Содержание к диссертации
Введение
1. Влияние конструктивных, регулировочных и режимных параметров системы на скоростную характеристику топлибоподачи 8
1.1. Требования, предъявляемые к скоростной характеристике топливоподачи в дизеле 8
1.2. Факторы, определяющие характер скоростной характеристики. Способы формирования характеристик 11
1.3. Задачи и общая методика исследований 31
1.4. Заключение 34
2. Расчет параметров процесса подачи топлива в дизеле 36
2.1. Механизмы подачи топлива в дизеле 36
2.2. Математическая модель 38
2.2.1. Граничные условия 44
2.2.1.1. Уравнение фаничных условий у насоса высокого давления 44
2.2.1.2. Уравнение фаничных условий у форсунки 46
2.2.2. Начальные условия 48
2.2.3. Уточнения и дополнения математической модели 49
3. Исследование возможностей формирования скоростных характеристик топливоподачи в дизеле 69
3.1. Особенности механизма подачи топлива в дизеле при скоростном форсировании насоса высокого давления 70
3.2. Влияние угла закрытия нагнетательного клапана на показатели процесса впрыскивания топлива 87
3.2.1. Основные показатели процесса подачи топлива
3.2.2. Начальные условия в нагнетательной магистрали 104
3.2.3. Сравнительный анализ методов изменения цикловой подачи топлива 114
3.2.4. Закон движения нагнетательного клапана при посадке 123
3.3. Формирование скоростной характеристики топливоподачи 142
3.4, Заключение 143
4. Расчет показателей дизеля 149
4.1. Математическая модель 150
4.1.1. О законе тепловыделения в дизеле 150
4.1.2. Процессы наполнения, сжатия, сгорания и расширения 154
4.1.3. Скорость тепловыделения 159
4.1.3.1. Относительное количество топлива, испарившегося за период задержки воспламенения 160
4.1.3.2. Закон выгорания топлива 163
4.1.3.3. Продолжительность сгорания топлива 163
4.2. Расчет корректорной ветви скоростной характеристики дизеля 164
4.2.1. О целесообразности применения дизелей постоянной мощности 164
4.2.2. Теоретические основы создания дизелей постоянной мощности 173
4.2.3. Результаты численных экспериментов 177
4.3. Заключение 183
Общие выводы и рекомендации 184
Список использованной литературы 187
Приложение 199
- Факторы, определяющие характер скоростной характеристики. Способы формирования характеристик
- Уравнение фаничных условий у насоса высокого давления
- Влияние угла закрытия нагнетательного клапана на показатели процесса впрыскивания топлива
- Относительное количество топлива, испарившегося за период задержки воспламенения
Введение к работе
Современные тенденции существенного форсирования транспортных дизелей с особой остротой ставят проблемы обеспечения их высоких эксплуатационных показателей, в значительной мере зависящих от совершенства системы тоштивоподачи. Очевидно общее стремление к комплексному улучшению параметров и характеристик впрыскивания топлива, что, в том числе, достигается и коррекцией скоростных характеристик топливоподающих систем.
Коррекция топливоподачи может быть осуществлена различными
путями, но из результатов развернутых стендовых и моторных испытаний
следует, что в данном направлении один из наиболее прогрессивных - путь
гидродинамической коррекции, гарантирующий «исправление»
характеристик топливных систем во всем диапазоне ее скоростных и нагрузочных режимов [2,3,4].
Диссертационная работа посвящена разработке впервые предлагаемого гидродинамического метода коррекции скоростных характеристик топливоподачи в дизеле путем принудительного закрытия нагнетательного клапана.
Проанализированы методы коррекции скоростной характеристики, основанные на изменении гидродинамических процессов, протекающих в системе топливоподачи. Существующие гидродинамические методы предполагают конструктивные изменения системы. Поэтому последняя не может быть оперативно перенастроена при изменении режимных параметров дизеля. Этого недостатка лишен предлагаемый метод коррекции (формирования) скоростных характеристик топливоподачи.
