Влияние гидравлического сопротивления впускной системы на мощность и экономичность дизельного двигателя

но использовать возможности вентилятора, а также избежать перетока воздуха из подкапотного пространства. По сути с закрытыми клапанами этот кожух используется как кожух с полным охватом радиатора. При движении с большой скоростью вентиляторная установка уже не может обеспечить необходимую подачу воздуха, тогда она выключается и открываются клапаны, благодаря чему в максимальной степени используется набегающий поток воздуха. На рис. 8 показана эпюра поля скоростей воздушного потока по фронту радиатора при использовании набегающего потока воздуха при открытых клапанах кожуха.

В этом случае средняя скорость воздуха составила 5,27 м/с, что на 6% больше по сравнению с вентиляторной установкой с двумя вентиляторами. Неравномерность поля скоростей равна 0,25, что на 14% меньше, чем при использовании кожуха с двумя вентиляторами.

Рис. 6. Эпюра поля скоростей воздушного потока по фронту радиатора с одним вентилятором увеличенной мощности при использовании вентилятора с изменой конструкцией кожуха

ния на всех режимах эксплуатации и кондиционирование салона, с меньшими затратами энергии.

V, м/с

Рис. 7. Кожух вентилятора с жесткими симметричными клапанами

Рис. 8. Эпюра поля скоростей воздушного потока по фронту радиатора с одним вентилятором при использовании набегающего потока воздуха, клапаны открыты

УДК 621.43 А.В. Гпазырин

Курганский государственный университет

ВЛИЯНИЕ ГИДРАВЛИЧЕСКОГО СОПРОТИВЛЕНИЯ ВПУСКНОЙ СИСТЕМЫ НА МОЩНОСТЬ И ЭКОНОМИЧНОСТЬ ДИЗЕЛЬНОГО ДВИГАТЕЛЯ

Аннотация. Приведён анализ влияния гидравлического сопротивления впускной системы дизеля на его эффективные показатели. По результатам испытаний дизеля Д-242 получены конкретные зависимости эффективной мощности и удельного эффективного расхода топлива от гидравлического сопротивления на впуске.

Ключевые слова: дизельный двигатель, впускная система, гидравлическое сопротивление, эффективная мощность, удельный эффективный расход топлива.

AV. Glazyrin Kurgan State University

INFLUENCE OF HYDRAULIC RESISTANCE OF INLET SYSTEM ON CAPACITY AND PROFITABILITY OF THE DIESEL ENGINE

Таким образом, установлено, что применение вентиляторной установки с двумя вентиляторами в некоторых случаях является неоправданным решением, в первую очередь, из-за значительного увеличения массы системы охлаждения, увеличения мощности для осуществления подачи охлаждающего воздуха и т.д. Во многих случаях альтернативным решением можно считать применение вентиляторной установки с одним вентилятором с улучшенными характеристиками и управляемыми клапанами на кожухе, что обеспечит работу системы охлажде-

Annotation. The analysis of influence of hydraulic resistance of inlet system of a diesel engine on its effective indicators is resulted. By results of tests of diesel engine D-242 concrete dependences of effective power and the specific effective expense of fuel on hydraulic resistance on an admission are received.

Key words: the diesel engine, inlet system, hydraulic resistance, effective power, the specific effective expense of fuel.

Введение

В настоящее время широкое распространение получили дизельные двигатели типа Д-242 Минского моторного завода. В связи с этим представляет интерес исследование влияния гидравлического сопротивления впускной системы на эффективные показатели этих двигателей. При установке их на тракторах и автомобилях, работающих в условиях большой запыленности окружающей среды, быстро забиваются пылью фильтрующие элементы воздухоочистителей и растет их гидравлическое сопротивление.

1. Анализ влияния гидравлического сопротивления впускной системы на эффективные показатели дизельного двигателя

При работе двигателя на известном топливе и постоянной частоте вращения эффективная мощность двигателя определяется выражением:

N = АПпПм , а

ля;

кВт

где А - постоянный коэффициент; П Пм - индикаторный и механический КПД двигате-

а - коэффициент избытка воздуха;

П - коэффициент наполнения.

Изменение 1вп дизельного двигателя оказывает непосредственное влияние на переменные, стоящие в правой части выражения (1).

Прежде всего повышение 1вп снижает величину коэффициента наполнения. Снижается и коэффициент избытка воздуха, т.к.

~ Пу^И Рк

% I

Ц^ 0

где

п

V -

- коэффициент наполнения; рабочий объем цилиндра;

дц - цикловая подача топлива; Рк - плотность воздуха;

I,

теоретически необходимое количество

воздуха для сгорания одного килограмма топлива.

