делирования процессов газообмена на ЭВМ и физического моде- лирования процессов газообмена на экспериментальных образцах двигателя. Таблица 5.2 – Относительные размеры окон двухтактных двигателей .4. Схема продувки Относительная высота Общая относительная ширина Выпуск- ные окна, hв Впускные окна, hп Выпуск- ные окна, bв Впускные окна, bп Прямоточная щелевая 0,20–0,25 0,15–0,20 0,55–0,75 0,55–0,75 Прямоточная клапанно-щелевая – 0,08–0,15 – 0,55–0,75 Поперечная 0,16–0,25 0,08–0,15 0,2–0,35 0,25–0,40 Петлевая 0,18–0,30 0,08–0,15 0,2–0,35 0,25–0,40 Конечной целью расчетных и экспериментальных исследо- ваний процессов газообмена двухтактных двигателей является достижение (за счет выбора параметров органов газораспределе- ния) уровня показателей газообмена, достигнутого в двигателях- прототипах. §3. Истечение газа через органы газораспределения Истечение газа через клапаны или окна в стенке цилиндра представляет собой сложный нестационарный газодинамический процесс, сопровождающийся изменением термодинамических параметров газа, скорости потока, площади поперечного сечения потока, трением потока о стенки и внутренним трением, тепло- обменом между потоком и поверхностями клапана, седла клапана и канала в головке цилиндра. Аналитическая оценка влияния этих факторов на процессы истечения газа через органы газораспреде- ления представляют одну из сложнейших задач в области газовой 155 динамики двигателей. Обычно влияние этих факторов при рас- четном определении расхода газа через органы газораспределе- ния учитывается коэффициентом расхода, значение которого оп- ределяется в функции подъема клапана или высоты открытия ок- на, угла поворота кривошипа или отношения высоты подъема клапана к диаметру горловины h/d. Коэффициент расхода представляет собой отношение действительного расхода воздуха Gд к теоретическому расходу воздуха Gт и определяется методом статической продувки кла- панов или окон, тд GG . . . (5.13) Действительный расход воздуха через клапан определяется расходомером, теоретический – по известным величинам плот- ности и температуры воздуха перед клапаном, площади проход- ного сечения и перепада давлений на клапане. Схема установки для продувки клапанов показана на рис. 5.7, а, окон в стенке ци- линдра – на рис. 5.7, б. При продувке впускного клапана 9 ваку- ум-насос подключается к каналу 5 на выходе из цилиндра 4 (рис. 5.7, а), при продувке выпускного клапана 8 – к выпускному каналу 7 за выпускным клапаном 8, а ресивер 2 с расходомером 1 подключают к каналу 5. Таким же образом определяют действи- тельный расход воздуха при продувке окон 11 в стенке цилиндра 4 (рис. 5.7, б). Величина открытия окон 11 при этом устанавлива- ется перемещением поршня 10 в цилиндре 4. В технической литературе имеется большое количество экс- периментальных данных по коэффициентам расхода клапанов. Однако значения коэффициентов расхода для различных клапа- нов, а зачастую и для одних и тех же, но определенных различ- ными авторами, значительно отличаются. Это можно объяснить несколькими причинами: во-первых, значения коэффициентов расхода зависят от метода определения; во-вторых, от конструк- тивных особенностей клапанов и каналов; в-третьих, от способа представления опытных данных. Значения коэффициентов расхода, определенные статиче- ской продувкой и определенные по опытным диаграммам насос- ных ходов, при имитации неустановившихся процессов во впуск- 156 ных коллекторах совпадают, т.е. неустановившийся характер те- чения газа оказывает незначительное влияние на коэффициенты расхода. Это утверждение справедливо только в случае коротких каналов, подводящих воздух к клапану (время открытия клапана более чем на порядок больше времени прохождения звуком рас- стояния от клапана до конца канала) и значениях скорости возду- ха в сечении на входе в канал не более 0,1 местной скорости воз- духа. В этом случае влияние газодинамических явлений незначи- тельно. На рис. 5.8 представлено изменение коэффициентов расхода впускных клапанов в зависимости от подъема клапана для клапа- нов с диаметром от 12,7 до 94 мм .3.. Из анализа этих данных можно установить три характерные зоны: I – начало подъема клапана, когда коэффициенты расхода изменяются от 0 до значе- ний больших 1; II – участок подъема клапана, когда коэффициен- ты расхода уменьшаются до значений, равных 0,9–1 (до момента совпадений точки В с точкой G, соответствующей началу обра- зующей седла клапана CG (рис. 5.9, а); III – основной участок Рисунок 5.7 – Схемы установок для продувки клапанов (а) и окон в стенке цилиндра (б): 1 – расходомер; 2 – ресивер; 3,6 – жидкостные манометры; 4 – ци- линдр; 5 – подвод воздуха к вакуум-насосу; 7 – выпускной канал; 8, 9 – выпускной и впускной клапаны; 10 – поршень; 11 – продувочные окна а б 157 подъема, на котором наблю- дается практически линей- ная зависимость коэффици- ентов расхода от высоты подъема клапана; IV – учас- ток подъема, когда площадь проходного сечения клапана определяется только диа- метром горловины канала, и коэффициенты расхода на- чинают возрастать с даль- нейшим увеличением подъ- ема клапана. Продолжитель- ность этих участков зависит от размеров и конструктив- ных особенностей клапанов. Например, для впускного клапана диаметром 48 мм и углом между образующей фаски и тарелкой клапана . = 45., . = 15. (рис. 5.9, а) эти зоны соответствуют зна- чениям h = (0–1) мм, (1–2) мм, (2–11) мм и h . 11 мм (рис. 5.8, кривая 3). В случае клапана без фаски (рис. 5.9, б) значения коэффици- ентов расхода резко уменьшаются (рис. 5.8, кривая 5). Наличие конической поверхности перехода от стержня к тарелке (рис. 5.9, в) улучшает условия истечения, коэффициент расхода увеличива- ется (рис. 5.8, кривая 4). Однако минимальное проходное сечение клапана не должно определяться поверхностью перехода от стержня к тарелке, так как при этом эффективное проходное се- чение клапана (произведение коэффициента расхода на площадь проходного сечения) будет меньше. Влияние перепадов давлений на коэффициенты расхода имеет место только при небольших перепадах на первом участке подъема клапана (рис. 5.10). С увеличением перепада давлений и подъема клапана влияние перепада давлений как для впускных, Рисунок 5.8 – Зависимость коэффициентов расхода впускных клапанов от высоты подъема: 1 – d = 94 мм, . = 45., . = 20.; 2 – d = 54 мм, . = 45., . = 20.; 3 – d = 48 мм, . = 45., . = 15. (рис. 5.9, а); 4 – d = 48 мм, . = 90., . = 0. (рис. 5.9, б); 5 – d = 48 мм, . = 90., . = 45. (рис. 5.9, в); 6 – d = 12,7 мм, . = 45., . = 15. 