Метод основан на результатах исследований, связанных с интенсификацией процесса подачи топлива в дизелях. При скоростном форсировании топливного насоса высокого давления выявлен ряд особенностей механизма подачи топлива, положенных в основу метода.
5 Не требующий конструктивных изменений системы, предлагаемый метод, тем не менее, обеспечивает реализацию любой формы скоростной характеристики. Разработана методика расчетного определения закона изменения угла закрытия нагнетательного клапана в функции частоты вращения вала топливного насоса при любой подаче топлива.
Важной особенностью метода является отсутствие повторного подъема иглы форсунки (подвпрыскиваний) на всех исследуемых скоростных и нагрузочных режимах системы. Сделана попытка объяснить это явление.
Располагая методикой формирования скоростной характеристики топливоподачи, можно реализовать любой закон изменения крутящего момента на корректорной ветви внешней характеристики дизеля. На основе результатов анализа многих работ доказана целесообразность применения двигателей постоянной мощности со свободным впуском (безнаддувный вариант дизелей).
Апробирован предлагаемый метод на примере создания двигателя постоянной мощности на базе дизеля Д-240. Рассчитана корректорная ветвь внешней характеристики дизеля. Использован при этом нетрадиционный метод определения показателей цикла с учетом характеристики подачи топлива.
При участии автора оформлена заявка на выдачу патента РФ. Предмет изобретения - система топливоподачи дизелей с управляемым нагнетательным клапаном.
Автор благодарит руководство ВолгГТУ за предоставленную возможность обучаться в аспирантуре.
Очень благодарен всем сотрудникам кафедры «Автотракторные двигатели» за неоценимую помощь, оказанную при выполнении данной работы.
Заяд Мамоун Салех Халиль.
Факторы, определяющие характер скоростной характеристики. Способы формирования характеристик
Считая положение рейки насоса неизменным, для дизеля без наддува изменение Qc должно соответствовать изменению отношения Tjy/а (рис. 1.1). Однако требование устойчивой работы с нагрузкой приводит к необходимости обеспечения минимальной производной dQc/dn. С одной стороны, это вынуждает корректировать скоростную характеристику топливной системы, с другой - допускать работу дизеля с малым коэффициентом избытка воздуха (меньшим, чем при номинальном режиме) на малых частотах вращения коленчатого вала. При этом достигается граница дымления, чему еще способствует и снижение давлений впрыскивания при малых скоростях вращения коленчатого вала.
Таким образом, для достижения устойчивой работы дизеля с потребителем (высокой приспособляемости) топливоподающая аппаратура должна обеспечивать заданную скоростную характеристику подачи и в то же время высокое качество распыливания топлива при малой скорости вращения коленчатого вала.
Условие (1.3) можно выполнить двумя путями. Первый способ заключается в изменении величины активного хода плунжера топливного насоса, для чего двигатели снабжаются регуляторами. Последние воздействуют на рейку топливного насоса и обеспечивают автоматическое изменение цикловых подач топлива при изменении скоростного режима. Этим обеспечивается устойчивость работы дизеля, как на режиме холостого хода, так и при работе с нагрузкой [36].
Второй способ выполнения условия (1.3) предусматривает формирование соответствующих скоростных характеристик топливоподачи путем изменения гидродинамических процессов, протекающих в топливоподающей системе. Это достигается изменением ее конструктивных и регулировочных параметров.
Основное влияние на характер протекания зависимостей Qc=An) У топливоподающих систем с насосами золотникового типа оказывают искажающие факторы: дросселирование и сжимаемость топлива [37,38].
