седле, непосредственно в канале. Намечается тенденция увеличения чис-
ла заявок, согласно которым в цилиндре обеспечиваются как макро-, так и ми-
кродвижении заряда определенного уровня. Для стабилизации газолинами-'
ческих параметров каналов при серийном производстве предлагают наиболее
целесообразные формы (полностью или частично механически обработанных)
каналов, установку регулируемых или контролируемых при сборке элементов.
Большой объем информации, которую можно почерпнуть из патентов задолго
до ее публикации в другой технической литературе, подтверждает целесооб-
разность подобных изысканий в начальной стадии работ.
ГАЗОДИНАМИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ВПУСКНЫХ
И ВЫПУСКНЫХ СИСТЕМ И ТЕЧЕНИЕ ГАЗА
~ характер Течения газа в каналах
Использование описанных в предыдущих разделах методов
исследования и анализ имеющихся публикаций по результатам
определения характеристик течения в отдельных элементах си-
стем впуска и выпуска, а также в цилиндре и непосредственно
в камере сгорания позволили разработать физическую модель
происходящих в процессе наполнения цилиндра явлений и при-
ступить к изучению их на конкретных двигателях.
Неустановившееся движение во впускном тракте, которое
порождается цикличностью работы двигателя, приводит к воз-
никновению турбулентных пульсаций во впускном трубопрово-
де, канале и^цилиндре.
Установлено, что кривая изменения скорости потока по вре-
мени во впускном канале диаметром dK иа такте впуска прак-
107
тически следует за скоростью поршня и выше последней в
Ж)5 раз. Течение газа в системе за такт всасывания можно
разделить на периоды ускорения, равномерного движения (в
первом приближении) и последующего замедления. При этом
аэродинамические потери являются следствием трения газа о
шероховатости поверхностей, отрыва потоков от стенок и воз-
никновения турбулентных пульсаций скорости. Каждому пе-
риоду впуска соответствует свой профиль эпюры скоростей в
поперечных сечениях элементов тракта. Перестроение потока
при переходе от ускорения к замедлению и наоборот приводит
к изменению эпюр скоростей, соответствующих конфузорному
и диффузорному течениям, и вызывает появление вторичной
турбулентности. Характер течения и величины аэродинамиче-
ских сопротивлений зависят также от направления движения
потоков и клапана.
С помощью термоанемометра во впускных трактах ряда
дизелей на входе в канал головки цилиндра была замерена ин-
тенсивность турбулентности 8т, которая в зоне оси канала бы-
ла равна 0,25—0,4 в диапазоне режимов работы двигателя
400—2500 мин-1. В прямом трубопроводе при стационарной
продувке интенсивность турбулентности снижалась в 5—8 раз
и не превышала ет=0,05. Неустановившееся турбулентное дви-
жение потока сохраняется до клапанной щели. Нарушение не-
разрывности потока наступает обычно за клапанной щелью,
при резком возрастании сечения для прохода газа. Погранич-
ный слой отрывается от седла, а иногда и от фаски клапана,
что приводит к возникновению кольцевой конической струи, не
заполняющей все проходное сечение. Вытекая через клапанную
щель, струя смешивается с воздухом, ранее поступившим в ци-
линдр. Вдоль тока в пограничных областях происходит резкое
изменение турбулентности и интенсивности диссипации, тогда
как в ядре струи эти процессы протекают гораздо медленнее. От-
рыв потока от ограничивающих поверхностей при истечении
через щель происходит в разных ее зонах. Иногда отрыв чере-
дуется с прилипанием пограничного слоя. По мере открытия
клапана зона отрыва потока от стенок перемещается против
течения внутрь канала и имеет большую протяженность.
При относительном подъеме клапана Л1(Л/г/гвп^0,12 зона отры-
ва перемещается от наружных кромок клапанной щели к внут-
ренним, а при Лкл/^г.вп>0,22 — дальше внутрь канала. Этим
условным границам относительного подъема клапана соответ-
ствуют различные направления потока: в первой фазе — по ко-
нусу фаски седла; во второй по более пологому конусу (угол
между образующей и плоскостью и плоскостью головки 8—12°).
В третьей конечной фазе истечения поток сужается, при этом
величина центрального угла его конуса становится на 5—15°
меньше, чем прн течении в первой фазе. Указанные числовые
границы, полученные при исследовании впускной системы ти-
108
[личной конструкции, могут смещаться в ту или иную сторону в
зависимости от формы и размеров проточной части канала,
Одновременно в 'канале происходит турбулизация течения,
вызываемая шероховатостью поверхности трубопроводов, по-
воротами, сужениями и стыками с возникновением отрывов при
значениях относительных подъемов клапана ЛклД/г.в11>0,02-т-
4-0,05. Перестроение потока в полностью струйный заканчива-
ется в цилиндре на расстоянии одного-двух максимальных
подъемов клапана от щели. Отрывы потока приводят к непол-
ному использованию сечеиия клапанной щели. Сужение струи
усиливается с подъемом клапана, и коэффициент расхода р. че-
рез клапанную щель, приближаясь к единице при закрытии
клапана, доходит примерно до 0,4—0,6 при йклтах- Меньшее
значение р, относится к двухфункциональным каналам.
Уменьшение угла фаски от 45° до 30° сопровождается уве-
личением коэффициента расхода в зоне малых подъемов кла-
пана. Прн оптимальном подборе геометрических размеров сед-
ла величина коэффициента р может возрасти на 10—20 %.
Взаимодействие (отдельных струй после закрытия впускного
клапана сопровождается образованием в цилиндре сложных
течений в воздушной массе, характер которых определяется
различной структурой потоков и воздействием переменной по
времени формы закрытого пространства цилиндра.
В одно- и двухфункциоиальных каналах характер течения
потоков существенно различается, так как конечная цель —
подвод определенным образом заряда к клапанной щели — до-
стигается в них по-разному.' При истечении потока в ци-
линдр происходит затенение одних зон клапанной щели и фор-
мирование потоков — в других.
В правильно спрофилированном однофункциональном кана-
ле эпюры скоростей в сечениях, перпендикулярных к оси те-
чения, не изменяются вдоть оси канала за исключением не-
большие деформаций, возникающих в зоне бобышки под на-
правляющую втулку клапана и непосредственно перед ним.
Затенения отдельных участков канала ие допускается, и эпюра
истечения через клапанную щель получается равномерной. На
подходе к каналу iнепосредственно во впускном трубопроводе
следует организовывать безотрывное течение для максимально-
го заполнения потоком начального сечения канала. При без-
отрывном течении в однофункциональном канале поток равно-
мерно распределяется по периметру клапанной щели, чем и
обеспечивается незначительное аэродинамическое сопротивле-
ние канала. Отрывы потока устраняются конфузорностью ка-
нала тем большей,: чем сильнее кривизна канала. Затраты энер-
гии на проталкивание газа через однофункциоиальный впуск-
ной канал* составляют 7—15 % суммарных, включающих
109
потери в клапанной щели и при ударе на входе в цилиндр.
Характер течения в двухфункциональиых каналах: винто-
вом, тангенциальном, с заширмлением седла или клапана —
различен. В тангенциальном канале используют эффект отры-
ва потока от нижней стенки прн подходе ее к клапанной ка-
мере или в так называемой зоне сопряжения. В этом случае
основная масса заряда вытекает через зону III клапанной ще-
ли (см. рис. 17 и 23, а, б). По мере приближения потока к ми-
нимальному сечению fmin эпюры скоростей воздуха деформиру-
ются в связи с тем, что скорости у вогнутой стенки растут, а
у выпуклой (или прямой) уменьшаются. Это вызывается кон-
фузорно-диффузорным профилем канала и формой, размерами
н расположением минимального сечения, обеспечивающими на-
правленность потока при истечении на стенку цилиндра.
В винтовых каналах поток воздуха подготавливается к вра-
щению непосредственно в надклапанной камере, в которой он
получает относительно оси клапана не только осевую и ради-
альную, но и тангенциальную составляющую скорости. Это
достигается с помощью конфузорного профиля подводящего
участка канала, тангенциально подходящего к улиткообразной
камере. При этом через большую часть клапанной щели прои-
сходит истечение газа с высокими тангенциальными скоростя-
ми. Эпюра скоростей газа в канале изменяется при повышении
скорости у верхней стенки канала (см. рис. 17).
Существуют конструкции каналов смешанного типа, с от-
носительно малой клапанной камерой и с тангенциальным рас-
положением по отношению к ней конфузорного подводящего-
участка.
В заширмленных седлах или клапанах завихрение потока
достигается затенением части клапанной щели однофункцио-
нального канала со «спокойным» потоком. При этом поток от-
брасывается на стенку цилиндра, и в результате отражения от
нее возникает тангенциальная составляющая скорости. Эпюры
скоростей течения в этих каналах соответствуют однофункцио-
нальным вплоть до клапанной щели. В зоне последней прои-
сходит резкая перестройка потока с увеличением турбулизации
и соответственно потерь энергии.
По сравнению с впускной в системе выпуска доля затрат
кинетической энергии на проталкивание газа в канале суще-
ственно выше.
Это происходит вследствие большей турбулизации газов в
цилиндре, их высоких давлений и температур. Газы вытекают
при сверхкритических перепадах давления с образованием
скачков уплотнений. Одна часть выпуклой стенки выпускного-
канала обтекается газом безотрывно, а другая на участке по-
ворота — с отрывом пограничного слоя, что сопровождается
возникновением вихревой дорожки и повышением аэродинами-
ке
1еских потерь. Co стороны вогнутой стенки, особенно при зна-
;ительной ее кривизне, завихрения возникают вблизи клапан-
ной щели. Еще большее возмущение потока вызывает бобышка
; направляющей втулкой. Далее поток сильно турбулизируется
। со значительными пульсациями выходит в выпускной трубо-
нровод, в котором расширяется и смешивается с газами других
1клиндров. Увеличение радиуса сопряжения стержня с тарел-
[ой клапана и подбор профиля канала иа входном участке
зозволяют уменьшить вероятность возникновения отрывов и
двинуть их по направлению потока от клапанной щели. С уве-
1ичением подъема клапана зона отрыва потока приближается
[ клапанной щели.
ХАРАКТЕР ТЕЧЕНИЯ ГАЗА В ЦИЛИНДРЕ
Структура движущегося заряда в цилиндре при впуске оп-
ределяется в основном истечением газа из клапанной щели.
На такте сжатия характер движения усложняется в результате
вытеснения заряда в камеру сгорания.
Входящий струйный поток ударяется о поверхность пере-
мещающегося поршня и, отражаясь от его днища, может из-
менить направление движения на обратное.
С увеличением частоты вращения интенсивность турбулент-
ности газа в цилиндре при впуске растет до ет=0,44-0,8 вслед-
ствие гашения скоростей потока при встрече с остаточными га-
зами, отражения его от поверхностей цилиндра, а также в ре-
зультате уменьшения времени на затухание. При изменении
направления движения поршня в цилиндре происходит усиле-
ние турбулизации.	*
В однофункциональном канале воздух втекает равномерно-
по периметру клапанной щели. Несколько меньшая интенсив-
ность течения характерна для участка щели, ближайшего к
стенке цилиндра. Растекаясь вдоль нее вслед за уходящим к
н. м. т. поршнем (см. рис 13,а), поток образует в вертикаль-
ной и горизонтальной плоскостях по два тороидальных вихря,,
симметричных относительно плоскости, проходящей через оси
клапана и цилиндра. При струйном течении происходит частич-
ное отслоение воздуха от основных потоков и заполнение цен-
тральной зоны цилиндра с возникновением обратных течений
в сторону головки цилиндров. В зоне н. м. т. обратные течения
гаснут, заряд приобретает неупорядоченное макродвижение,,
которое постепенно усиливает турбулизацию. Скорости на пе-
риферии цилиндра выше, чем во внутренней зоне.