3а h, мм 158 так и для выпускных клапанов уменьшает- ся. Это явление обу- словлено изменением соотношения сил вяз- костного трения и сил инерции (изменением числа Рейнольдса). В области малых значений числа Рейнольдса поток ламинарный и значения коэф- фициента расхода зависят от перепада давлений на клапане и вы- соты его подъема. При этом силы вязкостного трения оказывают преобладающее влияние на поток, а соответственно и на расход. При увеличении подъема клапана и скорости воздуха возрастает число Рейнольдса, поток переходит в турбулентный. Коэффици- ент расхода стремится к предельному значению, которое зависит от высоты подъема клапана. Абсолютные значения давлений также практически не ока- зывают влияния на коэф- фициент расхода. Исходя из отмеченных особенностей процессов истечения, попы- таемся установить факторы, определяющие изменение коэффициента расхода в за- висимости от высоты подъ- ема клапана. Рассмотрим для при- мера истечение газа через клапан с размерами: d = 48 мм, b = 4 мм, . = 45., . = 15. (рис. 5.9, а). Как при расчете процесса газообме- на, так и при статической продувке клапанов в ка- честве расчетного до значе- ний h . b sin. принимают Рисунок 5.10 – Влияние перепада давлений на значения коэффициента расхода впускного клапана (d = 48 мм, . = 45., . = 15): 1 – .р = 200 мм вод.ст.; 2 – .р = 800 мм вод.ст.; 3 – .р = 1500 мм вод.ст. Рисунок 5.9 – Варианты экспериментальных клапанов D A C B B G B E A A a б в 159 минимальное проходное сечение, равное боковой поверхности усеченного конуса с образующей АВ, равной длине перпен- дикуляра, опущенного из точка А на образующую седла CG (рис. 5.9, а), ... ... . . . . . 2f h cos d h sin 2 . (5.14) Теоретический расход воздуха (рис. 5.7) . . . .. . . . .. . .. . . .. . . . . .. . . .. . . . .к к к т рRT р к f к рG р 1 12 1 1 12 1 1 1 2 , (5.15) где р1, Т1, .1 – давление, температура и плотность газа перед кла- паном; р2 – давление газа за клапаном. Действительные процессы истечения сопровождаются тре- нием потока о стенки, внутренним трением, сжатием струи, обу- словленным инерционными силами. Уменьшение расхода газа при этом учитывается коэффициентом расхода . = . ., (5.16) где . – коэффициент сжатия струи; . – скоростной коэффици- ент. Сжатие струи имеет место при свободном истечении через отверстия, каналы переменного сечения и т.п., т.е. в тех случаях, когда изменяются направления линий тока свободной струи газа. В случае же истечения через клапан поверхности с образующей ВСD и АЕ образуют суживающийся канал (рис. 5.9, а). За мини- мальным сечением происходит расширение канала. Площадь се- чения канала на выходе (до значений h . b sin.) ... ... . . . . . .. 2f h cos d 2b cos h sin 2 . (5.17) Расстояние между минимальным сечением канала и сечени- ем канала на выходе b. . b . h sin.. (5.18) 160 При скруглении острых кромок в точках С и А радиусом (1–2) мм в зоне малых значений числа Рейнольдса (поток лами- нарный) практически полностью устраняется отрыв потока от стенок, как у минимального сечения, так и по длине канала. Ко- эффициент расхода определяется при этом только скоростным коэффициентом .., зависящим от шероховатости и величины площади поверхности стенок канала. С увеличением подъема клапана отношение площади ми- нимального проходного сечения к площади сечения на выходе из канала f fв возрастает и при h . b sin. становится равным единице (рис. 5.11). Отношение площади F поверхности стенок канала, образованного поверхно- стями седла клапана CG и фаски клапана к минимальной площади сечения канала f при этом изме- няется от . к 0 в зависимости от высоты подъема клапана. Следо- вательно, условия истечения газа через клапан и при неизменных перепадах давлений существенно зависят от высоты подъема клапана и определяются отношением: b. d ..b . h sin.. d . (5.19) Воспользовавшись основными соотношениями для адиабат- ного течения газа через каналы переменного сечения, определим изменение давления по длине канала при h d = 0,03 (рис. 5.12). Из условия неразрывности потока, . . .. . . .. .. . . . . . . .. . . .. .. . . . . .к к в к к к к RT к RT f к к f к 1 1 п 11 п 1 1 1 1 1 1 1 2 1 2 , (5.20) где . . p p1 – отношение давления в рассматриваемом сечении канала к давлению перед клапаном; .п . p2 p1 – отношение дав- Рисунок 5.11 – Изменение основных соотношений параметров канала в зависимости от h/d при b>0 161 ления за клапаном к давлению перед клапаном, f, fв – площадь рассматриваемого сечения канала и на выходе из канала; . . к кк к к в к f f 1 п п 2 1 2 2 .. . ... .. . . (5.21) Из последнего соотношения по известным значениям площадей рас- сматриваемого сечения канала и вы- ходного, отношение давлений за кла- паном и перед клапаном .п определя- ем отношение давлений в рассматри- ваемом сечении .. До минимального сечения канала, вследствие уменьше- ния сечения, происходит расширение газа и увеличение скорости его дви- жения. За минимальным сечением ка- нал работает как диффузор. Происхо- дит уменьшение скорости движения потока и повышение давления. Дав- ление в минимальном сечении ниже, чем давление за клапаном, p < p2. Критическому отношению давлений в минимальном сечении канала .к . . (0,53–0,55), соответствует отноше- ние давлений .п = .3 (рис. 5.12). При уменьшении отношений давления за клапаном к давлению пе- ред клапаном до .п = .4 для рассмат- риваемых соотношений проходных сечений канала происходит дальней- шее расширение газа и повышение его скорости. Скорость газа на выходе становится больше местной скорости звука. Так как дей- ствительные отношения давлений на клапанах в двигателях об- щего назначения значительно выше, подобный режим истечения через клапаны не реален. Рисунок 5.12 – Изменение отношения давлений по длине канала при h/d = 0,03 (d = 48 мм, . = 45., . = 15) 162 Поскольку при статической продувке клапанов в качестве расчетного проходного сечения принимают минимальное, а от- ношение давлений принимают равным отношению давлений за клапаном к давлению перед клапаном, теоретический расход воз- духа, определяемый по зависимости (5.15), оказывается меньше действительного. При этом коэффициент расхода . . 