Дросселирование топлива возникает при его перетекании через впускное и отсечное отверстия гильзы. По мере движения плунжера проходное сечение впускного окна в гильзе уменьшается, а объемная скорость подачи нарастает вследствие увеличения скорости плунжера. В результате давление в надплунжерном объеме увеличивается, и еще до момента геометрического начала подачи (перекрытие плунжером впускного окна) может начать перемещаться нагнетательный клапан и повышаться давление в штуцере насоса. Следовательно, образование прямой волны давления у насоса из-за дросселирования может наступить раньше геометрического начала подачи.
В конце подачи, с момента открытия отсечного окна из-за дросселирования его площадь нарастает постепенно и соответственно, давление в надплунжерном объеме снижается до давления в отсечной полости насоса не мгновенно, поэтому резкого окончания подачи топлива у насоса не происходит. Действительный конец подачи топлива у насоса запаздывает по сравнению с геометрическим. Таким образом, в результате дросселирования топлива в окнах гильзы действительный активный ход плунжера оказывается больше геометрического, что вызывает увеличение действительной цикловой подачи по сравнению с геометрической.
Наличие дросселирования топлива в наполнительных (впускных) окнах гильзы подтверждается изменением скоростных характеристик подачи в случае применения окон прямоугольной формы (рис. 1.2) [38]. При этом росселирование топлива уменьшается. Для получения одной и той же цикловой подачи на номинальном режиме необходимо установить больший активный ход плунжера, чем при круглых окнах. Это повышает уровень цикловых подач топлива при понижении скоростного режима работы насоса [38], Результаты, полученные фирмой «Р. Бош», также подтверждают влияние формы окна гильзы на скоростные характеристики подачи топлива (рис. 1.3) [38].
Влияние дросселирования топлива в окнах гильзы усиливается с повышением частоты вращения вала насоса. Это хорошо согласуется с результатами численных и натурных экспериментов (рис. 1.4) [39]. Здесь приведены скоростные характеристики подачи топлива системой с насосом УТН-5. По принятой нами терминологии - это штатная система. Как видно из рисунка 1.4, по мере повышения частоты вращения вала насоса цикловая подача топлива Qc увеличивается (отрицательная гидрокоррекция). Причем, на частичных нагрузках, то есть при малых цикловых подачах, влияние скорости вращения вала насоса усиливается (более крутые кривые). Последнее объясняется усилением влияния дросселирования при большем количестве топлива, перепускаемом из надплунжерного объема при отсечке. Увеличение цикловой подачи, как правило, сопровождается увеличением действительной продолжительности впрыскивания топлива. Это также имеет место [39].
В топливной системе, где изменение цикловой подачи достигается дросселированием потока во впускном канале насоса, форма кривых скоростной характеристики другая. По мере роста скоростного режима величина цикловой подачи уменьшается по гиперболическому закону. Это объясняется тем, что время-сечение впускного отверстия в гильзе обратно пропорционально частоте вращения вала насоса [40]. Примерно такой же вид имеют скоростные характеристики аккумуляторной топливоподающей системы [41].
Уравнение фаничных условий у насоса высокого давления
Математическая модель процесса впрыскивания топлива, приведенная в предыдущем разделе, предопределяет следующий механизм подачи топлива.
В случае разделенной системы с золотниковым распределением, состоящей из топливного насоса высокого давления, нагнетательных трубопроводов и закрытой форсунки с многодырчатым распылителем, процесс впрыскивания условно можно разделить на несколько этапов.
Угол поворота вала топливного насоса, отсчитываемый от момента начала нагнетательного хода плунжера до момента открытия нагнетательного клапана, считают первым этапом. В начале хода плунжера часть топлива из надплунжерного пространства вытесняется в полость низкого давления через впускное окно. По мере перекрытия плунжером впускного окна, в результате дросселирования давление над плунжером повышается. Поэтому движение нагнетательного клапана начинается до момента полного закрытия впускного окна плунжером.