В двухфункциональных каналах движение заряда в цилин-
дре усложняется, причем структура потоков в основном зави-
сит от типа канала.
При тангенциальном канале (см. рис. 13 б) большая часть
потока вытекает в направлении оси канала, что и определяет
основное направление его вращения в цилиндре. В то же вре-
мя в зоне клапанной щели, примыкающей к нижней части ка-
нала (выпуклой или плоской) поток вытекает в противополож-
ном направлении, особенно на малых подъемах клапана, об-
разуя при этом обратное вращение. При столкновении обоих
потоков в цилиндре происходит затухание малого потока, что
вызывает интенсивную турбулизацию. На такте впуска при пе-
ремещении поршня к н. м. т возникают радиальные потоки в
направлении оси цилиндра. В дальнейшем, к началу сжатия,
поток заполняет все внутрицилиндровое пространство, и возни-
кает более упорядоченное движение заряда по закону, описы-
вающему вращению твердого тела. При подходе поршня к в. м. т.
структура потока усложняется в результате радиальных пере-
теканий из иадпоршневого вытеснителя. В случае заширмлен-
ных клапанов или седел имеют место аналогичные течения.
В винтовых каналах истечение воздуха происходит в основ-
ном безударно, поток лишь касается стеики цилиндра без от-
слоения и образования обратных токов (см. рис 13,в). Гра-
диенты скоростей при этом уменьшаются и общее движение,
подчиняющееся закону со = const, формируется быстрее. Интен-
сивность турбулентности в цилиндре при использовании винто-
вых каналов на 25—40 % ниже, чем при тангенциальных.
На малых подъемах клапанов в большинстве каналов прои-
сходит равномерное истечение воздуха по периметру клапан-
ной щели. Для тангенциальных каналов характерно некоторое
отклонение от этой закономерности при подъемах клапана
меньших (0,15—0,25) Лкл тах, когда в результате удара и ча-
стичного отражения потока от стержня и тарелки клапана, а
также стенки выходной^ участка горловины канала возникает
неравномерность истечения. При этом на участке шели, распо-
ложенном у вогнутой стенки канала, количество проходящего
воздуха снижается и одновременно увеличивается на противо-
положном участке (см. рис. 13,а).
С этим явлением связан один из недостатков тангенциаль-
ных впускных каналов, заключающийся в том, что воздух, по-
ступающий в цилиндр при малых подъемах клапана, создает
момент количества движения, направленный в сторону, противо-
положную основному направлению вращения заряда. Поэтому
часть энергии потока, вытекающего при больших подъемах кла-
пана, затрачивается на гашение этого противоврашения.
При увеличении подъема клапана в одиофункциональных
каналах неравномерность эпюры скоростей потока практически
не меняется, доходя максимально до 2—4 значений средней
скорости воздуха в щели, в то время как у винтовых она до-
стигает 5—8, а в тангенциальных каналах возрастает еще
больше.
112
•яс. 63. Изменение тангенциальной
корости потока Wt у стенки цилннд-
яческой камеры сгорания в зависи-
ксти от относительной частоты вра-
щения п/лВом при различных углах
[/ворота коленчатого вала от в. м. т.:
/ —30“; 2 — 45°; 3 — 60”; 4-75’
Использование быстродей-
ующей электронной аппа-
уры позволило изучить те-
ме газа
объеме
по времени как в
точках внутрици-
пространства, так и
однополостных и
жхревых камер сгорания. Бы-
ла установлена сложность структуры потоков, вызванная изме-
чением скоростей воздуха по величине и направлению в каждой
точке внутрицилиндрового пространства, что связано с взаимо-
действием потоков и возникновением радиальных перетеканий.
Зоскольку на такте впуска в цилиндре происходит струйное те-
чение, градиенты скоростей по сечениям потока весьма высоки
и достигают 70—80 м/с. На такте сжатия эти градиенты умень-.
шаются.
Расчеты, подтвержденные экспериментально, показывают,
что энергия, получаемая газом при его вытеснении в камеру
сгорания, пропорциональна квадрату частоты вращения ко-
ленчатого вала п2, кубу отношения объема камеры в поршне к
пространству сжатия (VK/VC)3 и обратно пропорциональна чет-
вертой степени отношения диаметров однополостной камеры в
поршне и цилиндра (drJD)4. Пр> используемых в дизелях сте-
пенях сжатия е= 154-18 на номинальных режимах работы
(сп=Ю м/с) и относительном объеме камеры сгорания
Ук/Ус = 0,85 и dTX/D=0,5 удельная энергия перетекания заряда
составляет вблизи в. м. т 500—700 Дж.
На рис. 63 показаны тангенциальные скорости потока в од-
нополостной цилиндрической камере с горловиной, имеющей
отношение </г.ц/П=0,5, в точке, расположенной на расстоянии
5 мм от боковой стенки и днища поршня. В данном случае
скорости газа в зависимости от относительной частоты враще-
ния коленчатого вала изменяются по параболе, хотя на других
двигателях отмечались прямолинейные зависимости. По мере
приближения поршня к в. м. т. скорости газа растут вследствие
уменьшения момента инерции столба газа, причем тем больше,
чем выше частота вращения коленчатого вала. Это указывает
на то, что с ростом частоты вращения снижается влияние по-
терь кинетической энергии заряда в результате затухания по-
тока в процессе впуска — сжатия.
8 Зак. 1399	113
ГАЗОДИНАМИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ВПУСКНЫХ КАНАЛОВ
Газодинамические параметры С и Т позволяют сравнивать
различные впускные каналы. Из двух каналов при 7=
= idem лучшим будет канал, имеющий более низкое аэроди-
намическое сопротивление, т. е. меньший параметр С. При
сравнении двух различных каналов при С=idem более совер-
шенен тот, который обеспечивает более интенсивное вихреоб-
разование. В общем случае качество канала определяют по от-
ношению С/Т. Чем меньше величина этого отношения, тем, оче-
видно, с меньшими потерями осуществляется завихрение заря-
да. На рис. 64 приведены характеристики впускных каналов 27
серийных и опытных дизелей с различными способами смесе-
образования и фазами газораспределения. Диапазон изменения
размерностей S/D исследованных дизелей колеблется от 82/76
до 230/230 и скоростных режимов в пределах 1000—5000 мин-*.
Наличие безразмерных критериев С и Т позволяет абстрагиро-
ваться от различий в конструкциях и сравнивать каналы дизе-
лей в условиях «равных возможностей», т. е. определять газо-
динамические параметры, используя среднестатистический за-
кон подъема впускного клапана и среднестатистическую кри-
вую коэффициента наполнения.
Естественно, что характеристики однофункциональных ка-
налов располагаются по вертикали 7=0. Особенно важным
является снижение сопротивления в быстроходных кон-
струкциях, в которых относительный скоростной напор выше
(см. рис. 11)УНапример,
уменьшение параметра,
сопротивления впускного
канала опытного вихре- !
камерного дизеля (S/D — \
=92/92) с Г=1,72 до С= I
= 1,48, т. е. на 14 % (точ-
ки 22 и 23 на рис. 64),.
позволило повысить ко-
эффициент наполнения
на номинальном режиме
(п=4500 мин-1) на 6 %
и снизить температуру
Рис. 64. Газодинамические па-
раметры С, Т впускных кана-
лов дизелей различных типов:
О — однофункциональный; О —
винтовой; □ — тангенциальный;
А — канал с заширмленным кла-
паном; V— канал с заширм-
ленным седлом
114
отработавших газов на 30 К, а дымность на 20%.
В двигателях большей размерности такое улучшение канала
сказывается в меньшей степени. Отсюда следует вывод о не-
обходимости ужесточения требований к качеству изготовления
каналов при уменьшении размерности двигателя. Из рис. 64
видно, что большинство характеристик каналов дизелей лежит
в диапазонах (7=1,24-5; Т = 0-ь5,5 и распадается в зависимости
от типа смесеобразования и частоты вращения на две функ-
циональные зоны: соответствующую объемному смесеобразова-
нию и использованию многосопловых распылителей до частоты
вращения п=3000 мин-1 (зона Л), пленочному и пристеночно-
му смесеобразованию и использованию одно- и двухсопловых
распылителей (зона Б) до частоты п=2600 мин-1 (зона Б0
и в диапазоне п=2600 н-3200 мин-1 (зона Б2).
Данные по оценке каналов подтверждают, что интенсив-
ность создаваемых в цилиндре вихрей для зоны Б в 2—4 раза
выше, чем для дизелей с объемным смесеобразованием (зона
А). При этом с увеличением частоты вращения используются
повышенные значения параметра 7, обеспечивающие более
высокий уровень скоростей в камере. Параметры двигателей 4
и 9 иллюстрируют преимущества винтового канала по срав-
нению с заширмлением клапана (7=idem), винтовой канал
имеет примерно на 50 % меньшее аэродинамическое сопротив-
ление. Каналы 24 и 13 относятся к двум разным модифика-
циям головок цилиндров одной модели двигателя. Первая моди-
фикация была выполнена с заширмленным клапаном, а вторая
с винтовым каналом. В канале 24 изменение интенсивности
вихрей по циклам в пределах возможного поворота ширмы
клапана на 10—12° составляет 17 %, а по отдельным цилин-
драм 22 %• При винтовом канаЛ невоспроизводимость пара-
метра Т достигает 3—6 %. Для дизелей с однополостными ка-
мерами, умеренными форсированием и быстроходностью и вы-
сокими значениями коэффициента избытка воздуха параметр
7= 1,1+1,6.
В дальнейшем условия организации рабочего процесса бы-
ли изменены, так как для интенсификации сгорания требова-
лись интенсивное смесеобразование при высоких скоростях
движения воздушного заряда и динамичный впрыск топлива
(канал 13). Эти требования нашли отражение в конструкции
впускной системы, коэффициент трансформации которой в пос-
ледних быстроходных моделях доходит до 7=2,5. Наиболее
высокое совершенство (минимальное отношение (7/7) получено
для винтовых каналов с падающим потоком.
В двигателях с впускными каналами, имеющими парамет-
ры, отмеченные точками 11—13, 17, 18, в связи с повышенным
сопротивлением на номинальном режиме коэффициент напол-
нения tjv не превышал 0,8.
8*	115
Приведенная оценка эффективна при создании и доводке
впускных систем. Для расчета энергетического баланса процес-
са смесеобразования и более глубокого его анализа необходи-
мо иметь характеристики воздушного заряда реального двига-
теля с заданными фазами газораспределения, формой и длиной
трубопровода, законом подъема клапана, формой камеры сго-
рания и др.