1, что под- тверждается и опытными данными (рис. 5.8). Пересчет скорости истечения газа по отношению давлений в минимальном геометрическом сечении и перед клапаном увели- чивает теоретический расход воздуха и коэффициент расхода бу- дет меньше 1 (рис. 5.8, кривая 3 а). Если клапан не имеет фаски (рис. 5.9, б; рис. 5.9, в), коэф- фициент расхода значительно меньше единицы (рис. 5.8, кривые 4, 5). Скоростной коэффициент ., учитывающий уменьшение скорости истечения вследствие трения потока газа о стенки, внутреннего трения, может быть найден из уравнения Бернулли для сжимаемой жидкости: р W р .W . .W . l . . . . 2 2 22 2 2 2 22 2 1 11 , (5.22) где W1, .1 – скорость и плотность газа на входе во впускной ка- нал; W2, .2 – скорость и плотность газа в минимальном сечении струи; . – коэффициент местных сопротивлений; 1 2 2 1 1 .. . к l p p V V – удельная работа адиабатного расширения газа от давления р1 до р2; V1, V2 – удельный объем воздуха до клапана и за клапаном; к – показатель адиабаты. Пренебрегая скоростью газа на входе, после преобразований находим: . . . .. . . . .. . .. . . .. . . . . . . .к к рRT р к W к 1 12 1 2 1 1 2 11 , (5.23) т.е. скоростной коэффициент 163 . . . . 11 . Коэффициент местных сопротивлений обычно относится к скорости в последнем сечении (в данном случае в минимальном сечении) и представляет долю потерь скоростного напора на рас- сматриваемом участке, 2 2 2 2Wр . . . . , (5.24) где .р – потеря напора на рассматриваемом участке. Так как потери напора .р пропорциональны квадрату ско- рости, то коэффициент местных сопротивлений зависит исклю- чительно от формы, соотношения размеров и состояния поверх- ности каналов и практически не зависит от скорости газа, а сле- довательно, и от перепадов давлений на клапане (при достаточно высоких значениях чисел Рейнольдса). Поэтому и коэффициент расхода также практически не зависит от перепадов давлений и определяется, в основном, скоростным коэффициентом. Аналитическое определение коэффициента сжатия . сво- бодной струи газа представляет сложную проблему, которая ре- шена только для отдельных случаев, более простых, чем истече- ние газа через клапан. Исходя из природы явления, сжатие сво- бодной струи газа должно зависеть от перепада давлений. Тот же факт, что с изменением перепада коэффициент расхода не изме- няется, говорит о том, что коэффициент сжатия струи близок к единице или, как и скоростной коэффициент не зависит от пере- пада давлений и определяется только формой канала и соотно- шением основных размеров. При h . b sin., характерным соот- ношением размеров, определяющим условия истечения газа через клапан, может быть отношение . . .h .b sin.. d . (5.25) На рис. 5.13 представлено изменение коэффициентов расхо- да впускных клапанов, приведенных на рис. 5.8, в зависимо- сти от .. 164 Несмотря на сущест- венное отличие клапанов по размерам (d = 12,7–94 мм), зависимости коэффициен- тов расхода впускных кла- панов от . весьма близки и при h . b sin. могут быть представлены уравнением: .s = 0,96 – 2., (5.26) т.е. одним из основных фак- торов, определяющих зна- чение коэффициентов рас- хода впускных клапанов, является соотношение меж- ду высотой подъема клапана, величиной образующей седла кла- пана и диаметром гор- ловины. Условия истечения газа через выпускные клапаны отличаются от условий истечения че- рез впускные клапаны, гидравлические сопро- тивления несколько вы- ше. Наличие фасок на кромках седла клапана и фаски клапана, плав- ного перехода от тарел- ки к стержню уменьша- ет гидравлические со- противления и при h . b sin. коэффици- ент расхода выпускного клапана может превы- шать 1 (рис.5.14). В за- висимости от конструк- Рисунок 5.14 – Зависимость коэффициентов расхода выпускных клапанов от высоты подъема: 1 – d = 68,7 мм, . = 45., . = 30.; 2 – d = 44 мм, . = 45., . = 20.; 3 – d = 48 мм, . = 90., . = 0. (рис. 5.9, б); 4 – d = 48 мм, . = 90., . = 45. (рис. 5.9, в); 5 – d = 41,5 мм, . = 45., . = 15.; 6 – d = 40 мм, . = 45., . = 15. Рисунок 5.13 – Зависимость коэффициентов расхода впускных клапанов от . (обозначения те же, что и на рис. 5.8) .s = f (.) 165 тивных размеров клапана, горловины выпускного канала, формы канала, образованного поверхностями канала и клапана, коэффи- циенты расхода выпускных клапанов изменяются при одинако- вой высоте подъема в широком интервале. Однако, как и для впу- скных клапанов, определяющим параметром является соотноше- ние между высотой подъема клапана, величиной образующей седла клапана и диаметром горловины (рис. 5.15). Зависимости коэффициентов расхода выпускных клапанов различных двига- телей от определяющего параметра . близки и с достаточной для расчетов процессов газообмена точностью также могут быть представлены при h . b sin. той же зависимостью (5.26), что и для впускных клапанов. До значений высоты подъ- ема клапана h . b sin. коэф- фициенты расхода впускных и выпускных клапанов могут быть приняты равными 0,9–1. Предложенные зависимо- сти для коэффициентов расхода клапанов отражают взаимосвязь таких параметров, как высота подъема, величина образующей седла клапана, диаметр горло- вины, и позволяют уже на ста- дии проектирования моделиро- вать процессы газообмена дви- гателя. Однако эти зависимости не учитывают существенного влияния на коэффициенты рас- хода клапанов формы канала до клапана, образованного по- верхностями стержня клапана и стенок канала. Подбор профиля канала позволяет заметно повы- сить уровень значений коэффициентов расхода во всем диапазоне подъема клапана, а тем самым понизить уровень гидравлических потерь в клапанах при прочих равных условиях. Рисунок 5.15 – Зависимость коэффициентов расхода выпускных клапанов от . (обозначения те же, что и на рис. 5.14) 166 Коэффициенты расхода впускных и выпускных окон в двухтактных дви- гателях зависят от формы, размеров, направления оси окон в стенке цилин- дра, температуры газов и практически не зависят от перепадов давлений. Оп- ределяющими факторами при этом яв- ляются сужение струи, поперечное се- чение которой меньше проходного се- чения канала, и трение потока о стенки (рис. 5.16). Трение потока о стенки ка- налов до проходного сечения АВ ока- зывает преимущественное влияние на коэффициенты расхода в начале от- крытия окон и при полностью откры- тых окнах, сужение потока – при про- межуточном положении поршня по высоте окна. Значительное влияние на течение газов через окна может оказать также взаи- модействие потоков газа через рядом расположенные окна. При разработке конструкции га- зовоздушных трактов двух- тактного двигателя и его доводке следует уделить