На формирование факелов топлива, их структуру интенсивно влияет организация гидродинамического процесса в проточной части распылителя форсунки, в частности пространства под иглой, откуда топливо, нагнета­ется в сопловые отверстия распылителя. Исслед «алиями последнего вре­мени показаны преимущества минимизации данного пространства с целью снижения токсичности выбросов. Выявлены также преимущества расположе­ния входных участков сопловых отверстий форсунок на минимальном рас­стоянии от запорной поверхности, сопряженной с иглой, что объяс­няется влиянием состояния потока топлива на входе в отверстия на пос­ледующий распад струй, С ростом энергии распыливания топлива, а пото­му скорости посадки иглы связана тенденция к уменьшению диаметра последней, что способствует повышению ресурса форсунок в условиях форсирования дизелей. Среди факторов, препятствующих гг«ыикнию давлений впрыскивании топлива, следует отметить усложнение решения задачи предотвращения аномалий топливоподачи.

Значимость приемистости турбокомпрессора и оборудуемого им дизеля с турбонадувом ранее рассматривалась в основном гфименително к пассажирским автомобилям. Осуществляются мероприятия по снижению момента инерции роторов турбокомгфоссоров, гтрорабатыьаются ггглчгючтитсльные схемы систем регулируемого турбонаддува. По динамическим качествам высокие требпвания предъявляются к двигателям автомобилей как грузо­вых, так и легковых, в первую очередь автобусов, эксплуатируемых в городских условиях. В результате совершакгтвования дизелей с турбонаддувом и их турбо-компрессорпв соответствующие требования все более успешно удовлетво­ряются, что егюсобствует расширению применения автомобилей и автобу­сов, оборудованных дизелями с турбонаддувом, в городах. Однако задача далыкяшего гедаьшкния приемистости двигателей с турбонаддувом и их турбокомгрессоров остается актуальной в отношении как гк-ыдоения про­изводительности автомобилей, так и удовлетворения возрастающих сани­тарно-гигиенических требований. Анализ режимов работы турбокомпрессоров на двигателе может быть вьшолнен с использованием рассмотренной выше расчетной схемы, в основу которой положена математическая модель совместной работы одного турбокомгрессора и двигателя. Ниже приводятся результаты расчета рассогласования режимов работы турбокомпрессоров для одного из возможных случаев их работы на двига­теле, а именно при различии температур газа перед турбинами.

Двигатели "постоянной мощности" серийно изптговляют для ряда видов самоходных машин. Длительная работа на больших нагрузках характерна, в ос­новном, для двигателей магистральных автомобилей. У технологических, в частности карьерных, автомобилей продолжитслыккгг. ненрерыьной ра­боты при полной нагрузке значительно меньше. Но эксплуатационный рас­ход топлива и здесь определяется в первую очередь эффективными КПД при ре и л, близким к номинальным. Типичными для работы двигателя на автомобилях являются режимы как стационарные при частичных нагрузках двигателя, которым соответствуют нагрузочные характеристи­ки, так и нестационарные. Наиболее характерной из последних кллнются работа двигателя при трогании с места и разгоне автомобиля с переклю­чением скоростей. Как видно из графиков, наиболее резкая не­стационарность гроявляется в процессе включения сцепления. Частота вращения ротора турбокомпрессора в этой стадии начала движения авто­мобиля низка, а кратковременность процесса не позволяет ее значитель­но повысить. Если регуля­тор скорости функционирует без значительного запаздывания, что особенно типично для двухрежимного регулирования, то неизбежно значи­тельное снижение а от значений при установившихся режимах. Это при­вело бы к резкому увеличению дымности отработавших газов в первой стадии разгона автомобиля на данной передаче. Указанный недостаток устраняют путем  ииюльзования  пневматических  корректоров топливогодами в функции давления наддува, счраничиваюших снижение. Но при этом неизбежно заметное снижение динамики разгона, что приходится допускать не только для уменьшения дымности, но и для зашиты деталей двигателя от тепловых перегрузок, которые возникли бы при резком снижении а. При переходе на следующие передачи в процессе разгона автомо­биля инершюнность турбокомпрессора становится уже положительным фактором, поскольку после установления максимальной (на предыдущей передаче) скорости движения автомобиля частота вращения ротора турбокомпрессора приближается к максимальной и сохраняется на высоком уровне при последующем разгоне на высших передачах.

Приведенная балансовая методика позволяет рассчитывать не только вариацию параметра давления, но и скорости и температуры потока. Если колебание скорости может быть учтено путем параллельного замера ста­тического и полного давления торможения потока, то замер колебаний температур представляет трудную методическую задачу. Расчет показывает, что цикловая вариация температур газа в системе выпуска составля­ет 600 К при отсутствии продувки и 800 К при продувке. Из различных видов неустановившихся режимов, имеющих место при движении автомобиля, наиболее нестационарными являются режимы, свя­занные с увеличением нагрузки, вызьшахигям перемещение рейки топливно­го насоса высокого давления. Продолжительность процесса изменения подачи топлива на один цикл может исчисляться долями секунды, по­скольку он определяется скоростью движения органа управления подачей топлива, а потому рейки отливного насоса высокого давления. Ввиду многообразия возможных программ -неустановившихся режимов ав­томобильных двигателей рассмотрим условный нестационарный процесс, характерный мгновенным увеличением подачи топлива от значения, соот­ветствующего режиму работы на холостом ходу до максимальной цикловой подачи. При этом в упрощенном рассмотрении будем полагать угловую скорость коленчатого вала неизменной.