Рис. 65. Изменение скорости движения газа в горловине канала шг.нл, дав-
ления в цилиндре рц и угловой скорости вихря в камере сгорания юз в за-
висимости от угла поворота коленчатого вала q> в процессе газообмена
На рис. 65 приведены расчетные значения скоростей в гор-
ловине выпускного (кривая 1) и впускного (кривая 2) каналов,
давления рц и частоты вращения вихря <о3 по углу поворота
коленчатого вала. Этому варианту соответствуют расчетные
отношения кинетических энергий воздушного вихря £в и топ-
ливного факела ЕтЕв/Ег—0,3.
Указанным на рис. 64 зонам А и Б соответствуют опреде-
ленные величины и соотношения энергий вихря и впрыснутого
топлива, необходимые для организации высококачественного
процесса смесеобразования."
Для определения энергии топливного факела находят сред-
нюю скорость впрыска топлива wBnp при заданной частоте вра-
щения п, исходя из номинальной цикловой подачи топлива
ДУн. продолжительности впрыска Д<рд (по подъему иглы) и
площади сопловых отверстий fc
®впр (бпДУнЖДфд).
Без учета потери энергии воздушного заряда на такте сжа-
тия для зон А и Б будут характерны следующие средние удель-
116
*1* иые энергетические параметры смесеобразования (табл. 2), от- несенные к 1 г впрыснутого топлива Ев' и к 1 л рабочего объе- ма Ев". Энергия подсчитывалась для частот вращения колен- чатого вала: номинальных Пн0М, соответствующих режиму мак- симального крутящего момента пм, и минимальных nmt„. Таблица 2 Средние удельные энергетические параметры процесса смесеобразования, средние скорости впрыска топлива и вихревые стношенвя								1 1 ) i
Частота вращения	»пр- “/«			Е*.				j f 5
	А	Б		А		£		
пИОм	280—340	230—260		25—35		80-120		
	220—260	140—170		15-20		40—70		
Пщ1п	160—200	100—120		10—13		20-30		
1 Продолжение табл. 2								
Частота вращения	£в , Дж/л		4/ 4			о		i
	А	£	А		£	А В	£	
пком	1,4—1,7	4—6	0,7—0,9		3-5	3-4,5	7—10	
«м	0,7—1	2—3,5	0,5—0,7		4,5-6	3,5-5	8—11	
ПцЦП	0,45-0,61	1,2—1,5	0,6—0,75		4—7	3,5-7	9-12	
Большие значения кинетической энергии воздушного заряда
относятся к винтовым каналам, которые лучше обеспечивают
необходимую интенсивность вращения заряда на низких ско-
ростных режимах.
Большое влияние на характеристики каналов оказывает
конструкция трубопроводов. Например, даже при продувке ста-
тической модели расход газа и интенсивность вихрей в цилин-
дре с головкой, подсоединяемой к различным участкам трубо-
провода, получаются различными. Результаты расчета процес-
117

I
са газообмена для нескольких быстроходных дизелей показа-
ли, что неравномерность наполнения отдельных цилиндров ко-
леблется в пределах ±10—15 %.
Анализ взаимодействия потоков при истечении из двух
впускных каналов четырехклапанных головок показывает, что
суммарный эффект, получаемый как по уровню сопротивлений,
Рис. 66. Изменение относительных расходов
воздуха ба2/(бв1+бжг) и моментов на
спрямляющей решетке Л12 /(Afj+Afj) при
параллельном открытии двух впускных
клапанов четырехклапаниой головки в за-
висимости от относительного подъема кла-
пана Лкл/Лкя тах^
1 — «дисфункциональный ианал; 2, 7 — винто-
вой и тангенциальный каналы с поперечным
расположением клапанов; 3. 5 — однофункцио-
нальный канал, трансформированный в двух-
функциональный установкой сегмента под
седло; 6 — винтовые каналы с продольным рас-
положением клапанов; сплошные кривые —
овХ/<св1+<5в2>; штриховые— (М^/(М,+
+М2)
так и по интенсивности вихреобразования, не соответствует
сумме эффектов от каждого канала в отдельности. В двигате-
лях с правильно спрофилированными однофункциональными
каналами истечение из одного канала создает эжекционный
эффект в соседнем, что при больших подъемах клапана умень-
шает их суммарный коэффициент сопротивления (кривая 1 на
рис. 66). В двухфункциональных каналах, как правило, сум-
марное сопротивление обоих каналов выше арифметической
суммы сопротивлений первого и второго каналов, т. е. Се >
>Ct4-<72.
В зависимости от принятых схем и типов каналов это не-
равенство может быть сведено к минимальному или остаться
весьма существенным. Например, характеристика вихреобразо-
вания в цилиндре при использовании головки с однофункцио-
нальными каналами (кривая 1) после установки вставок под
седла резко изменяется. При этом пропадает эффект эжекции,
а суммарный эффект вихреобразования от двух каналов ста-
новится меньше, чем от каждого из каналов в отдельности
(кривые 3 и 5).
При совместном использовании двух винтовых каналов с
продольным расположением клапанов наполнение цилиндров
уменьшается на 17 % по сравнению с суммой пропускных спо-
собностей каждого канала в отдельности. Общий момент коли-
чества движеция (кривая 6) при двух каналах для Лклшах сни-
жается до 0,76 от значения, полученного при суммировании
118
>езультатов раздельной продувки обоих каналов. Поперечное
асположение тангенциального и винтового каналов обеспечи-
ает общее сопротивление, незначительно превышающее сумму
>аздельно замеренных, что указывает на малое влияние взаим-
ных помех потоков (кривая 7).
Интенсивное вихреобразование при организованном дви-
кении заряда, полученном с помощью тангенциального кана-
ia в сочетании с винтовым, позволяет уменьшить зоны вредных
перетеканий и избежать отслоений заряда от стеиок цилиндра
ю мере перемещения поршня к н. м. т. Поэтому в приведен-
юм примере суммарная интенсивность вихреобразования от
цвух каналов оказалась выше, чем получаемая от каждого в
сдельности (кривая 2).
ВЛИЯНИЕ ИНТЕНСИВНОСТИ ВОЗДУШНЫХ ВИХРЕЙ
НА ПРОЦЕСС СГОРАНИЯ,
ТОКСИЧНОСТЬ ОТРАБОТАВШИХ ГАЗОВ
И ВЫХОДНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ
Совершенство рабочего процесса быстроходного дизеля, ха-
рактеризуемое возможно более полным использованием коэф-
фициента избытка воздуха а, величиной индикаторного КПД
П< и отношением тн/а определяется оптимальным сочетанием
параметров топливного факела: его дальнобойности, объема,
макро- и микроструктур, — с направленностью, интенсивностью
и устойчивостью воздушных вихрей в камере сгорания.
Протекание кривых основных термодинамических показате-
лей рабочего процесса рг, тр/а, тр, т]д современных быстроход-
ных дизелей в зависимости от частоты вращения коленчатого
вала представлено на рис. 67. Достигнутые максимальные зна-
чения показателей при работе дизеля без наддува по внешней
характеристике составляют: р; = 1,05 МПа, тр=0,5, тр/а=0,36;
т)д=0,9. Относительный КПД т]д, равный отношению индикатор-
ного КПД тр к КПД теоретического цикла тр, не учитывает по-
терь от теплопередачи, неполноты и конечной скорости сгора-
ния. При этом коэффициенты наполнения и избытка воздуха
для обоих циклов (индикаторного и теоретического) прини-
маются одинаковыми.
Высокие значения показателей достигнуты в результате со-
четания оптимальных параметров движения воздушного заряда
и характеристик топливоподачи: скорости и продолжительности
подачи топлива, максимального и среднего давления впрыска,
закона подачи.
Для дизелей с объемным смесеобразованием и открытыми
симметричными камерами сгорания, расположенными в днище
поршня, одним из определяющих факторов, от которого зави-
сит протекание и эффективность процессов сгорания и тепло-
119
выделения, является качество доводки впускных каналов, соз-
дающих в цилиндре тангенциальные воздушные потоки. В этих

дизелях среднеинтегральная энергия осевого вихря достигает
~80 % всей энергии, приходящейся на воздушный заряд, в то
время как ~20 % относится к энергии радикальных потоков,
г
возникающих при перетекании
газа из надпоршневого коль-
цевого зазора («вытеснителя»)
в камеру сгорания при подхо-
де поршня к в. м т.
Рис. 67. Диапазон изменения ос-
новных термодинамических показа-
телей рабочего процесса быстроход-
ных дизелей в зависимости от час-
тоты вращения коленчатого вала п
Рис. 68. Изменение давления р, тем-
пературы газов Т, доли теплоты, вы-
делившейся в процессе сгорания х<.
характерных фаз тР, Хт, Хт-Р сго-
рания и Tg тепловыделения в зави-
симости от угла поворота коленчатого
вала <р
Прн недостаточной интенсивности вихрей растягивается
процесс сгорания и происходит догорание на такте расширения,
что влечет за собой повышение концентрации сажи и токсич-
ных компонентов в отработавших газах. С увеличением кине-
тической энергии воздушного заряда скорости процессов сме-
сеобразования, сгорания и тепловыделения возрастают, что при-
водит к интенсификации массо- и теплообмена в камере сго-
рания. Однако при чрезмерной интенсивности тангенциальных
вихрей может произойти ухудшение выходных энергетических
и экономических показателей в результате так называемого-
120
перезавихривания, при котором энергия вращающегося заряда
не используется в полной мере. Вследствие этого процесс сме-
сеобразования, протекающий в условиях повышенных аэроди-
намических и тепловых потерь, становится менее эффективным.
При этом также возрастает отвод теплоты через ограничиваю-
щие поверхности.
В результате доводки рабочих процессов дизелей с объем-
ным и пленочным смесеобразованиями установлено, что опти-
мальные значения кинетических энергий воздушного заряда
обоих типов двигателей значительно различаются между собой.
При объемном смесеобразовании оптимальная среднеинтеграль-
ная энергия заряда примерно на порядок меньше, чем при пле-
ночном.
Величины тангенциальных скоростей заряда в камере сго-
рания должны подбираться в соответствии с ее формой и раз-
мерами и параметрами системы подачи топлива: числом и
размерами сопловых отверстий, давлением, скоростью, продол-
жительностью и законом впрыска.
Пропорционально росту интенсивности вращения воздушно-
го заряда изменяются фазы (рис 68), характеризующие про-
текание индикаторной диаграммы, закона тепловыделения и
температуры газов в цилиндре на такте расширения {1].
За характерные были приняты временные фазы, отсчиты-
ваемые от в. м. т. до точек: максимального давления ргШах
индикаторной диаграммы, тР; максимальной температуры цикла
7тах, полученной расчетным путем, тт; максимального тепло-
выделения В—В качестве оценочного параметра принята
также фаза Тт-р между точками
Рапах И Утах-	д
На рис. 69 представлены кри-
вые изменения фаз индикаторной
диаграммы тр, тт, тт-Р, ч, коэффи-
циента эффективности сгорания g
(по И. И. Вибе) и максимальных
температур цикла Ушах в зависимо-
сти от относительного среднего ин-
тегрального момента количества
движения воздушного заряда
Л?кЖ<тах, который изменяли на
работающем дизеле с помощью за-
Рис. 69. Изменение продолжительности
фаз процессов сгораиня тР, Тт, Тг-р и теп-
ловыделения Т|, коэффициента эффектив-
ности сгорания g и максимальной темпе-
ратуры газов Ттах в зависимости от отно-
сительного момента количества^ движения
воздушного заряда Мк/Мктак
121
ширмленного клапана. Значения интегральных моментов Мк,
соответствующих выбранным углам положения заширмленного
клапана, были получены при продувке головки цилиндра в ус-
ловиях установившегося потока по изложенной выше методике.