внимание профилирова- нию, прежде всего, впуск- ных окон и подводящих ка- налов, определяющих ин- тенсивность поступления свежего заряда в надпорш- невую полость. В зависимости от по- ложения поршня по высоте окна коэффициенты расхо- да окон изменяются при- мерно в пределах 0,8–0,9 (рис. 5.17). На начальном участке открытия окон и при полностью открытых Рисунок 5.16 – Истечение газа через впускное окно (АВ – расчетное проходное сечение окна) А В . А В В А h 0,1 0,2 0,3 0,4 h/b 0,7 0,8 0,9 1,0 Рисунок 5.17 – Изменение коэффициента расхода окна в стенке цилиндра двухтактного двигателя (S/D = = 87/82; b = 44 мм) в зависимости от высоты окна, открытого поршнем и направления потока 167 окнах (впускных, выпускных) профиль каналов, образованных поверхностями стенок цилиндра, поршня, канала подвода возду- ха оказывает меньшее влияние на сужение потока и коэффици- ент расхода несколько выше (. = 0,9), чем при среднем положе- нии поршня по высоте окна (. . 0,8). Направление потока через окна при продувке оказывает относительно небольшое влияние на значения коэффициента расхода (рис. 5.17). При наличии ост- рых кромок, повышенной шероховатости поверхности каналов, отложении нагара на поверхностях каналов коэффициенты рас- хода окон снижаются до 0,65–0,70. §4. Эффективная площадь проходных сечений органов газораспределения Расход газа через проходное сечение зависит не только от величины его площади, перепада давления на сечении, темпера- туры газа, но и от коэффициента расхода. Произведение площади проходного сечения клапана (окна) на коэффициент расхода (.f) принято называть эффективной площадью проходного сечения. При моделировании процессов газообмена на ЭВМ значения эф- фективной площади проходных сечений органов газораспределе- ния обычно задают в табличной форме, что достаточно трудоем- ко и заметно усложняет программу расчета процессов газообме- на. Избежать этих трудностей возможно при аналитическом представлении изменения эффективной площади проходных се- чений органов газораспределения в зависимости от угла поворота кривошипа .. Рассмотрим требования, предъявляемые к функции изменения эффективной площади проходных сечений органов га- зораспределения в зависимости от угла поворота кривошипа, .f . ..f .max ...., (5.27) где . ..f max – максимальное значение эффективной площади про- ходного сечения впускного или выпускного клапана. . При значениях углов поворота кривошипа, соответст- вующих моментам начала открытия и закрытия органов газорас- пределения, функция .(.) должна быть равной 0. 168 . При значениях углов поворота кривошипа, соответст- вующих максимальной эффективной площади проходных сече- ний органов газораспределения, значения функции .(.) должно быть равным 1. . Функция должна быть непрерывной. . Максимальное отклонение расчетных значений .f от действительных не должно превышать 5 %. Этим требованиям на участках подъема и закрытия клапана отвечают, например, тригонометрические функции: .. . .. . . .. . . .. . . . . .. .. . . . . по но 1 0,5 1 cos ; (5.28) .. . .. . . .. . . .. . . . . .. . . . .. . . пз нз 1 0,5 1 cos ; (5.29) или функции: b а е . .. . . .. . . ... ... . . . . по но 2 1 ; (5.30) b а е . .. . . .. . . ... ... . .. . пз нз 2 ; (5.31) где . – текущее значение угла поворота кривошипа; .но, .нз – углы поворота кривошипа, соответствующие моментам начала открытия и закрытия органов газораспределения; .по, .пз – про- должительность открытия и закрытия органов газораспределения в градусах поворота кривошипа по профилю кулачка распредели- тельного вала с учетом величины зазора; .. – поправка в граду- сах ПКВ продолжительности открытия и закрытия клапана; a, b – постоянные коэффициенты, подбираемые для каждого конкрет- ного двигателя по значениям .по и .пз. Первые две функции (5.28) и (5.29) в примере, представленном на рис. 5.18, при .по = .пз = 108. и .. = 0 .ПКВ имеют несколько за- вышенные отклонения значений .f от действительных. Если вве- сти поправку на продолжительность открытия и закрытия впуск- ного клапана .. = –15 .ПКВ (увеличить продолжительность вы- стоя клапана на 30 .ПКВ) максимальные отклонения значений 169 функций (5.28) и (5.29) от действительных значений эффективной площади проходных сечений не превышают 1–2 %. Примерно с той же точностью изменение .f в зависимости от угла поворота кривошипа может быть представлено с помощью функций (5.30) и (5.31) при значениях .. = –15 .ПКВ, а = –6,9 и b . 4. В случае окон в стенке цилиндра площадь проходных сече- ний окон определяется в зависимости от угла поворота кривоши- па зависимостями (5.7)–(5.12). Значения же коэффициентов рас- хода могут быть приняты неизменными как для выпускных, так и впускных окон, поскольку их изменение в зависимости от высоты окна h, открытого поршнем, относительно невелико (рис. 5.17; .в = .п . 0.85). Контрольные вопросы и задания 1. Какие требования предъявляются к механизмам привода клапанов? 2. Типы механизмов привода клапанов. .sfs .н.о п.о п.в п.з ., .ПКВ Рисунок 5.18 – Изменение эффективной площади проходного сечения впускного клапана .sfs в зависимости от угла поворота кривошипа дизеля 4ЧН12/14 (СМД-14): 0 – действительные значения; 1, 2 и 1., 2. – значения .sfs при использо- вании тригонометрических функций .1 и .1. (1, 1. – .по = .пз = 108. и .. = 0.ПКВ; 2, 2. – .по = .пз = 108. и .. = –15.ПКВ) 170 3. Как определяется площадь проходного сечения клапана? 4. Как определяется площадь проходных сечений окон в стенке цилиндра? 5. Объясните следующие понятия: . коэффициент сужения потока; . скоростной коэффициент; . коэффициенты расхода клапанов и окон; . эффективная площадь проходных сечений клапанов; . эффективная площадь проходных сечений окон. 6. Как определяются коэффициенты расхода органов газо- распределения? 7. Какие факторы влияют на изменение коэффициента рас- хода клапана в зависимости от высоты подъема клапана? Список литературы к главе 5 1. Глаголев Н.М. Рабочие процессы двигателей внутреннего сгорания. – К. – М.: Машгиз, 1950. – 476 с. 2. Двигатели внутреннего сгорания. Теория поршневых и комбинированных двигателей / Д.Н. Вырубов, Н.А. Иващенко, В.И. Ивин, М.Г. Круглов и др. – Под ред. А.С. Орлина, М.Г. Круглова. – 4-е изд. – М.: Машиностроение, 1983. – 372 с. 3. Дьяченко В.Г. Газообмен в двигателях внутреннего сго- рания: Учеб. пособие. – К.: УМК ВО, 1989. – 202 с. 4. Дизели. Справочник. – 3-е. изд. – Л.: Машиностроение, 1977. – 480 с.