Второй этап продолжается от момента подъема нагнетательного клапана до начала подъема иглы форсунки. В топливном слое, прилегающем к клапану, повышается давление. Возникающая у клапана волна давления со скоростью звука перемещается по топливу в сторону распылителя форсунки. При определенном давлении топлива в распылителе игла начинает
При определенном давлении топлива в распылителе игла начинает подниматься. С начала подъема нагнетательного клапана до полного закрытия, плунжером впускного окна (геометрическое начало подачи) топливо подается в полость низкого давления через сужающуюся щель впускного окна, в полость штуцера и в магистраль высокого давления. После начала рабочего хода плунжера, то есть с момента полного закрытия впускного окна все топливо подается через штуцер в магистраль высокого давления.
Период от начала подъема иглы форсунки (действительное начало подъема) до момента открытия перепускного окна отсечной кромкой плунжера (геометрический конец подачи) считают третьим этапом процесса впрыскивания. С начала этого этапа плунжер топливного насоса движется с возрастающей скоростью. После начала подъема иглы распылителя давление топлива над плунжером и перед сопловыми отверстиями распылителя несколько снижается. За этим следует резкое повышение давления, что объясняется меньшим расходом топлива через форсунку в сравнении с подводом его от насоса. С возрастанием давления в полости распылителя игла быстро поднимается до упора. Подача топлива на этом этапе определяется диаметром и скоростью движения плунжера.
Прямая волна давления, образованная у насоса, отражается от распылителя волной давления или разрежения. Отраженная волна имеет положительное значение, если прямая волна повышает давление у распылителя. В случае снижения давления формируется отрицательная обратная волна. Положительная обратная волна (волна разрежения), уменьшает скорость топлива во входном сечении и амплитуду прямой волны.
Четвертый этап начинается в момент открытия перепускного окна и заканчивается при посадке в седло нагнетательного клапана. С момента начала открытия перепускного окна, топливо подается в форсунку и сливается в полость низкого давления. В результате давление над плунжером и в полости распылителя снижается. Давление над плунжером снижается быстрее, это вызывает опускание нагнетательного клапана в седло.
Пятый этап начинается в момент посадки нагнетательного клапана на гнездо и заканчивается в момент посадки иглы форсунки (действительное окончание подачи топлива). При опускании клапана его разгрузочный поясок, двигаясь в корпусе, откачивает часть топлива из нагнетательного трубопровода. Это резко снижает давление в нагнетательной магистрали, в результате чего игла форсунки опускается и подача топлива прекращается.
От момента начала отсечки в нагнетательной магистрали возможны волновые колебания топлива. Наложение прямых и обратных волн давления обуславливает сложный закон изменения давления в каждой точке нагнетательного трубопровода. При недостаточной разгрузке нагнетательной магистрали при посадке клапана, у насоса может сформироваться значительная прямая вола давления, способная повторно поднять иглу распылителя и осуществить дополнительное впрыскивание топлива. Правильный подбор параметров системы к началу следующего цикла обеспечивает затухание колебаний давления в линии нагнетания.
При математическом моделировании за основу принимается система с нагнетательным трубопроводом и закрытой форсункой, описанная в разделе 2.1. Иные схемы топливных систем считают частными случаями этой системы, как с точки зрения принципа действия, так и теоретических посылок, положенных в основу процесса впрыскивания топлива.
Процесс подачи топлива считают кратковременным единичным импульсом, возникающим во входном сечении нагнетательного трубопровода в результате выталкивания топлива плунжером насоса из объема нагнетания. Во входном сечении нагнетательного трубопровода возникает неустановившееся движение сжимаемой жидкости, при котором от насоса к форсунке с местной скоростью звука идет первичная волна давления. Эйхельберг впервые использовал уравнение неустановившегося движения жидкости для расчета процесса топливоподачи [12]. В настоящее время разработано много методов гидродинамического расчета топливных систем разнообразного конструктивного исполнения, В создание методов расчета неоценимый вклад внесли Ф. Засс, Г.Г. Калиш [13,14], В.Я. Натанзон [15], А. Пишингер [16], Т.В.Кузнецов, И.В.Астахов, Ю.Я.Фомин, Л.Н. Голубков, В. Бош и др. Наиболее полно теория процессов впрыскивания показана в работах профессора И.В. Астахова [9,10].