Испытания проводились на одноцилиндровом дизеле с
объемным смесеобразованием и отношением S/D=l при часто-
те вращения 1800 об/мин и постоянном среднем индикаторном
давлении р»=0,85 МПа, которое поддерживалось изменением
цикловой подачи топлива.
Повышение относительного момента количества движения
заряда, как видно из рис. 69, сопровождается интенсификаци-
ей процесса сгорания. Это подтверждается сокращением фаз
тг, тт-р и Tg с одновременным возрастанием коэффициента Ej,
характеризующего тепловыделение, и повышением максималь-
ной температуры цикла Фаза максимального давления
сгорания Тр остается неизменной вследствие постоянства пе-
риода задержки воспламенения при всех отношениях моментов
Mk/5Jk max-
В рабочем процессе с оптимальной интенсивностью вихрей
видимое свечение пламени, как было зарегистрировано, пре-
кращается через 45—65° угла поворота коленчатого вала после
в. м. т. При слабом движении заряда тепловыделение может
растянуться вплоть до момента открытия выпускного клапана,
т. е. до 100—115° после в. м. т.
На рис. 70 представлены кривые, характеризующие влияние
интенсивности вихрей на Сс (миллиграмм на 1 л объема отра-
ботавших газов, приведенных к нормальным атмосферным
условиям), физические показатели, характеризующие ее дис-
персность: средние диаметры частиц d4 (в ангстремах), заме-
ренные с помощью электронного микроскопа; удельные поверх-
ности частиц, заключенных в 1 г сажи, Sc; число частиц в 1 л
газа N4.
На диаграмме нанесены также кривые изменения индика-
торного расхода топлива gi и содержания токсичных состав-
ляющих отработавших газов: окиси углерода СО, окислов азо-
та NOs, и бензпирена C2oHi2.
Частицы сажи, выбрасываемые в окружающую атмосферу,
являются адсорбентом для полициклических ароматических
углеводородов и в том числе — для наиболее стойкого во внеш-
ней среде бензпирена, обладающего канцерогенной активно-
стью.
Индикаторный расход топлива достигает минимального
значения (заштрихованная зона) при оптимальном относитель-
ном моменте количества движения воздушного заряда
(Мк/Мк max)опт=0,854-0,95, т. е. при наибольших значениях
коэффициента эффективности сгорания g и температуры цикла
Ттах, когда область максимального тепловыделения приближа-
ется к в. м. т. и фаза Tg достигает своей минимальной вели-
122
Рис. 70. Изменение физико-химиче-
ских показателей сажи (Зе. Сс, N4.
d4), токсичности отработавших газов
(NOX, СО, С20Н12) и индикаторного
удельного расхода топлива gi в за-
висимости от относительного момента
количества _ движения заряда
(Икз;/Л(к2тах
чины (см. рнс. 69). Интенси-
фикация процессов сгорания
и тепловыделения сопровож-
дается увеличением полноты
сгорания н, как следствие, сни-
жением содержания сажи и
окиси углерода СО в отрабо-
тавших газах. Концентрация
окислов азота NOX возрастает
в соответствии с законами про-
текания Ттах И
Физико-химические пока-
затели сажи при увеличении
интенсивности вихрей меня-
ются следующим образом: воз-
растает средний диаметр d4
в условиях повышенной турбу-
лизации вращающего газа, сни-
жаются удельная суммарная
поверхность частиц Sc * их
число С уменьшением
удельной поверхности Sc кон-
центрация бензпирена С20Н12,
расположенного на поверхности частиц сажи, снижается и до-
стигает наименьшей величины прн оптимальном относительном
Моменте (М/Мюпах) ОПТ*
Результаты экспериментальной проверки влияния изменения
средней скорости потока w/min в суженном сечении fmm за счет
изменения формы и размеров тангенциального канала на по-
казатели рабочего процесса одноцилиндрового дизеля (3/£>=
= 140/130) с объемным смесеобразованием (коэффициент на-
полнения т]у, индикаторный расход топлива gi, дымность Кс и
температура отработавших газов Тг) приведены на рнс. 71. За-
висимости были получены при частоте п=2100 об/мин и среднем
индикаторном давлении pf=0,92 МПа. Для этого были изго-
товлены головка цилиндра с широким впускным каналом (за-
штрихованный контур на рис. 72) и деревянные вставки 1—6,
прикрепляемые к металлу головки клеем БФ-2, с помощью ко-
торых последовательно изменяли форму канала и его размеры,
123
Рис. 71. Измеиеиие индикаторного расхода топлива gi, коэффициента на-
полнения т)г, дымности Кс и температуры отработавших газов Тт в зависи-
мости от средней скорости потока в минимальном сечении тангенциального-
канала W/min
в том числе и проходную площадь fmin. Переход от широкого
канала к суженным с меньшими площадями Дшп вначале осу-
ществляли за счет смены только верхних вставок 1—4 при
одновременном увеличении средней условной скорости w/mto
и поджатием потока к нижней горизонтальной плоскости. Воз-
растание скорости w/min с 50 до 90 м/с приводит к незначи-
тельному уменьшению коэффициента наполнения (на 3 %).
Однако при последующей установке нижней клиновидной встав-
ки 6 произошло увеличение коэффициента наполнения, несмот-
ря на возрастание скорости w/min. Замена нижней клиновидной
Рис. 72. Изменение формы и проходной площади минимального сечения тан-
генциального канала различными вставками
124
вставки 6 более высокой выпуклой вставкой 5 повышает коэф-
фициент T)v. но одновременно ухудшает индикаторный расход
топлива gi, увеличивает дымность Кс и температуру Тт отра-
ботавших газов. Очевидно, что интенсивность вращения заряда
при этом не отвечает оптимальным условиям смесеобразова-
ния. Лучшие результаты были получены при сочетании вста-
вок 3 и 6, что соответствовало относительной проходной площа-
ди /т1п//г.вп=0,64 и средней скорости w/mln =90 м/с.
Увеличение скорости йУ/ю[п свыше 90 м/с привело к резкому
ухудшению всех четырех отмеченных показателей. Улучшение
процесса смесеобразования при повышении скоростей впуска
сопровождалось уменьшением оптимальных углов опережения
впрыска топлива на 2—3° н максимальных давлений сгорания
Pzmax на 0,4—0,6 МПа.
Проведение на дизеле многофакторного исследования с из-
менением коэффициентов срабатывания энергии потока С и С',
характеризующих соответственно аэродинамическое сопротив-
ление впускного и выпускного каналов, и коэффициента тран-
сформации потока Т, оценивающего интенсивность вихрей в ци-
линдре, позволяет изучить раздельное влияние каждого из ука-
занных параметров на выходные показатели дизеля (рис. 73)..
Из протекания кривых относительных средних индикаторных
давлений р, отн=Pt/pi max и индикаторных расходов топлива
gi mn=gj/gi ттпп в зависимости от относительных коэффициентов
Сети, ?отн, С'от видно, что ухудшение топливной экономич-
ности происходит как при увеличении, так и при уменьшении
сопротивления впускного канала, значительно скоррелирован-
ного с интенсивностью вихреобразования, которое в рассматри-
ваемом случае снижается.
Подбор оптимальных конструктивных параметров впускного
и выпускного каналов не является единственным средством ре-
гулирования газодинамических процессов в цилиндре. В некото-
рых случаях введение цековки между впускными и выпускными
клапанами на «огневой» торцовой поверхности головки цилин-
дров увеличивает тангенциальные скорости заряда вблизи
в. м. т. на 5—7 %. Затухание кинетической энергии вращаю-
щегося заряда происходит прн этом в меньшей степени. Вы-
полнение цековки глубиной 1,5 мм в перемычке между клапа-
нами на головке дизеля с пристеночным смесеобразованием
(типа Дойц), в котором по условиям процесса смесеобразова-
ния требовалось усиление вихрей, позволило при работе по
внешней скоростной характеристике снизить удельный расход
топлива на 3—4 % и дымность отработавших газов на 5—
15 единиц по шкале дымомера Картридж. Утопление в головку
тарелок клапанов и устранение в связи с этим цековок в пор-
шнях повышает интенсивность вращения воздушного заряда
на 5—15%. Это связано с резким возрастанием в процессе
125
сжатия потерь на трение о днище поршня. Поэтому чем слож-
нее конфигурация поверхностей последнего, тем выше потери
кинетической энергии заряда. Особенно чувствителен к этим
потерям рабочий процесс при малых и средних скоростных
режимах, когда другие энергетические компоненты смесеобра-
зования (топливный факел, вихри вытеснения из надпоршнево-
го кольцевого пространства и турбулентность) значительно-
меньше, чем в зоне номинальных скоростных режимов. В ре-
зультате улучшения конфигурации поверхности днища поршня
и повышения интенсивности вращения заряда вблизи в. м. т.
топливная экономичность
вращения (0,5—0,7) пвом
может быть улучшена при частотах
на 1,5—3 %, а дымность отработав-
- ших газов уменьшена на 10—20 %.
На рис. 74 представлено в каче-
стве примера изменение относи-
тельных сопротивлений выпускного
канала, полученных в процессе ста-
тической продувки на разных подъ-
емах клапана при серийном выпол-
нении (кривая 0) и следующих
трех дополнительных обработках,
позволивших понизить суммарные
Рис. 73. Изменение относительных среднего индикаторного давления р./р, max?
удельного расхода топлива gt отв в дизеле с воздушным охлаждением
(S/D= 120/105) на номинальном скоростном режиме работы в зависимости
от средних относительных газодинамических параметров каналов
Т'отд, Сотя, Сотн:
а — С — const; б — С' =» const; для кривых 1[в 2;
1 ~ ®1отн’”^^'сгга?; 2 ®1отн”^2’отн^; ® — отн“^^ап?
Рис. 74. Изменение средних относительных аэродинамических сопротивлений
выпускного канала ,С\/С0 в зависимости от относительных подъемов кла-
пана Лкп/Лкп max
126
Рис. 75. Изменение среднего
индикатора давления pt и
расширение скоростного диа-
пазона относительной частоты
вращения коленчатого вала
п/пвом при доводке рабочих
процессов и дымности ЛсСЗО:
1 — пристеночное; 2 — объемное
аэродинамические потери
на 10%. Этн обработки
заключались в следую-
щем: 1) в увеличении уг-
ла фаски на плоскости
головки цилиндра прн
входе газа в канал с 30
до 75°; 2) снятии части
направляющей втулки,
выступающей в канал из
бобышки; 3) придании
плавных форм бобышке
втулки и переходам на различных участках канала.
Наибольший эффект был получен от первого мероприя-
тия— при малых подъемах клапана, второго—при средних и
больших, третьего — при малых подъемах. Общее влияние
указанных мероприятий на показатели дизеля выразилось в
снижении дымности на 5—10 единиц и удельных расходов топ-
лива на 1,5—3 г/(кВт-ч), в увеличении наполнения цилиндра
воздухом. В результате концентрация окислов NOX н СО в от-
работавших газах уменьшилась во всем скоростном диапазоне
на 5—15 %.