делирования процессов газообмена на ЭВМ и физического моде- лирования процессов газообмена на экспериментальных образцах двигателя. Таблица 5.2 – Относительные размеры окон двухтактных двигателей .4. Схема продувки Относительная высота Общая относительная ширина Выпуск- ные окна, hв Впускные окна, hп Выпуск- ные окна, bв Впускные окна, bп Прямоточная щелевая 0,20–0,25 0,15–0,20 0,55–0,75 0,55–0,75 Прямоточная клапанно-щелевая – 0,08–0,15 – 0,55–0,75 Поперечная 0,16–0,25 0,08–0,15 0,2–0,35 0,25–0,40 Петлевая 0,18–0,30 0,08–0,15 0,2–0,35 0,25–0,40 Конечной целью расчетных и экспериментальных исследо- ваний процессов газообмена двухтактных двигателей является достижение (за счет выбора параметров органов газораспределе- ния) уровня показателей газообмена, достигнутого в двигателях- прототипах. §3. Истечение газа через органы газораспределения Истечение газа через клапаны или окна в стенке цилиндра представляет собой сложный нестационарный газодинамический процесс, сопровождающийся изменением термодинамических параметров газа, скорости потока, площади поперечного сечения потока, трением потока о стенки и внутренним трением, тепло- обменом между потоком и поверхностями клапана, седла клапана и канала в головке цилиндра. Аналитическая оценка влияния этих факторов на процессы истечения газа через органы газораспреде- ления представляют одну из сложнейших задач в области газовой 155 динамики двигателей. Обычно влияние этих факторов при рас- четном определении расхода газа через органы газораспределе- ния учитывается коэффициентом расхода, значение которого оп- ределяется в функции подъема клапана или высоты открытия ок- на, угла поворота кривошипа или отношения высоты подъема клапана к диаметру горловины h/d. Коэффициент расхода представляет собой отношение действительного расхода воздуха Gд к теоретическому расходу воздуха Gт и определяется методом статической продувки кла- панов или окон, тд GG . . . (5.13) Действительный расход воздуха через клапан определяется расходомером, теоретический – по известным величинам плот- ности и температуры воздуха перед клапаном, площади проход- ного сечения и перепада давлений на клапане. Схема установки для продувки клапанов показана на рис. 5.7, а, окон в стенке ци- линдра – на рис. 5.7, б. При продувке впускного клапана 9 ваку- ум-насос подключается к каналу 5 на выходе из цилиндра 4 (рис. 5.7, а), при продувке выпускного клапана 8 – к выпускному каналу 7 за выпускным клапаном 8, а ресивер 2 с расходомером 1 подключают к каналу 5. Таким же образом определяют действи- тельный расход воздуха при продувке окон 11 в стенке цилиндра 4 (рис. 5.7, б). Величина открытия окон 11 при этом устанавлива- ется перемещением поршня 10 в цилиндре 4. В технической литературе имеется большое количество экс- периментальных данных по коэффициентам расхода клапанов. Однако значения коэффициентов расхода для различных клапа- нов, а зачастую и для одних и тех же, но определенных различ- ными авторами, значительно отличаются. Это можно объяснить несколькими причинами: во-первых, значения коэффициентов расхода зависят от метода определения; во-вторых, от конструк- тивных особенностей клапанов и каналов; в-третьих, от способа представления опытных данных. Значения коэффициентов расхода, определенные статиче- ской продувкой и определенные по опытным диаграммам насос- ных ходов, при имитации неустановившихся процессов во впуск- 156 ных коллекторах совпадают, т.е. неустановившийся характер те- чения газа оказывает незначительное влияние на коэффициенты расхода. Это утверждение справедливо только в случае коротких каналов, подводящих воздух к клапану (время открытия клапана более чем на порядок больше времени прохождения звуком рас- стояния от клапана до конца канала) и значениях скорости возду- ха в сечении на входе в канал не более 0,1 местной скорости воз- духа. В этом случае влияние газодинамических явлений незначи- тельно. На рис. 5.8 представлено изменение коэффициентов расхода впускных клапанов в зависимости от подъема клапана для клапа- нов с диаметром от 12,7 до 94 мм .3.. Из анализа этих данных можно установить три характерные зоны: I – начало подъема клапана, когда коэффициенты расхода изменяются от 0 до значе- ний больших 1; II – участок подъема клапана, когда коэффициен- ты расхода уменьшаются до значений, равных 0,9–1 (до момента совпадений точки В с точкой G, соответствующей началу обра- зующей седла клапана CG (рис. 5.9, а); III – основной участок Рисунок 5.7 – Схемы установок для продувки клапанов (а) и окон в стенке цилиндра (б): 1 – расходомер; 2 – ресивер; 3,6 – жидкостные манометры; 4 – ци- линдр; 5 – подвод воздуха к вакуум-насосу; 7 – выпускной канал; 8, 9 – выпускной и впускной клапаны; 10 – поршень; 11 – продувочные окна а б 157 подъема, на котором наблю- дается практически линей- ная зависимость коэффици- ентов расхода от высоты подъема клапана; IV – учас- ток подъема, когда площадь проходного сечения клапана определяется только диа- метром горловины канала, и коэффициенты расхода на- чинают возрастать с даль- нейшим увеличением подъ- ема клапана. Продолжитель- ность этих участков зависит от размеров и конструктив- ных особенностей клапанов. Например, для впускного клапана диаметром 48 мм и углом между образующей фаски и тарелкой клапана . = 45., . = 15. (рис. 5.9, а) эти зоны соответствуют зна- чениям h = (0–1) мм, (1–2) мм, (2–11) мм и h . 11 мм (рис. 5.8, кривая 3). В случае клапана без фаски (рис. 5.9, б) значения коэффици- ентов расхода резко уменьшаются (рис. 5.8, кривая 5). Наличие конической поверхности перехода от стержня к тарелке (рис. 5.9, в) улучшает условия истечения, коэффициент расхода увеличива- ется (рис. 5.8, кривая 4). Однако минимальное проходное сечение клапана не должно определяться поверхностью перехода от стержня к тарелке, так как при этом эффективное проходное се- чение клапана (произведение коэффициента расхода на площадь проходного сечения) будет меньше. Влияние перепадов давлений на коэффициенты расхода имеет место только при небольших перепадах на первом участке подъема клапана (рис. 5.10). С увеличением перепада давлений и подъема клапана влияние перепада давлений как для впускных, Рисунок 5.8 – Зависимость коэффициентов расхода впускных клапанов от высоты подъема: 1 – d = 94 мм, . = 45., . = 20.; 2 – d = 54 мм, . = 45., . = 20.; 3 – d = 48 мм, . = 45., . = 15. (рис. 5.9, а); 4 – d = 48 мм, . = 90., . = 0. (рис. 5.9, б); 5 – d = 48 мм, . = 90., . = 45. (рис. 5.9, в); 6 – d = 12,7 мм, . = 45., . = 15. 