Применение вычислительной техники для расчета топливоподающей системы представлено в работах отечественных ученых И.В. Астахова и Л.Н. Голубкова [11], Б.В.Павлова [17], А.И.Исаева [18],Ю.Я. Фомина [19], Т.В. Кузнецова [20] и др.
Влияние угла закрытия нагнетательного клапана на показатели процесса впрыскивания топлива
Последнее является следствием долго протекающего процесса подачи. В самом деле, продолжительность этого первого периода ер (рис. 3.5) при п ІбООмин"1 резко увеличивается до 13,8 град поворота вала насоса (пв=3000 мин" ) против 3.8 град при пв=1600 мин" . Даже при уменьшенной скорости подачи заметное увеличение периода использования нагнетательного хода плунжера приводит к увеличению количества подаваемого топлива.
Если пв 1600 мин"1, то продолжительность первого периода подачи (фі,0) практически не изменяется (рис. 3.5), что делает ранее высказанную гипотезу о причине уменьшения подачи топлива наиболее убедительной. Увеличение первого периода подачи фп0, по нашему мнению, можно объяснить запаздыванием посадки нагнетательного клапана по мере повышения скорости вращения вала насоса. А это, в свою очередь, объясняется увеличением высоты его подъема.
На рис. 3.5 показано также изменение продолжительности второго периода подачи топлива роп (от момента окончания отсечки до момента окончания подачи). Если судить по характеру изменения продолжительности первого рііо и второго фоп периодов подачи и следовать той же логике анализа, то легко объяснить взаимопротивоположное изменение долей поданного топлива в первый и второй периоды впрыскивания. Увеличение первого периода фпо сопровождается уменьшением второго периода фоп-Соответственно увеличивается или уменьшается подача топлива.
Приведенный в разделе 3.1. анализ результатов, полученных при участии автора [46,47,48] позволяет коротко отметить следующее. При скоростном форсировании насоса высокого давления подача топлива в цилиндр начинается после окончания рабочего хода плунжера. С ростом скорости вращения вала насоса запаздывание начала подачи относительно момента окончания рабочего хода (начало отсечки) увеличивается. Эта и другие особенности процесса подачи позволяют разделить последний на два периода: 1) от момента начала подачи до момента посадки разгрузочного пояска нагнетательного клапана в корпус (разобщение надплунжерной полости и нагнетательной магистрали - окончание отсечки), 2) от момента посадки нагнетательного клапана до окончания подачи топлива.
В течение первого периода топливо подается за счет нагнетательного хода плунжера. За второй период в цилиндр подается только расширяющееся топливо, ранее сжатое в полостях системы при нагнетательном ходе плунжера.
По мере повышения частоты вращения вала насоса увеличивается относительная доля топлива, поданная в первый период. Следовательно, с повышением скорости вращения вала насоса увеличивается часть топлива, подаваемая во время нагнетательного хода плунжера. При пв 2300 мин"1 в первый период подается больше 50 % цикловой порции топлива, а при nB = 2800 мин1 - 78 % (рис. 3.3).
Итак, большая часть цикловой порции топлива подается в первый период, заканчивающийся в момент посадки нагнетательного клапана в корпус. Это обстоятельство и было принято за основу при разработке предлагаемого способа изменения цикловой подачи топлива путем регулирования момента посадки нагнетательного клапана. То есть предлагается изменять цикловую порцию топлива не традиционным изменением рабочего хода плунжера, а путем изменения продолжительности первого периода подачи.