Кривые рис. 75 иллюстрируют расширение зоны средних ин-
дикаторных давлений р, и скоростных режимов в процессе
последовательной доводки и оптимизации газодинамических
параметров впускных каналов дизеля, работавшего в первом
варианте с объемным смесеобразованием (кривые 26—26'") и
во втором с пристеночным (кривые 27—27") при поддержании
дымности отработавших газов на уровне Ксс30 % по шкале
дымомера Картридж. Указанная доводка впускных каналов
осуществлялась на газодинамическом стенде по ранее изло-
женной методике. Каналам 26, 27 и их модификациям соответ-
ствуют характеристики под теми же номерами на рис. 64.
При объемном смесеобразовании дизель в начале доводки
развивал среднее индикаторное давление на уровне р4==0,8М.Па
в узком диапазоне относительных скоростных режимов
п/пном=0,64-0,7. По мере снижения интенсивности вихрей (см.
точки 26', 26" на рис. 64) одновременно с увеличением коэф-
фициента наполнения рабочий процесс заметно улучшался (см.
кривые 26, 26', 26" на рис. 75).
127
Кривая 26"' соответствует ухудшенному рабочему процессу
с недостаточной интенсивностью вращения заряда. Это сказа-
лось в первую очередь на режимах средних и низких частот
вращения.
В случае пристеночного смесеобразования повышение ин-
тенсивности вихрей (см. точки 27, 27, 27" на рнс. 64) в ре-
зультате подбора формы и размеров впускных каналов сопро-
вождалось улучшением протекания характеристик (см. кривые
-27, 27, 27" на рис. 75) и значительным увеличением среднего
индикаторного давления рг-.
Доводка впускных каналов для двух типов смесеобразова-
ния на восьмицилиидровом дизеле в сочетании с подбором фаз
газораспределения, длин впускных трубопроводов, конфигура-
ции огневых поверхностей плоскостей головки цилиндра и дни-
ща поршня позволила достигнуть при средней скорости поршня
Сп=10,5 м/с следующих показателей (табл. 3).
Таблица 3
Параметры смесеобразования, полученные при доводке каналов
восъмицнлиндровог) дизеля
Параметр	Смесеобрал зиая ие	
	.бъеын.и;	пристеночное
Среднее индикаторное давление pt, МПа Средний индикаторный расход топлива gi, г/(кВт-ч) Дымность Кс, %	0,9 179 40	0,95 185 20
Использование на V-образном восьмицилиндровом двигате-
ле трубопроводов с индивидуальными впускными трубами дли-
ной 400 мм вместо 40—50 мм позволило увеличить при частоте
вращения п<0,9пНом коэффициент наполнения на 5 %, что, в
свою очередь снизило на 2—3 % удельный расход топлива и
дымность отработавших газов примерно на 10 единиц по шка-
ле дымомера Картридж.
Аэродинамическое совершенство системы выпуска также
влияет на показатели двигателя, поэтому сопротивление вы-
пускного канала должно быть по возможности уменьшено. Эк-
спериментальным и расчетным путями доказано, что улучшение
выходных показателей дизеля происходит в основном за счет
уменьшения сопротивления на средних подъемах выпускного
клапана ЛКл/^клтах> (0,3-т-0,5). Если уменьшить сопротивление
выпускного канала в зоне малых подъемов клапана, то пока-
затели двигателя могут даже несколько ухудшиться, так как
несмотря на улучшение процесса очистки в период свободного
выхлопа, одновременно может уменьшиться полезная площадь
128
индикаторной диаграммы. Поэтому совершенствование аэроди-
намических показателей выпускной системы должно быть увя-
зано с оптимизацией фаз газораспределения и в первую оче-
редь с фазой предварения открытия выпускного клапана. При
доводке выпускных каналов можно достигнуть улучшения топ-
ливной экономичности на 2—5 %, особенно на высоких ско-
ростных режимах. Например, уменьшений сопротивления вы-
пускного канала в 2,5—3 раза позволило снизить эффективный
удельный расход топлива на 12 г/(кВт-ч) при меньших на
15 % насосных потерях (с 0,24 до 0,2 МПа).
ТЕХНОЛОГИЧЕСКАЯ СТАБИЛЬНОСТЬ ВПУСКНЫХ
И ВЫПУСКНЫХ СИСТЕМ
Разброс выходных показателей дизелей (в первую очередь
среднего эффективного давления ре и удельного расхода топ-
лива ge) во многом связан с неидентичностью их изготовле-
ния, являющейся следствием технологической нестабильности
процесса производства. Экономические и энергетические пока-
затели отдельных экземпляров дизелей массового производст-
ва с непосредственным смесеобразованием имеют после сборки
на конвейере разбег до 10 %. Стабилизацию конструкции в це-
лом и ее элементов, наиболее сильно влияющих на рабочий
процесс (топливной аппаратуры и аэродинамических парамет-
ров впускного и выпускного трактов), обеспечивают обоснован-
ным выбором полей допусков на изготовление ответственных
деталей с помощью следующих мероприятий: создания техно-
логически стабильных новых конструкций; повышения приспо-
собляемости существующих конструкций к условиям массового
производства; улучшения технологии изготовления.
Известно, что разбег выходных показателей дизелей раз-
личных размерностей примерно на 50 % зависит от разброса
газодинамических характеристик впускных и выпускных систем.
До настоящего времени системы впуска рассматривались с
позиции совершенства параметров газодинамических, конструк-
тивных, по массе и размерам. Однако, выбирая тот нлн
иной тип конструкции, следует отдавать предпочтение техно-
логически более стабильному с тем, чтобы рабочие показатели
двигателя были менее зависимы от отклонений, связанных с из-
готовлением отдельных элементов системы впуска.
Установлено, что при массовом производстве дизелей с тан-
генциальными впускными каналами несоблюдение технологии
изготовления, приводящее к отклонениям заданных размеров
канала, вызывает изменение его газодинамических показателей
до 50 % от номинальных. Последнее резко нарушает рабочий
процесс и ухудшает выходные показатели двигателя.
Изучение газодинамических качеств каналов по представи-
тельной выборке головок цилиндров массового производства
9 Зак. 1399	129
Удобно при использовании точечных параметров оценки этих
качеств.
Представительность выборки должна обеспечиваться как
случайностью отбора, так и достаточностью ее объема.
При обработке и анализе экспериментальных данных целе-
сообразно использовать элементы математической статистики
(корреляционный, дисперсионный и регрессионный анализы),
а также факторное планирование экспериментов с целью:
получения корреляционных зависимостей и оценки тесноты
связей между различными газодинамическими показателями
серийных каналов, а также с некоторыми нх конструктивными
параметрами в условиях массового производства;
проведения дисперсионного анализа и оценки вклада, вно-
симого различными неточностями изготовления каналов в раз-
брос нх газодинамических показателей из-за технологической
невоспроизводимости отдельных экземпляров головок;
проведения регрессионного анализа между величинами от-
клонений, возникающих прн изготовлении головок, и газодина-
мическими показателями.
Указанные методы применимы в тех случаях, когда:
наблюдения проводятся над случайно дрейфующими вели-
чинами при распределении нх по закону, мало отличающемуся
от нормального;
погрешности измерения каждого из параметров меньше
диапазона его возможного изменения;
остаточные дисперсии параметров, обусловленные погреш-
ностью экспериментов, однородны.
Математическое планирование экспериментов при исследо-
вании связи газодинамических показателей впускных и выпуск-
ных каналов с выходными показателями дизелей необходимо
для уменьшения трудоемкости и увеличения точности опреде-
ления полинома некоторой степени, отражающего эту связь.
Конечной целью факторного анализа является определение
допустимых пределов изменения газодинамических показате-
лей, которые необходимы для разработки технических условий
контроля нх при массовом производстве. Использованием мето-
дов выделения и ранжировки существенных конструктивных и
технологических факторов можно установить причины неста-
бильности газодинамических показателей головок. Наиболее
перспективны методы случайного баланса н построения диа-
грамм рассеяния с дополнительным их уточнением с помощью
уравнений регрессии [3].
Использование этих методов позволяет установить связи
между конструктивными и аэродинамическими параметрами
каналов и рабочими показателями серийных дизелей и наме-
тить пути сужения нх разброса.
Работа по улучшению показателей дизелей массового про-
изводства путем стабилизации функциональных качеств рас-
130
сматриваемых систем может быть разделена условно на че-
тыре основных этапа:
поиск факторов, существенно влияющих на изменение газо-
динамических показателей;
анализ статистического распределения газодинамических по-
казателей каналов и влияния его на стабильность показателей
рабочего процесса;
реализация мер по стабилизации параметров каналов.
Каждому этапу соответствуют определенные методы его
реализации. Результаты одних этапов работы являются базой
для решения других и т. д.
Порядок решения указанных выше задач следующий:
1)	обобщение имеющихся данных по влиянию конструктив-
ных факторов на газодинамические показатели; отбор апри-
орных существенных факторов для их определения н исследо-
вания;
2)	разработка методики отбора конструктивных факторов
каналов, наиболее сильно влияющих на рабочие показатели
дизеля, составление алгоритмов и расчетных программ для
ЭВМ;
3)	оценка функциональных качеств генеральной совокупно-
сти впускных н выпускных каналов по статистической выборке
из серии с использованием параметров (7, Т и <?';
4)	аналитический расчет процесса газообмена для оценки
влияния, которое оказывает разброс газодинамических пара-
метров на наполнение и насосные потери;
5)	отбор головок цилиндров с различными сочетаниями га-
зодинамических показателей для установления влияния неи-
дентичности изготовления каналов на показатели двигателя с
помощью планируемого многофакторного эксперимента.
Перечисленные методы исследований реализуются путем:
1)	микрометража каналов для определения отклонений фор-
мы и положения их относительно цилиндра;
2)	расчетных исследований на основании составленного ал-
горитма для выявления наиболее существенных факторов,
влияющих на аэродинамические параметры;
3)	статической продувки впускных и выпускных каналов
после отливки и механической обработки головок; при этом
оценивается характер распределения параметров С, Т, С' и сте-
пень их зависимости от условий литья, что позволяет разрабо-
тать конкретные рекомендации по оптимизации и стабилизации
наиболее влияющих конструктивных параметров каналов;
4)	расчета коэффициентов расхода и насосных потерь прн
экстремальных аэродинамических параметрах каналов для
определения диапазона изменения коэффициентов избытка воз-
духа и величины потерь на трение в двигателе;
9*	131
5)	проведения опытов с использованием нескольких ком-
плектов головок цилиндров непосредственно на двигателе в
идентичных условиях для определения аналитической зависи-
мости между аэродинамическими показателями систем впус-
ка — выпуска и показателями рабочего процесса; совместно со
способами, изложенными в пунктах 3 и 4, это позволяет раз-
работать рекомендации для автоматизированного контроля аэро-
динамических показателей каналов и последующей селекции
головок на группы в процессе их изготовления.
СОЗДАНИЕ НОВЫХ КОНСТРУКЦИЙ
При разработке конструкции канала необходимо оценить
технологичность принятых решений. Одним из ее показателей
является уровень стабильности аэродинамических характери-
стик впускной и выпускной систем при отклонениях на всех
стадиях производства: литья, механической обработки и сборки.
Наибольшее влияние на аэродинамические показатели ока-
зывают линейные и угловые смещения стержней впускных и
выпускных каналов. Стабилизации их положения способствует
объединение стержней с помощью кольцевого стержня в еди-
ную систему, устанавливаемую в литейную форму. Иногда не-
сколько стержней одноименных каналов формуют вместе,
соединив их входными сечениями. Однако это возможно только
при выполнении стержней водяной рубашки в виде двух поло-
вин (верхней и нижней).