3а h, мм 158 так и для выпускных клапанов уменьшает- ся. Это явление обу- словлено изменением соотношения сил вяз- костного трения и сил инерции (изменением числа Рейнольдса). В области малых значений числа Рейнольдса поток ламинарный и значения коэф- фициента расхода зависят от перепада давлений на клапане и вы- соты его подъема. При этом силы вязкостного трения оказывают преобладающее влияние на поток, а соответственно и на расход. При увеличении подъема клапана и скорости воздуха возрастает число Рейнольдса, поток переходит в турбулентный. Коэффици- ент расхода стремится к предельному значению, которое зависит от высоты подъема клапана. Абсолютные значения давлений также практически не ока- зывают влияния на коэф- фициент расхода. Исходя из отмеченных особенностей процессов истечения, попы- таемся установить факторы, определяющие изменение коэффициента расхода в за- висимости от высоты подъ- ема клапана. Рассмотрим для при- мера истечение газа через клапан с размерами: d = 48 мм, b = 4 мм, . = 45., . = 15. (рис. 5.9, а). Как при расчете процесса газообме- на, так и при статической продувке клапанов в ка- честве расчетного до значе- ний h . b sin. принимают Рисунок 5.10 – Влияние перепада давлений на значения коэффициента расхода впускного клапана (d = 48 мм, . = 45., . = 15): 1 – .р = 200 мм вод.ст.; 2 – .р = 800 мм вод.ст.; 3 – .р = 1500 мм вод.ст. Рисунок 5.9 – Варианты экспериментальных клапанов D A C B B G B E A A a б в 159 минимальное проходное сечение, равное боковой поверхности усеченного конуса с образующей АВ, равной длине перпен- дикуляра, опущенного из точка А на образующую седла CG (рис. 5.9, а), ... ... . . . . . 2f h cos d h sin 2 . (5.14) Теоретический расход воздуха (рис. 5.7) . . . .. . . . .. . .. . . .. . . . . .. . . .. . . . .к к к т рRT р к f к рG р 1 12 1 1 12 1 1 1 2 , (5.15) где р1, Т1, .1 – давление, температура и плотность газа перед кла- паном; р2 – давление газа за клапаном. Действительные процессы истечения сопровождаются тре- нием потока о стенки, внутренним трением, сжатием струи, обу- словленным инерционными силами. Уменьшение расхода газа при этом учитывается коэффициентом расхода . = . ., (5.16) где . – коэффициент сжатия струи; . – скоростной коэффици- ент. Сжатие струи имеет место при свободном истечении через отверстия, каналы переменного сечения и т.п., т.е. в тех случаях, когда изменяются направления линий тока свободной струи газа. В случае же истечения через клапан поверхности с образующей ВСD и АЕ образуют суживающийся канал (рис. 5.9, а). За мини- мальным сечением происходит расширение канала. Площадь се- чения канала на выходе (до значений h . b sin.) ... ... . . . . . .. 2f h cos d 2b cos h sin 2 . (5.17) Расстояние между минимальным сечением канала и сечени- ем канала на выходе b. . b . h sin.. (5.18) 160 При скруглении острых кромок в точках С и А радиусом (1–2) мм в зоне малых значений числа Рейнольдса (поток лами- нарный) практически полностью устраняется отрыв потока от стенок, как у минимального сечения, так и по длине канала. Ко- эффициент расхода определяется при этом только скоростным коэффициентом .., зависящим от шероховатости и величины площади поверхности стенок канала. С увеличением подъема клапана отношение площади ми- нимального проходного сечения к площади сечения на выходе из канала f fв возрастает и при h . b sin. становится равным единице (рис. 5.11). Отношение площади F поверхности стенок канала, образованного поверхно- стями седла клапана CG и фаски клапана к минимальной площади сечения канала f при этом изме- няется от . к 0 в зависимости от высоты подъема клапана. Следо- вательно, условия истечения газа через клапан и при неизменных перепадах давлений существенно зависят от высоты подъема клапана и определяются отношением: b. d ..b . h sin.. d . (5.19) Воспользовавшись основными соотношениями для адиабат- ного течения газа через каналы переменного сечения, определим изменение давления по длине канала при h d = 0,03 (рис. 5.12). Из условия неразрывности потока, . . .. . . .. .. . . . . . . .. . . .. .. . . . . .к к в к к к к RT к RT f к к f к 1 1 п 11 п 1 1 1 1 1 1 1 2 1 2 , (5.20) где . . p p1 – отношение давления в рассматриваемом сечении канала к давлению перед клапаном; .п . p2 p1 – отношение дав- Рисунок 5.11 – Изменение основных соотношений параметров канала в зависимости от h/d при b>0 161 ления за клапаном к давлению перед клапаном, f, fв – площадь рассматриваемого сечения канала и на выходе из канала; . . к кк к к в к f f 1 п п 2 1 2 2 .. . ... .. . . (5.21) Из последнего соотношения по известным значениям площадей рас- сматриваемого сечения канала и вы- ходного, отношение давлений за кла- паном и перед клапаном .п определя- ем отношение давлений в рассматри- ваемом сечении .. До минимального сечения канала, вследствие уменьше- ния сечения, происходит расширение газа и увеличение скорости его дви- жения. За минимальным сечением ка- нал работает как диффузор. Происхо- дит уменьшение скорости движения потока и повышение давления. Дав- ление в минимальном сечении ниже, чем давление за клапаном, p < p2. Критическому отношению давлений в минимальном сечении канала .к . . (0,53–0,55), соответствует отноше- ние давлений .п = .3 (рис. 5.12). При уменьшении отношений давления за клапаном к давлению пе- ред клапаном до .п = .4 для рассмат- риваемых соотношений проходных сечений канала происходит дальней- шее расширение газа и повышение его скорости. Скорость газа на выходе становится больше местной скорости звука. Так как дей- ствительные отношения давлений на клапанах в двигателях об- щего назначения значительно выше, подобный режим истечения через клапаны не реален. Рисунок 5.12 – Изменение отношения давлений по длине канала при h/d = 0,03 (d = 48 мм, . = 45., . = 15) 162 Поскольку при статической продувке клапанов в качестве расчетного проходного сечения принимают минимальное, а от- ношение давлений принимают равным отношению давлений за клапаном к давлению перед клапаном, теоретический расход воз- духа, определяемый по зависимости (5.15), оказывается меньше действительного. При этом коэффициент расхода . . 