Оформлена заявка на выдачу патента. Предмет изобретения - система топливоподачи с регулируемым нагнетательным клапаном. В качестве расчетного параметра, определяющего положение нагнетательного клапана, выбран угол закрытия его ф3 (отсчитывается от начала движения плунжера). Это момент входа разгрузочного пояска клапана в корпус, т.е. момент разобщения надплунжерной полости с полостями нагнетательной магистрали (штуцер насоса, трубопровод высокого давления, полость форсунки).
В результате расчетов установлено, что каждой частоте вращения вала насоса пв соответствует определенный диапазон изменения угла закрытия нагнетательного клапана (дальше клапана), в котором (диапазоне) заметно изменяется цикловая подача топлива (рис. 3.6). Этот диапазон расширяется и смещается в сторону увеличения угла закрытия клапана с повышением скорости вращения вала насоса (рис. 3.6).
Так, при п8 = 1600 мин _1 изменение угла закрытия клапана рз от 32,4 град, до 36,4 град, приводит к увеличению цикловой подачи топлива Qu от 32,8 до 68 мм3 (рис. 3.6). Изменению рз от 34,8 до 38 град, соответствует увеличение цикловой подачи Qy от 46,2 до 64,3 мм3, если частота вращения вала насоса пв = 2000 мин " . При пв = 3000 мин _1 цикловая подача Qn увеличивается от 52 до 61,8 мм , что соответствует изменению угла закрытия клапана фз от 40 до 47 град. При частотах вращения вала насоса 3600 и 4000 мин " цикловая подача топлива увеличивается от 34 до 55 мм . При этом угол закрытия клапана изменяется от 36,5 до 48 град.
Подлежат объяснению три обстоятельства, касающиеся механизма подачи топлива при изменении угла закрытия клапана: 1) заметное изменения цикловой подачи; 2) сдвиг диапазона изменения угла закрытия клапана в сторону больших углов при повышении скорости вращения вала насоса; 3) неизменность цикловой подачи топлива при достижении определенного угла закрытия клапана.
Легко объяснить причину заметного увеличения цикловой подачи при более поздней посадке клапана в корпус, используя результаты анализа, приведенные в предыдущем разделе. При неизменном для каждой частоты вращения вала насоса угле начала подачи топлива более позднее закрытие клапана означает увеличение продолжительности первого периода подачи и, соответственно, увеличение относительной доли топлива, поданного в этот период (рис. 3.3,3.5). Анализ этих рисунков убеждает только в самом факте увеличения относительной доли поданного топлива при удлинении первого периода. Причиной увеличения продолжительности этого периода было увеличение скорости вращения вала насоса пв (рис. 3.3, 3.5).
Относительное количество топлива, испарившегося за период задержки воспламенения
При рассмотрении различных методов расчета показателей рабочего цикла дизелей обращает на себя внимание ряд одинаковых принципиальных исходных положений. Так, все подобные расчеты базируются на предварительной оценке зависимостей тепловыделения x=f((p) и последующем определении по ним и выбранным исходным условиям индикаторных параметров дизеля с использованием первого закона термодинамики.
Математическое описание зависимостей x=f( p) может быть выполнено в виде оценки значений х в отдельных характерных точках и косвенного задания характера их изменения между этими точками, или непосредственно в виде непрерывной зависимости x=f( p). Здесь х - относительная доля сгоревшего топлива; ф - угол поворота коленчатого вала.
К первому методу относится известный метод Гриневецкого, в котором при принятой схеме описания индикаторной диаграммы на участке сгорания - расширения отрезками при р = const, и V = cons. Характеристика тепловыделения задается величинами степени повышения давления X, коэффициентами тепловыделения на концах видимого сгорания о\ и расширения \\. Варьируя этими значениями, можно описать довольно широкое поле значений xj = х - xw, где xw — относительная доля тепловых потерь.
Простота и удобство расчетов, возможность путем простого подбора трех коэффициентов аппроксимировать (в условном виде) разнообразные характеристики тепловыделения, непосредственно учитывать влияние величины рмах, достаточно просто и наглядно сопоставлять отдельные серии расчетов обеспечили схеме Гриневецкого большое распространение вплоть до настоящего времени.