Уменьшение коэффициента наполнения при прочих постоянных величинах снижает коэффициент избытка воздуха а.

Величина

при этом может до некоторых значе-

ний а возрастать, а затем также падать.

П

Такое изменение величины — может в какой-то

а

мере препятствовать значительному снижению эффективной мощности двигателя при увеличении гидравлического сопротивления, но лишь до определенного значения а. Затем падение мощности будет значительным вследствие уменьшения не только коэффициента напол-

п

нения П , но и величины —. у а

Механический КПД двигателя с ростом 1вп уменьшается из-за роста потерь на насосные ходы. Это также приводит к уменьшению эффективной мощности дизеля (1).

Удельный эффективный расход топлива обратноп-ропорционален эффективному КПД двигателя, который согласно выражению

П = ППм.

Следовательно, снижение П{Пм, как было отмечено ранее, уменьшает эффективный КПД двигателя и увеличивает удельный эффективный расход топлива.

Снижение п вследствие уменьшения а способствует переходу предела дымления, появлению черного дыма на выпуске, повышению содержания С и СО2 в отработавших газах.

Для определения фактического влияния гидравлического сопротивления на впуске на эффективные показатели двигателя Д-242 проведены испытания двигателя на стенде при давлении окружающей среды во=0,1 МПа и температуре ^-25° при постоянной частоте вращения п=1700 мин-1.

2. Результаты стендовых испытаний Изменение гидравлического сопротивления производилась с помощью специальной заслонки, которая фиксировалась в различных положениях.

Результаты испытаний дизеля представлены в табл. 1.

Таблица1

Зависимость эффективных показателей дизеля Д-242 от гидравлического сопротивления на впуске

N Ивп, кПа п -1 Н»кВт gе ,2/кВт

1 2 1700 40 205

2 4 1700 36,5 225

3 6 1700 32 238

4 8 1700 28,6 252

5 10 1700 25,3 269

6 12 1700 21,3 296

7 14 1700 11,7 336

Как видно из приведенных экспериментальных данных, гидравлическое сопротивление впускной системы весьма сильно снижает эффективную мощность и повышает удельный эффективный расход топлива. Даже увеличение до 4 кПа ухудшает эффективные показатели двигателя на 10%. Это говорит о том, что воздухоочиститель практически всегда должен быть чистым и обслуживаться строго по регламенту завода-изготовителя.

Заключение

При конструировании и эксплуатации системы впуска (особенно воздухоочистителя) необходимо стремиться к уменьшению 1вп, чтобы сохранить эффективные показатели двигателя в допустимых пределах.

Список литературы

1. Колчин А.И., Демидов В.П. Расчет автомобильных и тракторных

двигателей: Учеб. пособие для вузов. - М.: Высш. шк, 2002. - 496 с.

2. Положение о техническом обслуживании и ремонте подвижного

состава автомобильного транспорта. - М.: Транспорт, 1986. -73 с.

УДК 629.112-527 (97) Б.М. Тверсков

Курганский государственный университет

УСТРАНЕНИЕ ОПАСНЫХ КРУТИЛЬНЫХ КОЛЕБАНИЙ ТРАНСМИССИИ

Аннотация. В статье рассматривается влияние жесткости демпфера на величину амплитуд крутильных ко-

38

ВЕСТНИК КГУ, 2011. №1

лебаний трансмиссии, приведены конструкции демпферов крутильных колебаний, устраняющих опасные крутильные колебания.

Ключевые слова: демпфер, резонанс, колебание, трансмиссия.

B.M.Tverskov Kurgan State University

REMOVAL OF HAZARDOUS TORSIONAL VIBRATION TRANSMISSION

Annotation. The article examines the influence of the rigidity of the damper on the value of the amplitudes of torsional oscillations of the transmission, designs torsional vibration dampers that eliminate dangerous torsional vibrations are given.

Key words: damper, resonance, fluctuation, transmission.

Крутильные колебания трансмиссии, происходящие из-за неравномерного вращения коленчатого вала двигателя, при резонансах уменьшаются за счет сил трения в демпфере, соединяющем двигатель и трансмиссию. Амплитуды колебаний при этом уменьшаются в несколько раз (3-5). Чтобы определить момент трения, необходима большая расчетная работа. Уменьшение амплитуды часто оказывается недостаточным. Элемент трения - это дополнительная конструкция с нестабильной характеристикой, для её изготовления нужно вкладывать средства. Она увеличивает жесткость трансмиссии, что ведет к возрастанию амплитуды колебаний до и после резонанса.