Определить степень стабильности аэродинамических показа-
телей при смещениях каналов позволяет предложенный авто-
рами специальный стенд, на котором можно независимо
изменять положение модели канала в шести степенях
свободы. Для этого канал выполняется в виде отдельной дета-
ли, имеющей относительно несущей стенки головки те степени
свободы, влияние которых следует определить.
На стендах такого типа канал должен иметь шесть фикси-
руемых степеней свободы: три линейных и три угловых. При
этом обеспечивается возможность анализировать влияние, ко-
торое оказывает положение канала на его газодинамические
характеристики.
Экспериментам должно предшествовать определение реаль-
ного диапазона допустимых отклонений по всем степеням сво-
боды канала в соответствии с принятой технологией изготовле-
ния для назначения интервала исследования по каждому из
параметров.
В результате такого эксперимента с моделью проектируемо-
го канала находится однозначная, например, полиноминальная
зависимость любого из рассматриваемых аэродинамических па-
раметров от каждой интересующей степени свободы, выражаю-
щаяся уравнением
132
П — + btX +	+ ^з2 + • • . + ^вРг + ЬпхУ + • • • +
+ biexQ^ + . . . + b^X* -f- - . . + bM$ + ... ,
где П — исследуемый фактор, например, интенсивность вихря
в цилиндре, или функция отклика на каждый из изменяемых
линейных (х, у, z) и угловых (2Х, Q„, 2г) параметров канала,
а также на различные их произведения; Ьо, Ь\,...,ЬК — коэф-
фициенты влияния этих параметров
Если в уравнении ограничиться членами первого порядка
и их взаимодействиями, то получим линейную зависимость.
Для нее достаточно варьировать переменные в двух уровнях.
При оценке квадратичных членов уравнения необходимо варьи-
ровать в трех уровнях. Значительное уменьшение числа опытов
возможно в случае применения планируемого активного экспе-
римента {2]. Умелое использование существующих планов мно-
гофакторного эксперимента позволяет также значительно по-
высить достоверность полученной зависимости. Например, для
одного из вариантов тангенциального канала дизеля с размер-
ностью рабочего цилиндра S/D = 120/120 после отсева статисти-
чески незначимых коэффициентов была получена следующая
формула зависимости-коэффициента срабатывания энергии:
С = 3,27 + 0,061/— 0,128£>, — 0,0132^ + 0,0253’ — 0,0222* ....
(12)
При изменении конфигурации одного из участков впускного
канала после проведения аналогичного исследования была по-
лучена зависимость
С = 3,27 + 0,02i/— 0,1092? — 0.0152Д, + 0,017г1—0,0182*.... (13)
Такое изменение формы канала, как видно из сравнения
коэффициентов в формулах (12) и (13), положительно отра-
жается на стабилизации аэродинамических показателей при
неизменных производственных возможностях.
Технологическую стабильность канала повышает увеличе-
ние фаски 2 (см. рис 15) на выходе из канала в цилиндр,
создание вблизи минимального сечения тангенциального кана-
ла цилиндрического участка, уменьшение угла поворота пото-
ка в канале.
Разброс газодинамических показателей возможен также
из-за неидентичности размеров выходных окон трубопровода и
входных окон каналов к головкам разных цилиндров. Чувст-
вительность к этому фактору ослабляется путем некоторого
увеличения выходных окон трубопровода или выполнением фа-
сок и скруглений радиусом 2—5 мм у одной или обеих сопря-
гаемых деталей.
Уменьшить разбег аэродинамических показателей каналов
можно также путем рационального выбора поверхностей
133
разъема стержневых ящиков, способа формовки стержней (ин-
дивидуальной илн совместной на несколько цилиндров), бази-
рования стержней при отливке и головки цилиндра прн меха-
нической обработке.
СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ СУЩЕСТВУЮЩИХ КОНСТРУКЦИЙ
Этому направлению работ должно предшествовать изуче-
ние разброса рассматриваемых оценочных параметров в основ-
ной массе продукции с использованием статистического анали-
за.
Статистическая оценка заключается в уточнении вида рас-
пределения исследуемого фактора П во всей совокупности его
характеристик: среднего значения, дисперсии, среднеквадратич-
ного отклонения, размаха илн амплитуды.
Для определения конструктивных параметров всей гене-
ральной совокупности головок необходим случайный отбор
объектов выборки. С этой целью отливкн головок отбирают
небольшими партиями с разных участков литья. Объем выбор-
ки устанавливается нз условия
АГн/«ф+1) >8ч-10,
где NB — число наблюдений; Кф— число факторов, подлежащих
оценке.
В число последних целесообразно включить шесть степеней
свободы стержня канала, величину площади минимального
проходного сечення канала fmin. геометрические размеры седла
клапана (особенно глубину его утопания в головку), характер-
ные литейные заливы и два-три фактора, специфичных для
данной конструкции, т. е. всего 10—12 факторов. Тогда объем
необходимой выборки составит Nn~ 100. Всем головкам выбор-
ки должны быть присвоены номера, сквозные для всех этапов
обследования.
На рис. 76 и в табл. 4 даны характеристики распределения
коэффициентов срабатывания энергии потока впускных С и
выпускных С' каналов, трансформации потока Т для дизеля
массового производства с индивидуальными головками.
Таблица 4
Статистические оценки коэффициентов С, С' и Т
Характеристика выборки	с	т	с'
Среднее значение Размах Дисперсия Среднеквадратичное отклонение	1 0,341 0,0073 0,086	1 0,613 0,0159 0,126	1 0,475 0,0139 0,118
134
Рис. 76. Экспериментальное и тео-
ретическое распределение частоты
Е аэродинамических параметров,
С, "С‘, Т в случайной выборке:
сплошная кривая — теоретическая; штри-
ховая — экспериментальная (статистиче-
ская)
Проверку принятой прн расчетах гипотезы нормального
распределения и сравнение гистограммы эмпирических частот
rii с теоретическими следует осуществлять по Хп наблюдае-
мому н критическому Хц> критериям Пирсона, взятым из
статистических таблиц для заданного числа интервалов н,
влияющего на число степеней свободы кс—н—3, и принятого
уровня значимости з. В приведенном исследовании прн кс=5
(н=8) и з=0,05 оказалось, что •£ = 4,4; Хч> = 11,1.
Таким образом, подтверждается соответствие разброса га-
зодинамических показателей головок дизелей массового про-
изводства закону нормального распределения.
Цикл изготовления головки состоит в основном из стадий
литья и механической обработки. Тогда общую дисперсию So
каждого из принятых газодинамических показателей можно
представить в виде суммы дисперсий, возникающих на стадиях
лнтья Зл и механической обработки 3« а также остаточ-
ной дисперсии Soct, обусловленной погрешностями в экспе-
риментах и неучтенными факторами, т. е.
So = $2 + Зм + sic?.
135
Если предположить, что S«T — 0, то можно будет оценить
вклад в разбег рассматриваемого параметра П двух этапов
изготовления: литья н механической обработки. Для этого
разобьем диапазон изменения параметра в литье Д/7Л==
=^лтах—Длтт на н интервалов. В первый интервал включим
головки, имеющие после литья исследуемый параметр ПЛ1э<
сЛлт1п+Д/7я/н, в текущий и-ый интервал входят экземпляры
головок, имеющих параметр в диапазоне между величина-
ми Ллпип+(и—1)АПл/н и Плпйп+иД77л/н. Наконец, последне-
му н-ому интервалу соответствуют головки с величиной
Ялнэ^Ллт1п +(н—1)ДЛл/н. Результаты оценки параметра в
литье Пя и после механической обработки Пи могут быть све-
дены к форме I.
ФОРМА 1
Параметры после литья и механической обработки
Строка	Интервал								
	1			• • . и . . .			и		
	Параметр								
	"гол	"лэ		гол	"лиэ	"миэ	"гол	"лнэ	"мнэ
1 • • э ц									
Влияние литейных отклонений сказывается прн переходе от
одного интервала к другому, а разброс значений параметров
по строкам может быть отнесен к влиянию неточностей меха-
нической обработки. Среднее значение параметра П н и-ом
интервале выборки определяется по формуле:
^сри — ( У Пцэ (1/п)»
/
где и, э — соответственно номера интервалов в строке н строк
в столбце; ц — число опытных головок в интервале; н — число
интервалов; N — общее число головок; Л=нц.
Общее среднее значение параметра выборки
лср = Ё Ё лиэ (1/нэ),
и=®1 3»1
136
i тогда суммы квадратов всех отклонений будут
<2=22^-^,
И=1Э-=1
а отклонений между интервалами
£sl
и для отклонений внутри интервалов
и ц
^2=22] ясРи)\
н=»1 э==1
Таким образом, общая сумма квадратов отклонений будет
состоять из погрешностей в литье Qi и при механической об-
работке Q2.
Вычисление погрешностей производится по выражениям:
Q = 2 2 nL-(i/Hu) 2 л.?;
£-№1	\SSia-i J
Qi = у sfs S ^Y;
Ц В»1\Э—1	/	\Иг==1Эая=1	/
Q, = Q-Qx.
Оценка значимости различия между интервалами, обусловлен-
ного литейными отклонениями, с помощью критерия Фишера
проводится по формуле
F e S?/Sf = [Qx/(h -1)]/1<2Ж- и)] = <?х (N - h)/Q, (н -1).
Прн F>Ft (где Ft — табличное значение критерия) с боль-
| шой вероятностью можно считать, что отклонения в литье ока-
зывают значительное влияние на величину параметра П. При
F»1 основной причиной разброса являются операции механи-
ческой обработки. Процесс изготовления головки можно раз-
бить и на меньшие интервалы.
В этом случае последовательная оценка стабильности пара-
метра П после каждой операции позволит установить влияние
каждой операции при изготовлении.
Поскольку общая дисперсия Si зависит от погрешностей
прн литье и механической обработке, то
S? = ц5« + S’ вот = (Sf —S’) (1/ц).
Тогда суммарная дисперсия будет
si - s’+st
Ю Зак. 1399
137
Отношение B = S^/S1 является вкладом литья в раз-
брос параметра П при изготовлении.
С помощью относительно простой программы на ЭВМ мож-
но производить расчеты для выявления степени влияния, кото-
рое оказывает любой этап изготовления на изменение аэроди-
намических показателей головки. Указанная методика может
быть применена для анализа нестабильности других показа-
телей изделий, которые будут однозначно определяться в про-
цессе производства.
При обследовании одного из типов дизелей влияние неточ-
ностей лнтья на разброс величины сопротивления впускного
канала было оценено отношением дисперсии . S?/S1, рав-
ным 0,88 илн 88 %.
Следовательно, качество лнтья головок цилиндров может
значительно определять газодинамические показатели каналов.
Это влияние не может быть устранено последующей механиче-
ской обработкой. Отсюда понятны высокие требования к ста-
бильности геометрических размеров каналов в отливках, ко-
торые определяют аэродинамические показатели механически
обработанных головок. Поэтому оценка аэродинамических по-
казателей каналов в отливках с большой 'вероятностью может
служить, с .одной стороны, для прогнозирования этих показа-
телей в готовой продукции, с другой — критерием технического
состояния литейной оснастки.	'
Поскольку стоимость отливки на порядок ниже, чем меха-
нически обработанной головки, контроль параметров каналов
в отливках головок позволяет получить большой экономиче-
ский эффект. Он может быть увеличен, если использовать эк-
спериментальный стенд не только для оценки правильности
форм н координации расположения впускных и выпускных ка-
налов,- не. и качества литья водяной рубашкн нли ' оребрения
головки.