Однако наряду с некоторыми преимуществами данная схема дает все же грубое определение процесса, что особенно видно при сравнении расчетной и реальной температурных кривых.
Поэтому для более точного учета характера тепловыделения (в виде непрерывной функции) предлагаются расчетные схемы с предварительным заданием непосредственно зависимости x=f(q ). В этом направлении выполнены многие работы, в число которых входят попытки теоретического описания зависимостей тепловыделения.
В связи с отсутствием достаточно надежной и всеобъемлющей теории процесса сгорания, которая позволила бы надежно определять эти зависимости теоретическим путем, их определение производится, как правило, по различным эмпирическим соотношениям. Большинство из них является частными случаями выражения общего закона для плотности вероятности непрерывной случайной величины. Из подобных зависимостей наибольшую известность получили соотношения, предложенные И.И. Вибе и Б.М. Гончаром [6,7]:
Детальный анализ показывает, что принципиально любая из приведенных зависимостей при удачной оценке m, b, п и величины pz позволяет получить для отдельных двигателей индикаторные диаграммы, приближающиеся к их реальным прототипам. Но это относится в основном к двигателям, процесс сгорания в которых можно описать одночленной формулой. Такие кривые характерны для тихоходных дизелей, но в этом случае зависимости по приведенным соотношениям заметно отклоняются от соответствующих реальных кривых, определенных непосредственно по индикаторным диаграммам для различных режимов работы дизеля. При этом следует отметить, что в распоряжении исследователя отсутствуют какие-либо четкие данные по выбору коэффициентов m, b, п и величине q z. Попытки выбора этих значений по аналогии с другими двигателями (особенно при расчете новых или модернизации работающих двигателей) в общем случае не могут дать удовлетворительных результатов из-за большого разнообразия возможных вариантов протекания процессов.
Как отмечено исследователями, для большинства двигателей процесс тепловыделения описывается несколькими зависимостями, каждая из которых характеризует отдельные участки процесса с последующей стыковкой граничных значений. Соответственно требуется задание нескольких коэффициентов m, b, п и значений cpz и дополнительные данные по определению границ участков. Все это резко усложняет аналитическое описание зависимостей х и весь, без того достаточно сложный, расчет рабочего процесса с использованием кривых х = і(ф).
Недостатком соотношений является также включение в них полной продолжительности тепловыделения фг. Между тем, как показывает анализ, для большинства двигателей тепловыделение на конечных участках процесса характеризуется однотипным неуправляемым вялым протеканием. Поэтому значение 9г не всегда характеризует тип процесса и принятие этой величины в качестве определяющего параметра нецелесообразно, тем более, что ее определение путем анализа индикаторных диаграмм весьма неточно. Это усложняет и делает неточной аппроксимацию опытных зависимостей х = f((p) указанными соотношениями. Неточности усугубляются трудностями оценки коэффициентов m, b, п из-за указанных различий в характере протекания тепловыделения на различных участках процесса (до х = 0,8 -Ю,9) и тем более для всего процесса. Такие трудности просматриваются даже при обработке опытных данных малооборотных двигателей.
Все отмеченное, естественно, отражается на точности и удобстве последующих расчетов, связанных с определением индикаторных параметров. К тому же трудоемкость таких вычислений для различных вариантов исходных условий, включая рмах и Ь, по сравнению со схемой Гриневецкого резко усложняется из-за необходимости многократных повторных расчетов индикаторных параметров. Сложность подобных исследований при малой точности получаемых результатов (главным образом из-за неопределенности и неточности выбора зависимостей тепловыделения) делает подобную схему расчета недостаточно надежной и удобной для ее широкого применения в инженерной практике.
Делались попытки построения кривой тепловыделения для дизелей, работающих на разных режимах. Однако, за основу принимались соотношения И.И. Вибе и Б.М. Гончара [117,118].