Неравномерность вращения коленчатого вала характеризуется степенью неравномерности, которая равна разности максимальной и минимальной скорости вращения коленчатого вала, отнесенной к его средней скорости вращения:

8 = (^max - mrn) /ср

При минимально устойчивой частоте вращения коленчатого вала8 = (0,01.. .0,03).

Избыточная работа крутящего момента двигателя при колебаниях равна

L = J да

2

где Ju - момент инерции всех вращающихся масс двигателя, приведенных к оси коленчатого вала; а. -угловая скорость вращения коленчатого вала.

Дифференциальные уравнения колебательного движения трансмиссии при проскальзывании поверхностей трения демпфера можно представить

Jra + ci  (а - а2) + Ki а + Мт-sign (а - а2) = Mi (t);

- ci  (ai - а2) + С2  (а2 - а3) - Мт  sign (ai - а2) = 0;

J3a3- с2  (а2 - а3) + с4  (а4 - а5) + К3 а3 = 0;

- с4  (а4 - а5) + с6  (а - а7) = 0;

Jf-^^а^ -- с6  (а- а7) + cs  (а8 - а9) + К8 а = 0;

J9a9 - с8  (а8- а9) + с9  (а- ащ) + К9,ю (а9 -а10) = 0;

Jio-а^ - с9  (а - аю) - К9Л 0 (а9 - а10) = 0,

где J1 - приведенный момент инерции двигателя; J2

- приведенный момент инерции коробки передач и половины карданного вала; J3 - приведенный момент инерции половины карданного вала и ведущего моста; J4 -приведенный момент инерции колес; J5 - приведенный момент инерции поступательно движущихся масс автомобиля; с1 - жесткость демпфера; с2 - жесткость карданных валов и шестерен коробки передач; с4 - приведенная жесткость первого участка карданного вала; с6 - приведенная жесткость второго участка карданного вала; с8

- приведенная жесткость полуосей; с9 - приведенная жесткость шин; а1, а2 а10 - углы поворота масс трансмиссии при колебаниях; К1 - коэффициент эквивалентного линейного трения, приведенного к массе с моментом инерции J1; К3 - коэффициент эквивалентного линейного трения, приведенного к массе с моментом инерции J3; К8 - коэффициент эквивалентного линейного трения, приведенного к массе с моментом инерции J8; К9,10 - коэффициент эквивалентного линейного трения в резине шин и в контакте с дорогой; Мат - момент трения сцепления.

Если скольжение дисков трения в сцеплении отсутствует, уравнения движения примут вид:

J1 а1 + с1  (а1 - а2) + К1 а1 = М1 (0;

З3- а3 - с2  (а2 - а3) + с4  (а4 - а5) + К3 а3 = 0;

- с4  (а4 - а5) + с6  (а6 - а7) = 0;

J 8 а8 - с6  (аб - а7) + с8  (аз - а9) + К8 а8 = 0;

J9 а9 - с8  (а8 - а9) + с9  (ад - а10) + К9,ю (а9 -а10) = 0;

Jlo а10 - С9  (а - аю) - к9}10 (а9 -а10) = 0.

Колебания будут происходить при условии Мт > J1а1 + с1  (а1 - а2) + К1 а3 - М1

В исследовательских работах угловое колебание коленчатого вала нередко выражается в градусах, величина которого при высокой частоте вращения коленчатого вала составляет от нескольких минут для хорошо уравновешенного двигателя до 0,5„.1° для неуравновешенного. При резонансе угловое колебание может превосходить эту величину. Инерционный момент деталей быстроходных двигателей снижает неравномерность вращения коленчатого вала, что решает задачу сохранения трансмиссии от износа и поломок. Использование на автомобилях тихоходных дизельных двигателей требует значительных мер по устранению отрицательного влияния неравномерности вращения коленчатого вала. Это можно сделать прежде всего путем снижения жесткости соединения двигателя и трансмиссии. Угол закрутки демпфера для этого при максимальном моменте двигателя с 2-5°, как это есть в существующих демпферах, необходимо увеличить до 45- 90° и более. Тогда угол колебания коленчатого вала в 1° будет «тонуть» в большом угле закрутки демпфера, угловые колебания коленчатого вала передадутся на трансмиссию уменьшенными в десятки раз. Энергия колебаний будет минимальная, она не сможет приводить трансмиссию к интенсивным колебаниям, в том числе и при резонансах.

Снижение жесткости демпфера важно ещё потому, что колебания в трансмиссии крутящего момента могут иметь значительную величину также между резонансными частотами.

При малых углах закрутки демпфера трансмиссия подвержена значительным угловым колебаниям, поэтому требуется тщательный и очень трудоемкий расчет с целью снижения амплитуд резонансных колебаний.

Вывести резонансную частоту колебаний за преде-