Ниже приводятся некоторые примеры результа­тов вычислений для четы­рехтактных дизелей, в ко­торых еще не была учтена действительная характе­ристика турбокомпрессо­ра; исходным для этих расчетов являлось эквива­лентное сечение турбины.

На рис. 6.23 показан ре­зультат оптимизационного расчета для момента откры­тия выпускного клапана конкретного двигателя; при этом расчете  рассматривался весь круговой процесс в цилин­дре (не только период газообмена, как там) и учи­тывались колебания давле­ния в выпускном трубопроводе. Значение p_ц пока­зывает изменение давления в цилиндре для трех различных значений угла предварения откры­тия выпускного клапана: 80, 60 и 40° п. к. в. до н. м. т. Максимум индикаторного к. п. д. достигается для данных условий при угле предварения открытия выпуска, равном 60° п. к. в. до н. м. т.

На рис. 6.24 и 6.25 сопоставляются рассчитанные изменения давлений в цилиндре p_ц и в выпускном трубопроводе р_вып с из­меренными; на рис. 6.24 — для группировки трех цилиндров на одну ветвь выпускного трубопровода, а на рис. 6.25 — для группировки двух цилиндров. Несмотря на определенные откло­нения экспериментальных данных от расчетных, обусловленные упрощающим предположением о бесконечно быстром выравни­вании давления и температуры в трубопроводе, в целом дости­гается хорошее совпадение кривых (например, в точках пересе­чения кривых переменного давления с кривыми постоянного давления в трубопроводе наддувочного воздуха р_вп).

На следующих рисунках представлены примеры, иллюстри­рующие влияние конструктивных изменений. На определенном дизеле частота вращения должна была быть повышена с 600 до 750 об/мин. При этом нужно было исследовать, может ли при со­ответствующем повышении средней скорости поршня оставаться неизменной конструкция крышки цилиндра, имеющей по одному впускному и выпускному клапану, или же целесообразно сконструировать новую крышку цилиндра с двумя впускными и двумя выпускными клапанами. На рис. 6.26 показаны диаграммы из­менения давления в цилиндре для этих обоих случаев при сред­нем эффективном давлении р_е = 10,3 бар, откуда для двухклапанной крышки цилиндра рассчитывается отрицательная петля газо­обмена 0,59 бар, а для четырехклапанной конструкции — 0,177 бар. В соответствии с этим только за счет газообмена для четырех­клапанной конструкции получается улучшение массового рас­хода топлива на 4%.

Из рис. 6.27 видно влияние к. п. д. турбокомпрессора. Зна­чение p_ц по-прежнему обозначает давление в цилиндре (изобра­жено только в период решающей фазы), р_вып — давление в вы­пускном трубопроводе. Расчет показал, что в этом случае благо­даря улучшению к. п. д. на четыре единицы (?8%) массовый расход топлива снижается на 1,8 г/(л. с. •ч), температура газов перед турбиной уменьшается на 16° С и теплота, отводимая стен­ками, становится меньше приблизительно на 1 %. Удельный рас­ход воздуха g_в возрастает примерно на 3%.

Изменение эквивалентного сечения турбины F_{т экв} влечет за собой изменение уровня давления наддува (рис. 6.28). Вследствие увеличения этого сечения на 10% давление наддува падает в данным случае с 2,47 до 2,26 бар, массовый расход топлива снижается на 0,13% (меньше отрицательная петля газообмена), удельный расход воздуха g_в уменьшается примерно на 3,5%, температура газов перед турбиной повышается на 13° С, а теплота, отводимая стенками, — примерно на 2,5%.

Сравнение результатов расчета газообмена по квазистатиче­скому методу и по методу характеристик с результатами измере­ний. Для процессов в выпускном трубопроводе допущение беско­нечно быстрого выравнивания температуры и давления является грубым. Полученные при этом результаты расчетов тем сильнее отличаются от фактических параметров, чем быстрее протекают эти процессы, т. е. чем выше частота вращения.

В своей диссертации К. Пухер выполнил расчет про­цесса газообмена методом характеристик и методом наполнения — выпуска и результаты расчетов сравнил с результатами измерений на реальных двигателях. Из примеров, заимствованных из этой диссертации (рис. 6.29, 6.30 и 6.31), можно кратко сделать сле­дующие обобщения.

1. У среднеоборотного двигателя (n = 430 об/мин, с_т = 7,9 м/с) с симметричным объединением в каждую ветвь выпуск­ного трубопровода выпусков от трех цилиндров (рис. 6.29) рас­считанное методом характеристик изменение давления в выпусном коллекторе дает очень хорошую сходимость с экспериментом, а рас­считанное методом наполнения—выпуска — удовлетворительную.

2. Для двигателя с п = 1500 об/мин, с_т = 11,5 м/с и симме­тричным объединением в каждую ветвь выпускного трубопровода выпусков от трех цилиндров (рис. 6.30) сходимость между расчет­ными и опытными данными для обоих методов несколько хуже, но все же метод наполнения — выпуска дает еще достаточный результат.

3. У двигателя с n = 1500 об/мин и симметричным объедине­нием в каждую ветвь выпускного трубопровода выпусков от двух цилиндров расчет методом наполнения — выпуска дает неудов­летворительную, а методом характеристик — хорошую сходи­мость с экспериментальными данными.

Как следует из табл. 6.2, 6.3 и 6.4, метод наполнения—вы­пуска, несмотря на расхождения в характере изменения давле­ния, очень хорошо воспроизводит и в случае высокооборотных двигателей такие термодинамические параметры, как среднее индикаторное давление p_i массовый расход воздуха G_п и макси­мальное давление сгорания; только при объединении выпусков от каждых двух цилиндров расчет методом характеристик для высокооборотного двигателя дает несколько лучшую сходимость с измерением. Отсюда можно заключить, что для практического расчета турбокомпрессора и для исследования влияния определен­ных конструктивных изменений и режима работы вполне приго­ден метод наполнения — выпуска и для высокооборотных двига­телей. Только при решении специальных проблем, когда играет большую роль действительное протекание давления в выпускном коллекторе, необходимо применять более сложный метод расчета. Такими специальными проблемами могут быть, например, расчеты, связанные с применением импульсных преобразователей, определение содержания остаточных газов в отдельных цилин­драх или вычисление различной работы выталкивания, в особен­ности у двигателей с несимметричной группировкой цилиндров. Интерес может представлять также вопрос, может ли открыться выпускной клапан под действием импульса давления от другого цилиндра, выпускающего отработавшие газы в этот же коллектор.