: УЛУЧШЕНИЕ ТЕХНОЛОГИИ массового производства
Улучшению и стабилизации аэродинамических качеств ка-
налов ^способствует введение дополнительного их контроля в
процессе производства. Например, фирма Интернационал
(США) 'контролирует все впускные каналы дизелей DV-550 и
ОУЭД2)^так же’как фирма ФИАТ (Италия). Некоторые фир-
мы, например МАН, Дойц (ФРГ), производят выборочный,
кокгроль -аэродинамических показателей каналов.
Статистическая связь между двумя любыми факторами 771
и /72 может быть оценена по. величине выборочного коэффи-
циента корреляций г^. Большая величина этого коэффициента
(приближающаяся к единице) указывает на тесную связь меж-
ду параметрами. Например, в результате статистического ана-
лиза выяснилось, что при налаженном Массовом производстве
138.
дизелей с воздушным' и водяным охлаждением, имеющих ин-
дивидуальные головки цилиндров, коэффициент парной кор-
реляции между .параметрами Си?, оценивающими аэродина-
мическое сопротивление и интенсивность вращения заряда, со-
ставил у>0,75. :
Это указывает на линейную связь между этими параметра-
'ми по уравнению	В результате расчета парных
коэффициентов корреляции между сопротивлениями каналов
одного из названных дизелей после литья н механической об-
работки коэффициент гЛм получился равным на впуске 0,92 н
на выпуске 0,77.
Такая однозначная связь подтверждает вывод о целесооб-
разности ранней, до стадии механической обработки, оценки
аэродинамических показателей каналов с целью отбраковки
’ некачественных отливок головок. При этом можно контролиро-
 вать впускной канал только по одному из двух параметров, на-
i пример, аэродинамическому сопротивлению, тесно скоррелиро-
 ванному с вихреобразованием. Подобный контроль возможен
н по аэродинамическим показателям выпускного канала. Ис-
’ пользование статистических наблюдений ряда взятых «на по-
: дозренне» факторов возможно по методикам выделения суще:
I ственных факторов й'сзюжных мало изученных процессах. Сов-
। ременные статистические методы позволяют выявить влияние
I как единичных, так и нескольких взаимодействующих факто-
: ров.
Контроль может проводиться следующим образом. Отливка
головки поступает ра стенд, снабженный цилиндром и устрой-
ством для фиксации на нем головкн с обработанными горло-
винами впускных н выпускных каналов. Затем к входу впускно-
го канала подводят трубопровод со сжатым воздухом. При
этом головку продувают в двух позициях: только впускной ка-
нал илн впускной и выпускной каналы совместно. В последнем
случае выход из цилиндра закрывают заглушкой н продувают
фактически систему впускной канал — цилиндр — выпускной
канал.
При анализе причин, приводящих к разбросу аэродинамиче-
ских показателей впускных и выпускных систем, следует иметь
в виду ряд особенностей, присущих определенным факторам:
тесную связь между ними; узкий диапазон их изменения; не-
то’чности измерений. Поэтому выделение основной группы влия-
ющих факторов является достаточно сложной задачей, реше-
ние которой целесообразно вести с использованием методов
случайного баланса и на основании анализа результатов эк-
спериментов [3]. Для этого строятся диаграммы рассеивания
отдельных факторов по результатам наблюдений, приводимые
к виду, удобному для анализа на ЭВМ. При этом каждому
фактору Xi,j (где i, j — соответственно номера фактора и эк-
10*	139

'i:
* s
Si
''"^Vt
^Л’^ИО
I
Рис. 77. Схема программы выделения су-
щественных факторов, влияющих на разброс аэро-
динамических показателей впускных и выпускных
систем
сперимента) присваиваются значения +1
или —1, в зависимости от отношения его
к средней величине параметра.
Возможен анализ н на большем числе
уровней, например, при значениях xtj, рав-
ных + 1; 0; —1, если учитывать погрешно-
сти измерения факторов путем определения
среднеквадратичных погрешностей.
При вычислении вкладов отдельных"
факторов и их воздействий на изменение
оцениваемого показателя рекомендуется
использовать регрессионный анализ [4].
При этом можно отобрать наиболее значи-
мые факторы из взятых «на подозрение»
и проранжировать нх по степени влияния.
Решение задачи па.отдельным этапам
представлено на рис. 77 в виде блок-схе-
мы.	-
1.	Вводится (блок 1) исходный материал. Производится
(блок 2) предварительный выборочный анализ введенных дан-
ных: определяются средние величины, дисперсии факторов и
парные коэффициенты корреляции.
Проводится анализ (блок 3) факторов по определенным
критериям значимости (например, по критерию Фишера). Это
позволяет снизить уровень шумов яри последующих расчетах
и оценить качество исходного материала. Затем формируется
(блок 4) банк данных в виде, удобном для проведения даль-
нейших операций по анализу статистических связей между ис-
следуемыми факторами. После оценки дисперсии функций
происходит переход ко второму этапу расчета.
2.	Анализируются диаграммы рассеивания (блоки 6—8). В
результате ряда циклов расчетов производится отбор факто-
ров, дающих максимальный эффект (блок 6). В сочетании с
вычислениями максимальных эффектов от парных взаимодей-
ствий различных факторов (блок 7) расчеты позволяют оце-
нить воздействие количественно (блок 8).
3.	Переход к оценке значимости и отбору наиболее суще-
ственных статистических связей (блоки 9—12). Проверка вы-
деленных факторов и их взаимодействий (блок 9). Отсеивают-
ся те факторы, значения эффектов которых входят в полосу
отклонений от нулевого уровня меньшую, чем плюс — минус
три величины среднеквадратнческих отклонений. Затем выде-
ляются (блок 10) наиболее существенные факторы, вычнсля-
140
ются величины членов регрессионного уравнения (блок 11)
н значения коэффициентов регрессии (блок 12).
4.	Отбор факторов, дающих минимальную остаточную дис-
персию, по выражению
Str = 2
/=i
где yj — величина, определяемая по уравнению регрессии; у}—
значение оцениваемого показателя; N — количество экспери-
ментальных точек, приходящихся иа каждый фактор; Р — чис-
ло членов регрессионного уравнения.	'
Затем по наиболее значимым (по этапу 3) факторам (блок
14) корректируются значения оцениваемого показателя для
снижения до заданной величины его дисперсии. После этой
корректировки происходит переход к повторному, уже более
точному анализу, начиная с блока 5.
Такая многоцикловая обработка с последовательным уточ-
нением результатов производится до тех пор, пока уровень
остаточной дисперсии или число циклов обработки не достиг-
нет наперед заданных.величин, после чего происходит останов
(блок 15).
Подобный метод позволяет оценить количественно влияние
отдельных параметров на разброс газодинамических показате-
лей. В результате анализа одного из серийных двигателей уста-
новлена следующая последовательность факторов по степени
влияния на интенсивность вихреобразования: 1) величина ми-
нимального проходного сечения; 2) радиус входа потока;
3) всплытие канала в вертикальной плоскости прн отливке.
Продувка осуществляется либо при постоянном избыточном
давлении перед трубопроводом с фиксацией расхода газа, либо
при постоянном расходе с фиксацией необходимого для этого
перепада давлений. Параметры, характеризующие аэродинами-
ческое сопротивление, замеряются автоматически, что позволя-
ет одновременно оценивать уровень сопротивления впускного
и выпускного каналов, поскольку сигналы направляются в уп-
равляющую ЭВМ. В последнюю заложены допустимые значе-
ния характеристик впускных н выпускных систем для того или
иного класса двигателей. В результате сравнения допустимых
и полученных при испытании характеристик канала ЭВМ вы-
дает сигнал к браковке или клеймлению головки цилиндра по
определенному классу ее качества.
Допустимые значения характеристик систем впуска и вы-
пуска могут быть определены в процессе моторных исследова-
ний головок, имеющих впускные и выпускные каналы разного
качества.
Идентичность или технологическую стабильность рабочих
показателей впускных н выпускных каналов в головках цнлин-
141
дров дизелей массового производства и их влияние на эконо-
мические и энергетические показатели двигателя оценивают
соответствующими параметрами. Например, в результате ста-
тистического анализа сопротивлений впускных и выпускных
каналов более чем 100 головок серийного дизеля воздушного
охлаждения были отобраны для дальнейшей оценки головки
со следующими сочетаниями сопротивлений (табл. 5).
Таблица 6
Сочетания уровней сооротимеямй отобранных головок
Номер головки	Условный урсаеы. СОПРОТВВЛШЕЯ		• С	с’
	на впуске	на выпуске		
30	Номинальный		1,35	3,03
78	Минимальный		1,15	2,8
3	Максимальный		1,63	3,34
28	Минимальный	Номинальный	1,18	3,09
85	Максимальный	Минимальный	1,48	2,45
				
На рис. 78 показано, как подобная Нестабильность изготов-
ления отражается на изменении эффективных проходных сече-
ний в каналах и на насосных потерях.
При указанном в табл. 5 разбросе характеристик С и С'
каналов разбег суммарных насосных потерь рв.п, включающих
потери на впуске рВп и выпуске рвыа между отдельными ва-
риантами, доходит до 35 %. С увеличением скоростного режима
Рис. 78. Изменение эффективной проходной площади ц/кл впускных и вы-
пускных каналов трех головок цилиндров в зависимости от угла поворота
кривошипа <р:
1—3 — головка
142

доля насосных потерь рн.п доходит до одной трети общих
внутренних потерь, причем доля потерь на впуске рвп снижа-
ется, и определяющими становятся потери на выпуске рвып-
Нестабильность аэродинамических параметров системы га-
зообмена влияет на разбег рабочих показателей двигателя не-
посредственно и косвенно в результате изменения условий сме-
сеобразования и сгорания. Непосредственное влияние можно
оценить следующим образом. Прн прочих равных условиях
удельный расход топлива ge обратно пропорционален механи-
ческому КПД. В случае р1=0,82 МПа и среднего давления
внутренних потерь рм=0,22 МПа для исследованного дизеля
доля насосных потерь рнп составила 0,3 рм. Вариация насос-
ных потерь по определенной выборке была оценена 0,35 рип.
Вследствие указанного различия изменяется величина внутрен-
них потерь на 10 % и соответствующий разбег механического
КПД на 4 %.
Прн номинальном удельном расходе топлива 252 г/(кВт-ч)
нестабильность насосных потерь непосредственно определяет
разбег расхода в 9,5 г/(кВт-ч).
Косвенно разброс аэродинамических показателей связан с
изменением условий организации процесса смесеобразования
и сгорания, влияние^бторого на параметры двигателя можно
определить опытным путем. Для этого из статистической вы-
борки подбирают партии головок цилиндров, имеющих опреде-
ленные характеристики впускных и выпускных каналов. В част-
ности, для одного из серийных двигателей проводился анализ
на трех уровнях варьирования параметров С, Т, С'. Рабочие
показатели определялись путем проведения многофакторного
эксперимента со следующими вариантами комплектации голо-
вок (табл. 6).