1, что под- тверждается и опытными данными (рис. 5.8). Пересчет скорости истечения газа по отношению давлений в минимальном геометрическом сечении и перед клапаном увели- чивает теоретический расход воздуха и коэффициент расхода бу- дет меньше 1 (рис. 5.8, кривая 3 а). Если клапан не имеет фаски (рис. 5.9, б; рис. 5.9, в), коэф- фициент расхода значительно меньше единицы (рис. 5.8, кривые 4, 5). Скоростной коэффициент ., учитывающий уменьшение скорости истечения вследствие трения потока газа о стенки, внутреннего трения, может быть найден из уравнения Бернулли для сжимаемой жидкости: р W р .W . .W . l . . . . 2 2 22 2 2 2 22 2 1 11 , (5.22) где W1, .1 – скорость и плотность газа на входе во впускной ка- нал; W2, .2 – скорость и плотность газа в минимальном сечении струи; . – коэффициент местных сопротивлений; 1 2 2 1 1 .. . к l p p V V – удельная работа адиабатного расширения газа от давления р1 до р2; V1, V2 – удельный объем воздуха до клапана и за клапаном; к – показатель адиабаты. Пренебрегая скоростью газа на входе, после преобразований находим: . . . .. . . . .. . .. . . .. . . . . . . .к к рRT р к W к 1 12 1 2 1 1 2 11 , (5.23) т.е. скоростной коэффициент 163 . . . . 11 . Коэффициент местных сопротивлений обычно относится к скорости в последнем сечении (в данном случае в минимальном сечении) и представляет долю потерь скоростного напора на рас- сматриваемом участке, 2 2 2 2Wр . . . . , (5.24) где .р – потеря напора на рассматриваемом участке. Так как потери напора .р пропорциональны квадрату ско- рости, то коэффициент местных сопротивлений зависит исклю- чительно от формы, соотношения размеров и состояния поверх- ности каналов и практически не зависит от скорости газа, а сле- довательно, и от перепадов давлений на клапане (при достаточно высоких значениях чисел Рейнольдса). Поэтому и коэффициент расхода также практически не зависит от перепадов давлений и определяется, в основном, скоростным коэффициентом. Аналитическое определение коэффициента сжатия . сво- бодной струи газа представляет сложную проблему, которая ре- шена только для отдельных случаев, более простых, чем истече- ние газа через клапан. Исходя из природы явления, сжатие сво- бодной струи газа должно зависеть от перепада давлений. Тот же факт, что с изменением перепада коэффициент расхода не изме- няется, говорит о том, что коэффициент сжатия струи близок к единице или, как и скоростной коэффициент не зависит от пере- пада давлений и определяется только формой канала и соотно- шением основных размеров. При h . b sin., характерным соот- ношением размеров, определяющим условия истечения газа через клапан, может быть отношение . . .h .b sin.. d . (5.25) На рис. 5.13 представлено изменение коэффициентов расхо- да впускных клапанов, приведенных на рис. 5.8, в зависимо- сти от .. 164 Несмотря на сущест- венное отличие клапанов по размерам (d = 12,7–94 мм), зависимости коэффициен- тов расхода впускных кла- панов от . весьма близки и при h . b sin. могут быть представлены уравнением: .s = 0,96 – 2., (5.26) т.е. одним из основных фак- торов, определяющих зна- чение коэффициентов рас- хода впускных клапанов, является соотношение меж- ду высотой подъема клапана, величиной образующей седла кла- пана и диаметром гор- ловины. Условия истечения газа через выпускные клапаны отличаются от условий истечения че- рез впускные клапаны, гидравлические сопро- тивления несколько вы- ше. Наличие фасок на кромках седла клапана и фаски клапана, плав- ного перехода от тарел- ки к стержню уменьша- ет гидравлические со- противления и при h . b sin. коэффици- ент расхода выпускного клапана может превы- шать 1 (рис.5.14). В за- висимости от конструк- Рисунок 5.14 – Зависимость коэффициентов расхода выпускных клапанов от высоты подъема: 1 – d = 68,7 мм, . = 45., . = 30.; 2 – d = 44 мм, . = 45., . = 20.; 3 – d = 48 мм, . = 90., . = 0. (рис. 5.9, б); 4 – d = 48 мм, . = 90., . = 45. (рис. 5.9, в); 5 – d = 41,5 мм, . = 45., . = 15.; 6 – d = 40 мм, . = 45., . = 15. Рисунок 5.13 – Зависимость коэффициентов расхода впускных клапанов от . (обозначения те же, что и на рис. 5.8) .s = f (.) 165 тивных размеров клапана, горловины выпускного канала, формы канала, образованного поверхностями канала и клапана, коэффи- циенты расхода выпускных клапанов изменяются при одинако- вой высоте подъема в широком интервале. Однако, как и для впу- скных клапанов, определяющим параметром является соотноше- ние между высотой подъема клапана, величиной образующей седла клапана и диаметром горловины (рис. 5.15). Зависимости коэффициентов расхода выпускных клапанов различных двига- телей от определяющего параметра . близки и с достаточной для расчетов процессов газообмена точностью также могут быть представлены при h . b sin. той же зависимостью (5.26), что и для впускных клапанов. До значений высоты подъ- ема клапана h . b sin. коэф- фициенты расхода впускных и выпускных клапанов могут быть приняты равными 0,9–1. Предложенные зависимо- сти для коэффициентов расхода клапанов отражают взаимосвязь таких параметров, как высота подъема, величина образующей седла клапана, диаметр горло- вины, и позволяют уже на ста- дии проектирования моделиро- вать процессы газообмена дви- гателя. Однако эти зависимости не учитывают существенного влияния на коэффициенты рас- хода клапанов формы канала до клапана, образованного по- верхностями стержня клапана и стенок канала. Подбор профиля канала позволяет заметно повы- сить уровень значений коэффициентов расхода во всем диапазоне подъема клапана, а тем самым понизить уровень гидравлических потерь в клапанах при прочих равных условиях. Рисунок 5.15 – Зависимость коэффициентов расхода выпускных клапанов от . (обозначения те же, что и на рис. 5.14) 166 Коэффициенты расхода впускных и выпускных окон в двухтактных дви- гателях зависят от формы, размеров, направления оси окон в стенке цилин- дра, температуры газов и практически не зависят от перепадов давлений. Оп- ределяющими факторами при этом яв- ляются сужение струи, поперечное се- чение которой меньше проходного се- чения канала, и трение потока о стенки (рис. 5.16). Трение потока о стенки ка- налов до проходного сечения АВ ока- зывает преимущественное влияние на коэффициенты расхода в начале от- крытия окон и при полностью откры- тых окнах, сужение потока – при про- межуточном положении поршня по высоте окна. Значительное влияние на течение газов через окна может оказать также взаи- модействие потоков газа через рядом расположенные окна. При разработке конструкции га- зовоздушных трактов двух- тактного двигателя и его доводке следует уделить