Если с этими аэродинамическими показателями связать ко-
ординатные оси трехмерного пространства, указанные вариан-
ты определят контуры некоторого объема, внутри которого бу-
Таблица 6
Характеристики вариантов комплектации головок
Вариант	Значения параметра		
	С	т	с’
1 2 3 4 5 6 7	Номинальное Мипзмальяое Максимальное Мяишмльаое	| Номинальное Номинальное 1	Минимальное Минимальное	I	Номинальное | Минимальное Максимальное		
143

0,2
Л,%,
20
. 285
270'
255'
Я*
г/кВт-
300
по
110
°-s 0>6р„мПа
14»,
куч
130
Рис. 80. Изменение поля режимов Fp
в зависимости от удельных расходов
топлива ge при различных комплек-
тациях двигателя
ВО
ВО
00
20
Рис. 79. Диапазон изменения выход-
ных показателей серийных дизелей
при л=2000 мин-1
гво 9е> г/(кВт-ч)
О __________
240	250
дут заключаться характеристики основной массы серийных го-
ловок цилиндров. В связи с существенной корреляцией между
аэродинамическим сопротивлением и интенсивностью вихреоб-
разования, создаваемого впускным каналом, возможен анализ
не объемной, а плоской совокупности всех изделий, например в
координатах Т—С' или С—С'.
Влияние разбега газодинамических показателей на пара-
метры дизеля легко определяется после снятия серии нагру-
зочных характеристик двигателя. На рис. 79 представлены на-
грузочные характеристики, полученные при доводке головок
серийного дизеля. Кривые указывают на то, что на номиналь-
ном режиме разброс удельного расхода топлива превышает
10 %; колебания дымности отработавших газов составляют
10—40 единиц; разбег по расходу воздуха достигает 7 %.
Однако оценка зависимости рабочих показателей от газо-
динамики каналов становится более объективной, если пред-
ставить выходные показатели двигателя в виде точечных, ин-
тегральных величин. Одним из лучших способов является сле-
дующий.
144
Вначале строят многопараметровую характеристику удель-
ных расходов топлива ge*=f(n, Ре) для каждого рассматривае-
мого варианта комплектации. Затем, считая за 100 % поле ре-
жимов, ограниченное сторонами прямоугольника: слева и спра-
ва частотой вращения Птш и лном, а сверху и снизу средними
. эффективными давлениями pemax и рвтш—оценивают эконо-
* мичность двигателя в виде зависимости поля режимов Fp от
удельных расходов топлива.
Рис. 81. Области допустимых соче-
таний аэродинамических показателей
С' и Т, при которых максимальные
удельные расходы топлива g„ огра-
ничены значениями:
/ — 251 г/(кВтч); 2 - 244 г/(кВт ч)
по удельному
рис. 80. Кри-
двигателя го-
Изменение интегрального поля режимов Fp
расходу топлива ge графически представлено на
вые 1—7 соответствуют вариантам комплектации
ловками согласно табл. 6. Там же дана принятая за допусти-
мую границу штриховая прямая, которая проходит через точ-
, ку ge=245 г/(кВт-ч) под углом, соответствующим наклону кри-
вых. Штриховая прямая разграничивает удовлетворительные
(слева) и неудовлетворительные (справа) комплектации дви-
гателя. Если предположить что величина Fp есть функция
рассматриваемых параметров, то можно написать
^ = ГА(О/а(С')/з(П
где К" — неизвестная константа. Путем несложных матема-
тических операций она может быть подсчитана [6]. Точность
[ К" зависит от числа уровней варьирования иссле-
дуемых параметров: при пу уровнях требуется пу комплекта-
ций двигателя. Таким образом, при пяти уровнях достаточно
иметь 25 комплектаций двигателя для исследований и получе-
ния информации, годной для определения качества каналов.
Учитывая корреляционную зависимость между параметра-
ми С и Т, можно определить поле коэффициентов С—С' или
С'—Т, которому соответствует некоторая часть поля режимов
Fp, из условия ge<Ap, где Лр —регламентируемая величина
удельного расхода топлива. Образец такой зависимости приве-
ден на рис. 81. Из рнсуика видны возможности изменения па-
раметров каналов относительно допустимого поля сочетаний.
определения
дуемых пап;
145
Приведенная характеристика закладывается в память ЭВМ,
которая после газодинамического обследования каналов может
с заданной вероятностью спрогнозировать рабочие показатели
дизеля при использовании тех или иных головок цилиндров.
Это касается не только удельного расхода топлива. Подобную
зависимость можно получить для любого интересующего пара-
метра по общей формуле
Тогда результаты газодинамического исследования каналов
могут быть сопоставлены с аналогичной зависимостью для„
прогнозирования тех или иных показателей обследуемых голо-
вок.
Если определены границы, в которых следует выдерживать
газодинамические (а следовательно, и геометрические) пара-
метры впускных и выпускных каналов, становится возможным
обоснованно подойти к выбору технологического цикла изготов-
ления головок цилиндров в условиях массового производства, к
подбору н размещению его в цехах.
Наиболее прогрессивным методом является кокильное литье.
Этот метод позволяет поднять культуру ^-производительность
труда, повысить чистоту и точность литейных поверхностей н
исключить их последующую механическую обработку. Однако 1
полное использование кокильной оснастки возможно только в
случае изготовления головок без водяных полостей (для двига-
телей воздушного охлаждения) или при достаточно простой
форме каналов. Места под последние в этом случае закрывают j
металлическими стержнями. Так, кокиль впускного канала мо-
жет состоять из двух-трех частей, раздельно подаваемых гидро-
или пневмотолкателем в определенный момент в нужную об-
ласть рабочего пространства, где происходит их взаимная фик-
сация и согласование с остальными элементами модели. При
разработке оборудования очень важно обеспечить высокую син-
хронизацию действий всех исполнительных механизмов и оп-
тимальную форму поверхностей, по которым соединяются части
канала в одно целое.
В настоящее время металлические кокили для формирования
каналов прн литье головок используют в трех случаях: при до-
статочно простой форме однофункциональных каналов; при
применении механической обработки каналов после литья; при
тангенциальных каналах относительно простой формы незначи-
тельной длины и достаточной ширины, чтобы после литья мож-
но было удалить из канала составные части кокиля.
В последние годы идут поиски путей создания винтовых
каналов такой конфигурации, чтобы можно было использовать
полностью кокильное литье, избавившись от более Дорого-
стоящего и менее механизированного способа изготовления пес-
146
чаных стержней. При этом возникает необходимость использо-
вать более сложные, чем прямолинейно-поступательное,
перемещения кокиля при его посадке в форму. В настоящее
время при сложной конфигурации головок, не позволяющей
полностью механизировать сборку «негатива» головки из метал-
, лических элементов непосредственно на литейной машине, ис-
; пользуется процесс полукокильиого литья. В этом случае при-
; меняются некоторые кокильные элементы (определяющие внеш-
i ние и ряд внутренних поверхностей головки) в сочетании с
песчаными стержнями водяной рубашки и каналов. Для стаби-
лизации формы каналов используют метод «горячего прессова-
... яия», при этом стержни каналов изготовляют из мелкодисперс-
? ных песчано-полимериых композиций, что в процессе формиро-
; вания или последующей сушки позволяет повысить прочность
стержней, пригодных для закрепления между другими элемен-
тами. Закрепляют такие стержни обычно с помощью клеев,
поэтому процесс пока не поддается механизации, что приводит
к значительному разбросу геометрических параметров отливки.
Обмеры, проведенные после сборки реальных стержневых
систем, подготовленных к использованию на литейных машинах,
показали, что отклонения положения каналов статистически
укладываются в допуски от ±1,2 до ±3,8 мм — в зависимости
от координаты. Наиболее значительными оказываются отклоне-
ния вдоль оси клапана. Причина этого заключается в большом
количестве (три — четыре) соединений элементов системы по
вертикали. Неточность возрастает, если при литье оказывается
возможным «всплытие» стержней в более тяжелом расплаве
металла.
1 Измерение каналов в полученных после литья головках ци-
линдров могут выявить и другие факторы. Так, прн обследова-
нии индивидуальных головок цилиндров двух двигателей воз-
душного охлаждения (с диаметрами цилиндров 105 мм для
первого и 120 мм для второго дизеля) выявлен ряд особеннос-
тей в отклонениях каналов от их номинального положения. За-
регистрированные амплитуды смещения клапанных камер ка-
налов в головках первого двигателя можно Представить следую-
щими (см. рис. 34): по оси X — 2,5.мм для впускного и 1,1 мм
для выпускного канала; по оси У —1,2 мм для впускного и 2,6 —
для выпускного канала; по осн Z—4,7 мм для впускного и
5,7 мм—для выпускного канала. На втором двигателе также
подтверждены значительные отклонения по оси X (для выпуск-
ного канала 4 мм) и по Z (3,1 мм для впускного и 5 мм — для
выпускного канала). Естественно, что выявленные погрешности
являются суммарными зависящими как от чистых сдвигов, так
и от положения каналов в пространстве.
Интересно выявить корреляционную связь между отклоне-
ниями по различным осям для одноименных каналов, а также
по одинаковым направлениям впускного и выпускного каналов.
147
По опытам, проведенным на указанных двигателях, корреляцию
отклонений в первом случае можно считать незначительной.
Во втором случае (т. е. между отклонениями впускного и вы-
пускного каналов) корреляция не только весьма высока по
абсолютной величине, но может быть разных знаков. Так, по
оси X сдвиги в обеих изученных моделях имеют одни знак. По
осям же У в первом двигателе и Z — во втором отклонения в
положении впускного и выпускного каналов имеют разные зна-
ки. Эти наблюдения показывают, что прн проектировании ли-
тейной оснастки надо продуманно подходить к выбору места и
конфигурации поверхностей контакта различных элементов в
литейной машине. Добавим также, что путем разнообразного
выбора базы для механической обработки указанные отклоне-
ния могут быть уменьшены. Для этого необходимо использо-
вать специальные разметочные станки, позволяющие подгото-
вить базу для последующей механической обработки дайной
головки цилиндров. Опыт показывает, что при этом возможно
снижение разброса на 20—50 % от начального (меньшие значе-
ния относятся к случаю, когда отклонения каналов скоррелиро-
ваны с обратным знаком).
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Влияние типа рабочего процесса и режимов работы быстроходных ди-
; зелей на свойства сажи и отработавшие газы/М. М. Вихерт, А. П. Кратко,
И. С. Рафалькес и др. — Автомобильная промышленность, 1975, № 10,
с. 8—1 Г.
1*2. Грудекий Ю. Г., Шайкин В. И. К анализу изменения газодииамичес-
ких показателей серийных зиделей в процессе их изготовления.—Труды
МАДИ, 1975, вып. 92, с. 39—43.
3.	Налимов В. В. Теория эксперимента. М: Наука, 1971. 207 с.
4.	Налимов В. В., Чернова В. А. Статистические методы планирования
I экстремальных экспериментов. М.: Наука, 1965. 340 с.
5.	Хачиян А. С., Гальговский В. Р.» Никитин С. Е. Доводка рабочего
процесса автомобильных дизелей. М.: Машиностроение, 1976. 104 с.
6.	Шенк X. Теория инженерного эксперимента. Пер. с англ. М-: Мир,—
г 1972. 381 с.