внимание профилирова- нию, прежде всего, впуск- ных окон и подводящих ка- налов, определяющих ин- тенсивность поступления свежего заряда в надпорш- невую полость. В зависимости от по- ложения поршня по высоте окна коэффициенты расхо- да окон изменяются при- мерно в пределах 0,8–0,9 (рис. 5.17). На начальном участке открытия окон и при полностью открытых Рисунок 5.16 – Истечение газа через впускное окно (АВ – расчетное проходное сечение окна) А В . А В В А h 0,1 0,2 0,3 0,4 h/b 0,7 0,8 0,9 1,0 Рисунок 5.17 – Изменение коэффициента расхода окна в стенке цилиндра двухтактного двигателя (S/D = = 87/82; b = 44 мм) в зависимости от высоты окна, открытого поршнем и направления потока 167 окнах (впускных, выпускных) профиль каналов, образованных поверхностями стенок цилиндра, поршня, канала подвода возду- ха оказывает меньшее влияние на сужение потока и коэффици- ент расхода несколько выше (. = 0,9), чем при среднем положе- нии поршня по высоте окна (. . 0,8). Направление потока через окна при продувке оказывает относительно небольшое влияние на значения коэффициента расхода (рис. 5.17). При наличии ост- рых кромок, повышенной шероховатости поверхности каналов, отложении нагара на поверхностях каналов коэффициенты рас- хода окон снижаются до 0,65–0,70. §4. Эффективная площадь проходных сечений органов газораспределения Расход газа через проходное сечение зависит не только от величины его площади, перепада давления на сечении, темпера- туры газа, но и от коэффициента расхода. Произведение площади проходного сечения клапана (окна) на коэффициент расхода (.f) принято называть эффективной площадью проходного сечения. При моделировании процессов газообмена на ЭВМ значения эф- фективной площади проходных сечений органов газораспределе- ния обычно задают в табличной форме, что достаточно трудоем- ко и заметно усложняет программу расчета процессов газообме- на. Избежать этих трудностей возможно при аналитическом представлении изменения эффективной площади проходных се- чений органов газораспределения в зависимости от угла поворота кривошипа .. Рассмотрим требования, предъявляемые к функции изменения эффективной площади проходных сечений органов га- зораспределения в зависимости от угла поворота кривошипа, .f . ..f .max ...., (5.27) где . ..f max – максимальное значение эффективной площади про- ходного сечения впускного или выпускного клапана. . При значениях углов поворота кривошипа, соответст- вующих моментам начала открытия и закрытия органов газорас- пределения, функция .(.) должна быть равной 0. 168 . При значениях углов поворота кривошипа, соответст- вующих максимальной эффективной площади проходных сече- ний органов газораспределения, значения функции .(.) должно быть равным 1. . Функция должна быть непрерывной. . Максимальное отклонение расчетных значений .f от действительных не должно превышать 5 %. Этим требованиям на участках подъема и закрытия клапана отвечают, например, тригонометрические функции: .. . .. . . .. . . .. . . . . .. .. . . . . по но 1 0,5 1 cos ; (5.28) .. . .. . . .. . . .. . . . . .. . . . .. . . пз нз 1 0,5 1 cos ; (5.29) или функции: b а е . .. . . .. . . ... ... . . . . по но 2 1 ; (5.30) b а е . .. . . .. . . ... ... . .. . пз нз 2 ; (5.31) где . – текущее значение угла поворота кривошипа; .но, .нз – углы поворота кривошипа, соответствующие моментам начала открытия и закрытия органов газораспределения; .по, .пз – про- должительность открытия и закрытия органов газораспределения в градусах поворота кривошипа по профилю кулачка распредели- тельного вала с учетом величины зазора; .. – поправка в граду- сах ПКВ продолжительности открытия и закрытия клапана; a, b – постоянные коэффициенты, подбираемые для каждого конкрет- ного двигателя по значениям .по и .пз. Первые две функции (5.28) и (5.29) в примере, представленном на рис. 5.18, при .по = .пз = 108. и .. = 0 .ПКВ имеют несколько за- вышенные отклонения значений .f от действительных. Если вве- сти поправку на продолжительность открытия и закрытия впуск- ного клапана .. = –15 .ПКВ (увеличить продолжительность вы- стоя клапана на 30 .ПКВ) максимальные отклонения значений 169 функций (5.28) и (5.29) от действительных значений эффективной площади проходных сечений не превышают 1–2 %. Примерно с той же точностью изменение .f в зависимости от угла поворота кривошипа может быть представлено с помощью функций (5.30) и (5.31) при значениях .. = –15 .ПКВ, а = –6,9 и b . 4. В случае окон в стенке цилиндра площадь проходных сече- ний окон определяется в зависимости от угла поворота кривоши- па зависимостями (5.7)–(5.12). Значения же коэффициентов рас- хода могут быть приняты неизменными как для выпускных, так и впускных окон, поскольку их изменение в зависимости от высоты окна h, открытого поршнем, относительно невелико (рис. 5.17; .в = .п . 0.85). Контрольные вопросы и задания 1. Какие требования предъявляются к механизмам привода клапанов? 2. Типы механизмов привода клапанов. .sfs .н.о п.о п.в п.з ., .ПКВ Рисунок 5.18 – Изменение эффективной площади проходного сечения впускного клапана .sfs в зависимости от угла поворота кривошипа дизеля 4ЧН12/14 (СМД-14): 0 – действительные значения; 1, 2 и 1., 2. – значения .sfs при использо- вании тригонометрических функций .1 и .1. (1, 1. – .по = .пз = 108. и .. = 0.ПКВ; 2, 2. – .по = .пз = 108. и .. = –15.ПКВ) 170 3. Как определяется площадь проходного сечения клапана? 4. Как определяется площадь проходных сечений окон в стенке цилиндра? 5. Объясните следующие понятия: . коэффициент сужения потока; . скоростной коэффициент; . коэффициенты расхода клапанов и окон; . эффективная площадь проходных сечений клапанов; . эффективная площадь проходных сечений окон. 6. Как определяются коэффициенты расхода органов газо- распределения? 7. Какие факторы влияют на изменение коэффициента рас- хода клапана в зависимости от высоты подъема клапана? Список литературы к главе 5 1. Глаголев Н.М. Рабочие процессы двигателей внутреннего сгорания. – К. – М.: Машгиз, 1950. – 476 с. 2. Двигатели внутреннего сгорания. Теория поршневых и комбинированных двигателей / Д.Н. Вырубов, Н.А. Иващенко, В.И. Ивин, М.Г. Круглов и др. – Под ред. А.С. Орлина, М.Г. Круглова. – 4-е изд. – М.: Машиностроение, 1983. – 372 с. 3. Дьяченко В.Г. Газообмен в двигателях внутреннего сго- рания: Учеб. пособие. – К.: УМК ВО, 1989. – 202 с. 4. Дизели. Справочник. – 3-е. изд. – Л.: Машиностроение, 1977. – 480 с.